Файл: Кафедра курсовой проект проектирование привода рабочей машины тема проекта Руководитель Калиновская Т. Г. подпись, дата фио.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.11.2023
Просмотров: 427
Скачиваний: 9
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
=Р2
= 3,17 0,95 = 3,0 кВт;
: 
= 
= 9550 
= 9550 
= 22,4 Нм.
= 
= 22,4 5 0,96 = 107,4 Нм.
= ∙ 
= 107,4 2,35 095 = 239,8 Нм.
Таблица 1 - 
| Валы | Частота вращения об/мин | Мощность, кВт | Крутящий момент, Н.м. | Передаточное отношение | К.П.Д. | |||||
| I |  | 1410 | Р1 | 3,30 | | 22,4 | | 5,0 |  | 0,98 |
| II |  | 282 | Р2 | 3,17 | | 107,4 | | 0,96 | ||
| | 2,35 | |||||||||
| III |  | 120 | Р3 | 3,0 | | 239,8 | | 0,95 | ||
2 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений2.1 Выбор материалов для зубчатых колесШестерня – сталь 45; Dзаг более 120 мм; термообработка – улучшение; НВср1=215. [2, табл.7].Колесо – сталь 45, Dзаг любой; термообработка – нормализация; НВср2=190. [2, табл.7].2.2 Определение допустимых контактных напряженийгде σон – предел контактной выносливости, МПа, σон=2НВср+70. [2, табл.7].Sн – коэффициент безопасности, Sн=1,1. [2, табл.7].Кнл =1,0 – коэффициент долговечности.2.3. Определение допускаемых изгибных напряженийгде σof – предел изгибной выносливости, МПа, σof= 1,75∙НВср. [2, табл.8].Sf – коэффициент безопасности, Sf=1,7. [2, табл.8]. КFL =1,0 – коэффициент долговечности;КFC – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего; приложения нагрузки, КFС =1,0. [2, табл.8].3 Расчет закрытой конической передачи с прямыми зубьями3.1 Проектный расчетИз условия контактной прочности находим ориентировочное значение среднего делительного диаметра шестерни: , мм.где Т1 – крутящий момент на валу шестерни, Нм;КНβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, зависящий от твердости зубьев передачи и расположения колес относительно опор, КНβ = 1,1. [2, табл.10]. – коэффициент ширины венца колеса по среднему делительному
диаметру шестерни, [2, табл.11]. – передаточное отношение проектируемой конической передачи; Н – допускаемые контактные напряжения для материала колеса, как наиболее слабого звена передачи, МПа; – вспомогательный коэффициент, для стальных колес с прямым зубом . [2, табл.9]. мм. Ширину зубчатого венца колеса определяем по формуле: b = · , ммb = 0,4 · 56,49 = 22,6 мм.Находим внешние делительные диаметры шестерни: , мм. .Колеса:Полученные при расчете величины bи округляем до стандартных значений, b = 45 мм и Так как значение b, найденное расчетом составляет b=22,6, а по таблице b=45, то принимаем b=30 мм.Внешний окружной модуль передачи рассчитываем по формуле: . .Принимаем мм.Число зубьев колеса определяем по формуле:z2 = = 105Принимаем z2=105.z1 = = 21Принимаем z1=21.Фактическое передаточное отношение:Uф = = 105/21 = 5.Отклонение: = ∙ 100% = 0 % < 4%.
Углы делительного конуса:
=11°30'
30'
Основные геометрические параметры определяем по формулам:
Внешний делительный диаметр:
.
.
.
Внешний диаметр вершин зубьев:
.
.
.
.
Внешнее конусное расстояние:
.
.
Средний модуль:
.
.
Средний делительный диаметр:
.
.
.
.
Высота головки зуба:
мм.
Высота ножки зуба:
=
3= 3,6 мм.
Угол ножки зуба:
= 
Угол головки зуба:
=
Проверяем соблюдение условий: 
.
