Курсовая детали. Техническое задание на курсовой проект 2 1 Кинематическая схема машинного агрегата 2

• Название: Техническое задание на курсовой проект 2 1 Кинематическая схема машинного агрегата 2
• Анкор: Курсовая детали
• Дата: 09.07.2021
• Размер: 0.51 Mb.
• Имя файла: Kursach_85.docx
• Тип: Техническое задание; #223788
• страница: 2 из 6

2.2 Расчет цилиндрической ступени редуктора

Принимаем для шестерни сталь 40–45 улучшенную с твердостью HB 295; для колеса сталь 40–45 улучшенную с твердостью HB 255.

Допускаемые контактные напряжения по формуле

[ σ_H]= σ_H0 ·K_HL/ [S_H],

где ,

σ_H0 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью HB<350 =2HB+70;

K_HL – коэффициент долговечности, K_HL =1;

[S_H] – коэффициент безопасности, принимаем [S_H]=1,1;

H = 255 HB – твердость колеса.

σ_H0 = 2·255+70 = 580 МПа;

[σ_H]= 580/1,1 = 527,27 Мпа.

Предел прочности на изгиб:

[σ_F]= σ_F0 · K_FC ·K_FL / [S_F],

где

σ_F0 = 1,8HB – напряжение при изгибе;

σ_F0 =1,8∙255 = 459 МПа – напряжение при изгибе для колеса.

Коэффициент безопасности принимаем [S_F] = 1,65.

K_FC = 1 – при односторонней нагрузке;

K_FL= 1.

Допускаемые напряжения для колеса

[σ_F] = 459/1,65 = 278,181 МПа.

Межосевое расстояние

a_{ᴡ =} ,

где,

u = 4 – передаточное число на втором валу;

E_пр = 2E₁·E₂/( E₁ + E₂) = 2,15·10⁵ МПа;

Т₂=М₃ = 2458,598/2 = 1229,299 МПа – вращающий момент на втором валу;

K_Hβ = 1,2 – коэффициент концентрации напряжения д/несимметрично расположенных колес;

[σ_H]= 527,27 МПа – допускаемое контактное напряжение;

ψ_ва = 0,325 – коэффициент ширины венцов.

a_{ᴡ =} м

Принимаем ближайшее значение по ГОСТ 2185-66 a_{ᴡ =} 0,25 м.

Нормальный модуль зацепления

m_n = ,

где,

Т₁=M₂ = 633,556/2 = 316,778 Н·м – вращающий момент на втором валу;

K_Fβ= 1,3 – коэффициент нагрузки, выбирается на основании ГОСТ 21354–75

Z_Fβ= K_Fα·Y_β / Ԑ_α

K_Fα – коэффициент, зависящий от окружной скорости и класса точности, V_окр= ω₂·R;

d₁ = 2a/(u+1) = 2·0,25/(1+4) = 0,1 м;

V_окр= 9,423·0,05 = 0,471 м/с.

В соответствии с таблицей, 8 классу точности K_Fα = 1,22.

Y_β = 1– (β/140º) – коэффициент повышенной изгибающей прочности;

β = 12º - угол наклона делительной линии зуба;

Y_β = 1– (12º/140º) = 0,914.

Ԑ_α = 1,5 – коэффициент торцевого перекрытия;

Z_Fβ= 1,22·0,914 / 1,5 = 0,743.

Y_F = 3,9 – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев, в соответствии с ГОСТ 21354–75;

z₁ = 21 – количество зубьев на шестерне;

ψ_m = 25 – коэффициент характера(типа) зубчатой передачи, выбирается из таблицы.

[σ_F] – предел прочности на изгиб.

m_n = м = 2,54 мм.

Выбираем модуль в соответствии с ГОСТ 2185-66 из первого ряда m_n=3 мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:



Принимаем =163.

Число зубьев шестерни



Принимаем =33.

Число зубьев колеса =163-33=130.

Фактическое передаточное число



Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

,

.

Диаметры вершин зубьев

,

.

Ширина шестерни .

Ширина колеса = 81,25+10 = 91,25 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

м/с

При такой скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

.

По таблице 3.4 1,06;

по таблице 3.5 при 0,803, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес 1,1;

по таблице 3.6 1.

.

Проверка контактных напряжений





МПа

Силы, действующие в зацеплении:

окружная кН

радиальная кН

осевая =6260∙tg = 1330,605 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле



Коэффициент нагрузки .

По таблице 3.7 при = 0,803, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес = 1,2;

По таблице 3.8 =1,1.

.

Коэффициент прочности зуба для шестерни берем из ГОСТ 21354 – 75, для шестерни Y_F = 3,9

Определим коэффициенты и