Теми рефератів
> Реферати > Курсові роботи > Звіти з практики > Курсові проекти > Питання та відповіді > Ессе > Доклади > Учбові матеріали > Контрольні роботи > Методички > Лекції > Твори > Підручники > Статті Контакти
Реферати, твори, дипломи, практика » Курсовые обзорные » Проектування зубчастого редуктора

Реферат Проектування зубчастого редуктора





gn=bottom>

s HP max

s FP

s FP max

N

N

1

45

1050-74

Загартування

45

880

1000

800

2460Дў

240

480

60

4

2

40

977-75

Поліпшення

НВ220

380

580

600

1060

90

200

60

4


Еквівалентні числа циклів контактних напружень зубів шестерні N не1 і колеса N Не2 /6. с.43/


N не1 = 60 в€™ n т в€™ t 0 в€™ c н

N Не2 = 60 в€™ n б в€™ t 0 в€™ c н


де t 0 = 21024 год - розрахунковий термін служби приводу,

c н - параметр режиму навантаження по контактним напруженням, який для важкого режиму дорівнює c н = 0,5/ 2. с.95 /.


N не1 = 60 в€™ 267,9 в€™ 3731,76 в€™ 0,5 = 30 в€™ I0 6 циклів;

N Не2 = 60 в€™ 75,45 в€™ 3731,76 в€™ 0,5 = 8,45 в€™ 10 6 циклів.

Коефіцієнти довговічності при розрахунку на контактну витривалість 2. с.113

Для шестерні :


В 

Для колеса:


В 

де N HO 1 = N НО2 = 60 в€™ 10 6 - базове число циклів (табл.)

В 

До HL 1 = 6 в€љ 60 в€™ 10 6 /30 в€™ 10 6 = 1,21;


приймаємо К HL 1 = 1;

В 

До HL 2 = 6 в€љ 10 в€™ 10 6 /8,45 в€™ 10 6 = 1,03;


приймаємо К HL 2 = 1;

Допустимі контактні напруги для шестірні s НР1 і колеса s НР2 /5. с.113 /:


s НР 1 = s 0 НР 1 в€™ К HL1 , s НР 2 = s 0 НР 2 в€™ До HL2


Де s 0 НР1 = s 0 НР2 = 800 МПа - допустиме контактне напруження при базовому числі циклів навантаження (Табл. 1);

s НР1 = 800 в€™ 1,12 = 896 МПа,

s НР2 = 600 в€™ 1,03 = 618 МПа;


для подальших розрахунків приймаємо менше значення, тобто


s НР = s НР2 = 618 МПа.


4.2 Визначення основних параметрів щаблі


З метою підвищення несучої здібності передачі, поліпшення плавності зачеплення і зниження шуму при експлуатації використовуємо косозубі зубчасті колеса. Міжосьова відстань а т (Мм) тихохідної ступені/3. с. 10/


В 

де U т = U ред = 5,0 - передавальне число; Т Т = 242,1 Н в€™ м - крутний момент на веденому колесі; s НР = 800 МПа - допустиме контактне напруга;

До н = 1,4 - коефіцієнт навантаження; С = 8900 - чисельний коефіцієнт для косозубих передач/4. с.63 /; y а - коефіцієнт ширини колеса. Беручи y а = 0,25/3. с.11 /,/4. с.64 /, отримаємо


а т ≥ (2,24 +1) . ( 524,02 . 1,4/0,25 (8900/618 . 2,24) 2 ) 1/3 = 160,38;


Округлюємо отримане значення а Т до найближчого стандартного значення за СТ


З в€™ h ск 4 ЕВ 229-75/3. с.12/і приймаємо а Т = 160 мм.

Ширина колеса: b 2 = y а в€™ а Т = 0,25 в€™ 160 = 40 мм.

Ширина шестірні: b 1 = b 2 + (5 ... 10) мм = 46 мм.

Приймаються стандартні по ГОСТ 6636-69 значення/3. с.372 /: b 1 = 40 мм і b 2 = 46 мм....


Назад | сторінка 3 з 11 | Наступна сторінка





Схожі реферати:

  • Реферат на тему: Проектування колеса тихохідної ступені механічної передачі приводу
  • Реферат на тему: Розрахунок посадок і параметрів зубчастого колеса
  • Реферат на тему: Проектний розрахунок редуктора, складальне креслення валу, веденого і зубча ...
  • Реферат на тему: Вибір та розрахунок основних параметрів зубчасто колеса
  • Реферат на тему: Термічна обробка зубчастого колеса