Файл: Курсовой проект Вариант 43101 по дисциплине механика 2 Исполнитель.docx

---

Задача 3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений редукторной пары

По [1, с.52, таблица 3.1 и 3.2] назначаем материал для изготовления зубчатых колёс: шестерни – сталь 40x, твёрдость поверхности 302 НВ, термообработка улучшение, =750 МПа, D_пред=125 мм, S_пред=80 мм. S_пред=80 мм; колёса – сталь 40х, твёрдость поверхности 269НВ, термообработка улучшение, =750 МПа, D_пред=125 мм, S_пред=80 мм.

1. 
   Определение допускаемых напряжений
   

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних НВ_1ср- НВ_1ср ≥70 и твердостей зубьев колеса НВ≤350НВ_2ср рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:



Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н1.


Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса .



где N_Н0— число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл. 3.3[1) N_Н01 =25∙10⁶ циклов, N_Н02 =16,5∙10⁶ циклов; N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).





Здесь ω— угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L — срок службы привода (ресурс).

Продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

L_h = 365 · L_г · Lc · t_c

- L_г=8 г. - срок службы передачи;

- Lc=2 - количество смен; 1

---

- t_c=8 ч. - продолжительность смены;

L_h = 365 · 8 · 2 ·8 = 46720 ч.





Для колес с поверхностной закалкой 1 ≤К_YL ≤1,8. Принимаем К_YL=1

Допускаемое контактное напряжение[σ]_Н01 и [σ]_Н02соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_Н01 =25∙10⁶ циклов, N_Н02 =16,5∙10⁶ циклов определяем по табл.3.1 [1],







K_{H β}- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающихся зубьев K_{H β}=1.

Определение допускаемых напряжений на изгиб для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2.



Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса .



где N_F0=4∙10⁶— число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).





Для колес с поверхностной закалкой 1 ≤К_YL ≤1,8. Принимаем К_YL=1

Допускаемое контактное напряжение[σ]_F01 и [σ]_F02соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений определяем по табл.3.1 [6],





Таблица 3.1. Результаты решения задачи 3

Элемент передачи	Марка стали	Dпред, мм	Термообработка	HRC/HB	[ σ ]H, МПа	[ σ ]F1 МПа
			Способ отливки
Шестерня	40Х	200	У	302	523	311
Колесо	40Х	-	У	269		277

---

---

Задача 4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние рассчитываем по формуле [1]



где K_a – коэффициент межосевого расстояния,

K_Hβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, полученной в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев,

Ψ_a – коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию,

Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Н·мм.

K_a =43– для косозубых колес [4]

Производим расчет коэффициента

K_Hβ = 1

Найденные значения коэффициентов подставляем в формулу

мм

Полученное значение округляем до стандартного значения [1] a_w = 100 мм.

Расчёт предварительных основных размеров колеса



Где - делительный диаметр, мм


Ширина:

мм
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[1]): b₂ = 28 мм.

Расчёт и выбор по СТ СЭВ модуля передачи



Где - модуль передачи, мм

- коэффициент модуля передачи

По рекомендации [1] принимаем ,

МПа (см. п.2.2)

=1.35 мм

По рекомендации [1, 1^ый ряд], принимаем m=1.5мм.

Определение суммарного числа зубьев предварительного угла наклона

---