Курсовой проект по технической механике представляется в виде пояснительной записки, сборочного чертежа редуктора, чертежа цилиндрического зубчатого колеса и тихоходного вала
![]()
|
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КHL=1,0, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, § 3.2]. Определяем допускаемые контактные напряжения ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Определяем допускаемое контактное напряжение ![]() ![]() 2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КFL=1,0, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, § 3.2]. Определяем допускаемые напряжения изгиба ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Таблица 6 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
2.4 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Определяем главный параметр передачи - межосевое расстояние ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Принимаем ![]() Определяем делительный диаметр колеса ![]() ![]() Определяем ширину венца колеса ![]() ![]() Определяем модуль зацепления m, мм, по формуле ![]() где ![]() Принимаем т=2 мм. Принимаем предварительно угол наклона зубьев ![]() Определяем суммарное число зубьев ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Принимаем ![]() ![]() Определяем фактическое передаточное число ![]() ![]() ![]() ![]() Уточняем действительную величину угла наклона зубьев ![]() ![]() Определяем фактическое межосевое расстояние по формуле ![]() Определяем основные геометрические параметры передачи Таблица 7 Размеры в миллиметрах
Проверяем межосевое расстояние ![]() ![]() Проверяем межосевое расстояние ![]() ![]() Проверяем пригодность заготовок колес [таблица 7]: диаметр заготовки шестерни ![]() толщина диска заготовки колеса ![]() Условие пригодности заготовок колес [таблица 6]: ![]() ![]() 2.5 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную прочность Определяем окружную силу в зацеплении ![]() ![]() Определяем окружную скорость колес ![]() ![]() Определяем расчетные контактные напряжения ![]() ![]() ![]() недогруз составляет ![]() где К=376 - вспомогательный коэффициент [5, раздел 4.1]; ![]() ![]() 2.6 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициенты формы зуба шестерни и колеса по формулам ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() Определяем коэффициент, учитывающий наклон зуба ![]() ![]() Определяем расчетные напряжения изгиба ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Расчетные напряжения изгиба значительно меньше допускаемых значений, так как нагрузочная способность передачи ограничена контактной прочностью. Таблица 8 - Параметры закрытой зубчатой цилиндрической передачи, мм
Модуль зацепления m 2 Диаметр делительной окружности: шестерни ![]() колеса ![]() 40,8
Ширина зубчатого венца: шестерни ![]() ![]() ![]() колеса ![]() 46
Число зубьев: шестерни ![]() колеса ![]() 0 83Диаметр окружности вершин: шестерни ![]() колеса ![]() 44,8
Вид зубьев косые Диаметр окружности впадин: шестерни ![]() колеса ![]() 35,8
|