![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Техническое задание №17 вариант 1
- •Содержание
- •1. Введение
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
- •3. Расчет открытой передачи
- •4.Расчет закрытой передачи
- •5. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников.
- •6. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Быстроходный
- •Тихоходный
- •7. Проверочный расчет подшипников.
- •8. Конструирование зубчатых колес
- •9. Конструирование корпуса рудуктора
- •10. Уточненный расчет валов
- •11. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •12. Выбор муфты.
- •13. Смазывание. Выбор сорта масла.
- •14. Сборка редуктора
- •15. Заключение
- •16. Список использованной литературы
4.Расчет закрытой передачи
Принимаем материалы: для шестерни – сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 и для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения
.
При
длительной эксплуатации
=1.
Коэффициент безопасности примем
=
1,15.
По
таблице 3.2 предел контактной выносливости
при базовом числе циклов
=
2HB+70.
Тогда допускаемые контактные напряжения:
Для
шестерни
=
=530
МПа;
Для
колеса
=
=485
МПа.
Для
криволинейных колес принимаем расчетное
допускаемое контактное напряжение
=0,45
=
=460
МПа.
Передаточное число редуктора u=3,15.
Вращающие моменты:
На валу шестерни Т1= 26,656*103 Н*мм;
На валу колеса Т1=79,83*103 Н*мм.
Коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, при консольном
расположении одного из колес принимаем
по таблице 3.1
=
1,25.
Коэффициент ширины венца по отношению к конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение)
=
=
0,285.
Тогда внешний делительный диаметр колеса при проектировочном расчете по формуле
de2=Kd
,
где для колес с круговыми зубьями Kd= 86;
de2=86*
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее значение de2=160 мм.
Примем число зубьев шестерни z1=25.
Число зубьев колеса z2=z1*u=25*3,15=78,75.
Примем z2=79.
Тогда
.
Отклонение
от заданного
,
что допускается по ГОСТ 12289-76.
Внешний
окружной модуль
мм.
В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение mte. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Оставим значение mte= 2,02.
Углы делительных конусов
ctg
Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b
Re=
мм;
B=
мм.
Внешний
делительный диаметр шестерни
de1=mte+z1=2,02*25=50,5 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)
dae1=de1+
dae2=de2+
Средний делительный диаметр шестерни
d1=
84-0,5*24)*
мм.
Средний окружной и средний нормальный модули зубьев
мм;
мм.
Здесь
принят средний угол наклона зуба
.
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость и степень точности передачи
Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.
Коэффициент
нагрузки для проверки контактных
напряжений
по
таблице 3.5
=1,05;
по
таблице 3.4
=1,05;
по
таблице 3.6
=1.
Таким
образом,
=
1,05*1,05*1=1,1025.
Проверка контактных напряжений
=
=
МПа
.
Силы в зацеплении:
Окружная
Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса
Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса
.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
.
Коэффициент
нагрузки
Здесь
по таблице 3.7
,
по таблице 3.8
.
Коэффициент
формы зуба выбирают так
.
Для
шестерни
Для
колеса
При
этом
=
3,665 и
=3,60.
Коэффициент
учитывает повышение прочности
криволинейных зубьев по сравнению с
прямолинейными:
.
Коэффициент
учитывает распределение нагрузки между
зубьями. По аналогии с косозубыми
колесами принимаем
где
n=7
–
степень точности передачи,
.
Допускаемое
напряжение
По
таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при
твердости НВ<350 предел выносливости
при отнулевом цикле изгиба
=1,8НВ;
для
шестерни
=1,8*270=490
МПа;
для колеса =1,8*245=440 МПа.
Коэффициент
безопасности
=1,75*1=1,75.
Допускаемые
напряжения и отношения
:
Для
шестерни
Для
колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как
.
Проверяем зуб колеса