Курсовая Василовский П. М.PDFpdf. Техническое задание на курсовой проект
 Скачать 0.94 Mb.
|
|
Минусинский сельскохозяйственный колледж Техническое задание на курсовой проект дисциплина ОП. 02 ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА специальность: 23.02.03. Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта студент: Василовский Павел Михайлович группа: ТО-20-11-1 задание: Определить основные размеры шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора, если мощность на ведущем валу редуктора Р 1 и угловая скорость вала ω 1, передаточное число редуктора u. Редуктор предназначен для длительной работы. Передача не реверсивная, высоконагруженная. Материал зубчатых колес имеет твердость на поверхности HRC 45. ____________________________________________________________________ __________________ Исходные данные для проектирования: P, кВт = 10; W, рад/сек = 120; u = 2 Срок представления к защите «_____» _______________ 2021 г. Перечень разделов пояснительной записки: Содержание Введение 1.Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес. 2.Определение допускаемых контактных напряжений. 3.Определение допускаемых напряжений изгиба. 4.Определение межосевого расстояния. 5.Определение модуля передачи. 6.Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса. 7.Определение числа зубьев шестерни и колеса. 8.Уточнение передаточного числа. 9.Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев. 10. Определение размеров зубчатых колес. 11. Размеры заготовок. 12. Определение усилий в зацеплении 13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность. Заключение Список литературы Графическая часть: чертеж зубчатого колеса - формат А3 Дата выдачи задания __________ Руководитель _______Никонова С.Ю. Минусинский сельскохозяйственный колледж Специальность: 23.02.03. Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта Курсовая работа на тему: Определение основных размеров шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора Выполнил: Студент 2 курса гр. ТО- 20-11-1 Василовский П. М. Руководитель: Никонова С.Ю. г. Минусинск, 2021г Введение В данной курсовой работе представлен расчёт основных размеров шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора по заданным: мощности электродвигателя, угловой скорости, передаточному числу. Расчёт основных размеров шевронной передачи производится по основным критериям: материалу и термической обработки зубчатых колес; допускаемых контактных напряжений; допускаемых напряжений изгиба. Расчет на прочность произведен согласно ГОСТ 6532-70. Термины, определения и обозначения, относящиеся к геометрии и кинематике шевронной передачи, приняты по ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 16531- 83. Методы расчета геометрических и кинематических параметров, используемые в расчетах на прочность – по ГОСТ 16532-70. Автомобильная промышленность – это промышленость, где шевронная передачи применяется довольно часто. Шевронные передачи применяют в тех случаях, когда требуется передавать большую мощность, применяют в тягачах, тракторах, где нужна большая тяговая мощность. Назначение передачи: передача высоких крутящих моментов и при необходимости плавной работы механизма. Данный механизм состоит из зубчатых колес с V-образной формой зуба, что позволяет гасить осевые нагрузки, возникающие при работе косозубой передачи. Шевронное зацепление обеспечивает высокий крутящий момент и плавность работы. Преимущества передачи: высокая плавность хода, что достигается благодаря большому углу наклона зубьев-это позволяет несколько снизить массу изделия, а также размеры узла в целом; долговечность при соблюдении норм эксплуатации (регулярная смазка, выбраковка, отсутствие перегрева и механических повреждений) составляет порядка 40 000 часов, надёжность данного узла будет очень высокой, что обусловлено ещё и отсутствием осевых Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ нагрузок на подшипник. Как следствие, не возникает перегрева вала и опоры; высокий КПД (97-98 %) - ещё одно из преимуществ шевронных колес. Данный показатель нередко является определяющим фактором при выборе типа передачи в том или ином узле, так как позволяет добиться минимальных потерь во время эксплуатации. Такие достоинства шевронной передачи играют немаловажную роль при эксплуатации в тяжело нагруженных узлах машин. Недостатки передачи: сложность изготовлении; стоимость шевронного колеса достаточно высока, хоть оно и является долговечным; точность монтажа также должна быть высокой, следовательно, увеличивается количество затрачиваемого времени на установку детали; шумность на высоких скоростях, которая глушится с помощью специальной смазки и кожухов. Зубчатые редукторы – механизмы, состоящие из зубчатых передач, размещенных в корпусе и служащие для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ Схема зубчатой пары шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора Делительные диаметры шестерни и колеса: d 1 d 2 Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса: d α1 d α2 Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса: d f1 d f2 Угол наклона зубьев колёса β Межосевое расстояние - aw Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 5 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 1. Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес. Материалы для изготовления зубчатых колес и необходимую твердость выбирают в зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритам передачи. Основным материалом колес силовых передач являются термически обрабатываемые конструкционные углеродистые и легированные стали. Сталь – сплав железа с примесью различных элементов, среди которых основным является углерод, содержание которого варьируется в диапазоне от 0,1 до 2,14%. сплав железа, содержащий в составе более 0,6% углерода, относится к классу высокоуглеродистых, что положительно отражается на их прочности, в свою очередь снижая пластичность. Сталь, в состав которой входят легирующие элементы, и содержащая не менее 45% железа, является легированной. Материал: шестерня сталь 40ХН. Термообработка улучшение (У) с закалкой ТВЧ (У+ТВЧ), твердость поверхности 45HRC, Колесо сталь 40ХН. Термообработка улучшение + закалка (У+закалка). Твердость - шестерня НВ 01 =285 Твердость - колесо НВ 02 =235 ТВЧ закалка - это упрочнение поверхности детали с помощью токов высокой частоты (ТВЧ). Процедура необходима для повышения срока службы стальных конструкций за счет улучшения таких качеств как прочность и надежность. Улучшение — комплексная термическая обработка металлов, включающая в себя закалку и последующий высокий отпуск. Термическая обработка металла – это совокупность операций Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 6 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ нагрева, выдержки и охлаждения твёрдых металлических сплавов с целью получения заданных свойств за счёт изменения внутреннего строения и структуры. ∆Н- разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса. Шестерня - сталь марки 40ХН твёрдость (235-262НВ) – высококачественная легированная сталь, имеющая в составе углерод – в процентном соотношении от 0,36% до 0,44%, марганец от 0,5% и вплоть до 0,8%, вкрапления никеля в соотношении от 1% до 1,4%, порошок кремния от 0,17% до 0,37%, элементы серы и фосфора – каждый из которых не превышает 0,035%, также соединения хрома от 0,45 до 0,75% и добавление 0,3% меди. Достоинства стали 40XH: высокая механическая прочность, долговечность (срок службы деталей из этой стали более 30 лет), не теряет пластичность и не изменяет зернистость при сварке элементов. Недостатки стали 40ХН: после термической обработки сталь 40ХН приобретает предел выносливости по трещинообразованию в 2 раза больше, нежели до обработки, а предел прочности по разрушению в 6 раз. Максимальная толщина деталей из стали 40ХН не должна превышать 120 мм. Средняя твёрдость зубьев шестерни: НВ01= 0,5 * (НВmin+НВmax) НВ01 = 0,5 * (235+262) НВ01 = 248,5 Средняя твёрдость зубьев колеса: НВ02 = 0,5 * (269+302) НВ02 = 0,5 * (285,5) НВ02 = 285,5. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 7 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 2. Определение допускаемых контактных напряжений Допускаемое напряжение – это наибольшее напряжение, при котором обеспечивается требуемая прочность, жёсткость и долговечность элемента конструкции в заданных условиях его эксплуатации Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле, [ Н] = Him × ZN / SH, МПа, где Him – предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений (1, табл. 3); Шестерня Hlim =17 HRC0 + 200, (1, табл. 3); Hlim 1 = 17 × 45 + 200= 965 МПа; Колесо Hlim = 2 × НВ 02 + 70; Hlim 2 = 2 × 285,5 + 70 = 641 МПа; Z N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи; (1, табл.3); Для шестерни Z N1 = 0,8; Для колеса Z N2 = 0,84; SH – коэффициент запаса прочности. (1, табл.3); Для шестерни SH = 1,2; [𝜎𝐻 1 ]= 965×0,8 1,2 = 643,3 МПа; Для колеса SH = 1,1; [σH 2 ]= 641×0,84 1,1 = 489,5 МПа; Для шевронных передач за расчетное напряжение принимаю допускаемое контактное напряжение для колеса: [ 𝜎𝐻]=[𝜎𝐻2]=489,5 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 8 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 3. Определение допускаемых напряжений изгиба Допускаемое напряжение — максимальное напряжение, при котором материал должен работать, не подвергаясь опасным деформациям или разрушению. Допускаемые напряжения изгиба определяют по формуле: [ F] = σFlimYR×YZ×YA×YN SF МПа ; где Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (1, табл. 4); Шестерня - Flim = 650; YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями. YR = 1; YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок). YZ = 1; YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (передача не реверсивная). YA = 1; YN – коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб. YN = 1; SF – коэффициент запаса прочности (1 табл.4); SF = 1,7; Для шестерни σF 01 = σFlim 1 ×YR×YZ×YA×YN SF = 650×1×1×1×1 1,7 = 382,4МПа; Для колеса F 02 = 1,75×σFlim 2×YR×YZ×YA×YN SF = 1,75×235×1×1×1×1 1,7 =241,9 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 9 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 4. Определение межосевого расстояния Межосевое расстояние – это расстояние между ведомым и ведущим валом, aw = Ka (u ±1)√ T 1 ×K H u×ψ ba ×[σ H ] 2 3 , мм, где, Ka = 410 – для шевронной передачи, МПа; u = 2 – передаточное число; T1 – вращающий момент на шестерне, Н∙м; Шестерня: 𝑇 1 = 𝑃 𝜔 = 10 120 = 0,8Н м=0,8×10 3 Н мм=80Н мм; KH – коэффициент нагрузки; КН = 1,2; bа – b2 / aw – коэффициент ширины венца колеса; Выбираю из ряда стандартных чисел; bа = 0,8; [ Н] – расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа. [ Н] = 489,5; aw = Ka (u ±1) × √ T 1 ×K H u×ψ ba ×[σ H ] 2 3 ; aw = 410 (2 + 1)× √ 80×1,2 2×0,8×489,5 2 3 = 77,49; Вычисленное значение межосевого расстояния аw округляю до стандартного значения (ГОСТ – 2185–66): aw = 80 мм; Зубчатые колеса передач общего машиностроения изготовляются по 8-й степени точности. При постоянной нагрузке, твердости поверхности зубьев колеса Н2 350 НВ, 8-й степени точности изготовления зубчатых колес и окружной скорости < 15 м/с. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 5. Определение модуля передачи Модуль зацепления (m) – это часть диаметра делительной окружности, приходящейся на один зуб. Для обеспечения равной контактной и изгибной выносливости зубьев минимальное значение модуля передачи определяют из условия прочности на изгиб: m = K m T 1 (u±1) a w b 2 [σF]2 , мм, где Km = 5,6∙ 10 3 – для шевронных передач; 𝑇 1 – вращательный момент на шестерне, Н∙ м, (п.4); 𝑎 𝑤 – межосевое расстояние (п.4); 𝑏 2 – ширина венца колеса; 𝜎𝐹 2 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса (п.3); 𝑏 2 = 𝜓 𝑏𝑎 × 𝑎 𝑤 = 0,8 × 80 = 64 мм; 𝜓 𝑏𝑎 – коэффициент ширины венца колеса (п.4); m = K m T 1 (u±1) a w b 2 [σF]2 = 5600×80×(2+1) 80×64×241,9 = 1,08мм; Округляю по ГОСТ 9563-80: m = 1,5 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса Zs = 2 × a w × cosβ m , где β – угол наклона зубьев колёса, для шевронных колёс β = 25-40°; β = 30°; Zs – сумарное число зубьев шестерни и колеса ; cos30° = 0,87; 𝑎 𝑤 – межосевое расстояние (п.4); m – модуль передачи (п.5); Zs = 2 × 80 × 0,87 1,5 = 92,8; Полученное значение Zs округляю до целого числа Zs = 93. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 12 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 7. Определение числа зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни: 𝑍 1 = 𝑍 𝑠 𝑢 + 1 = 93 2 + 1 = 31; Число зубьев колеса: 𝑍 2 = 𝑍 𝑠 − 𝑍 1 = 93 − 31 = 62. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 13 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 8. Уточнение передаточного числа Уточняю передаточное число в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса; u ф = z 2 z 1 , где 𝑢 ф – фактическое передаточное число; 𝑍 2 – число зубьев колеса (п.7); 𝑍 1 – число зубьев шестерни (п.7); u ф = z 2 z 1 = 62 31 = 2; ∆u = |u ф −u| u × 100, %; u = 2 – передаточное число; ∆u = |2−2| 2 × 100 = 0 ; Фактическое передаточное число 𝑢 ф не должно отличаться от заданного более, чем на 3 %. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 14 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 9. Уточнение угла наклона зубьев Для шевронной передачи определяют действительную величину угла наклона зубьев по формуле: cosβ = m(Z 1 + Z 2 ) (2 × a w ) ; cos β – угол наклона зубьев колёса; m – модуль зубьев передачи (п.5); 𝑍 1 – число зубьев шестерни (п.7); 𝑍 2 – число зубьев колеса (п.7); 𝑎 𝑤 – межосевое расстояние (п.4); cosβ = 1,5(31 + 62) 2 × 80 = 0,87188; Сos𝛽 = 0, 87188; β=29 ֠ 18’ . Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 15 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 10. Определение размеров шестерни и зубчатого колеса Длительные диаметры шестерни 𝑑 1 и колеса 𝑑 2 : d 1 = m×Z 1 cosβ = 1,5×31 0,9 = 51,6 мм; d 2 = m×Z 2 cosβ = 1,5×62 0,9 = 103,3 мм; Диаметры вершин зубьев шестерни d a1 и колеса d a2 : d a1 = d 1 + 2m = 51,6 + 2 × 1,5 = 54,6 мм; d a2 = d 2 + 2m = 103,3 + 2 × 1,5 = 106,3мм; Диаметры впадин зубьев шестерни d f1 и колеса d f2 : d f1 = d 1 − 2,5m = 51,6 − 2,5 × 1,5 = 47,85 мм; d f2 = d 2 − 2,5m = 103,3 − 2,5 × 1,5 = 99,55 мм; Ширина зубчатого венца колеса d 1 и шестерни d 2 : b 2 = Ψ ba × a w = 0,8 × 80 = 64 мм; b 1 = b 2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 16 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 11. Размеры заготовок Для получения заготовок шестерни и колеса использую метод штамповки так, как этот метод имеет ряд достоинств, а именно имеет наиболее правильную форму, получается более точная заготовка, выше производительность в 1,5-2 раза, на прессах можно прошивать отверстия, работа происходит без ударов, к недостаткам метода следует отнести повышенный расход штампов. Колесо с выточками (а) и шестерня (б) Диаметр заготовки цилиндрической шестерни: D заг1 = d a1 + 6 = 154,8 + 6 = 160,8 мм; Для колеса с выточками, толщина диска: C заг2 = 0,5 × b 2 = 0,5 × 64 = 32 мм; Толщина обода заготовки колеса: S заг2 = 8 × m = 8 × 1,5 = 12 мм. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 17 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 12. Определение усилий в зацеплении Усилие в зaцеплении – это силa, возникaющая вдоль линии зaцепления зубьев шестерни и колесa, Окружная сила – это физическая величина, равная соотношению крутящего момента шестерни и колеса (шевронной передачи), Окружная сила: F t = 2 × 10 3 × T 1 d 1 = 2 × 1000 × 80 51,6 = 3101 Н, где 𝑇 1 – вращающий момент на шестерне (п.4); 𝑑 1 - длительные диаметры шестерни (п.10); Радиальная сила – это сила которая должна действовать на теле так, что она двигается по криволинейной траектории в инерциальной системе. Радиальная сила: F r = F t ×tg a cosβ = 3101×0,36 0,9 = 1240,4 Н, где, 𝑡𝑔 𝑎 = 20° = 0,36 - делительный угол; Осевая сила — это любая сила, которая непосредственно воздействует на центральную ось объекта, Осевая сила: F a = F t × tg β = 3101 × 0,58 = 1798,6 Н, где, β = 30, tgβ = 0,58 − основной угол наклона зубьев. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 18 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ 13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность σ H = Z E Z ε Z H √ F t × K H (u + 1) d 1 × b 2 × u , где 𝑍 𝐸 – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс; 𝑍 Е = 190 МПа; 𝑍 𝜀 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 𝑍 𝜀 = √ 1 𝜀 𝛼 , где 𝜀 а – коэффициент торцевого перекрытия; 𝜀 𝛼 = (1,88 − 3,2 ( 1 𝑍 1 + 1 𝑍 2 )) = (1,88 − 3,2 ( 1 31 + 1 62 )) =1,73; 𝑍 𝜀 = √ 1 𝜀 а = √ 1 1,73 = 0,76; где 𝑍 𝐻 – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; 𝐹 𝑡 – окружная сила в зацеплении, Н; 𝑢 = 𝑢 ф – фактическое передаточное число; 𝑑 1 – делительный диаметр шестерни, мм; 𝑏 2 – ширина венца зубчатого колеса, мм; 𝐾 𝐻 – коэффициент нагрузки; [𝜎 Н ] – расчётное допускаемое контактное напряжение, МПа; Z H = 1 cos α t √ 2 × cosβ b tg α t , где 𝛼 𝑡 – делительный угол профиля в торцевом сечении Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 19 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ α t = arctg ( tg20° cos β ) = arctg ( 0,36 0,87 ) = arctg0,41 = 23°; 𝛽 𝑏 – основной угол наклона зубьев β b = arcsin (sin β × cos 20°) = arcsin (0,5 × 0,94) = arcsin0,47 = 28°; Z H = 1 0,92 √ 2×0,87 0,42 = 2,23; Коэффициент нагрузки при расчётах на контактную прочность; K H = K Hν × K Hβ × K Hα , где 𝐾 𝐻𝜈 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую (1, табл. 6); 𝐾 𝐻𝛽 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (1,табл. 8); 𝐾 𝐻𝛼 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (1,табл. 9); Степень точность – 8; окружная скорость 𝜈 = 10 м/с; K Hν = 1,19 (1, табл. 7); K Hβ = 1,03 (1, табл. 8); K Hα = 1,13 (1, табл. 9); K H = 1,19 × 1,03 × 1,13 = 1,39; F t = 3101 (п. 12) σ H = Z E Z ε Z H √ F t ×K H (u+1) d 1 ×b 2 ×u = 190 × 0,76 × 2,23√ 3101×1,39(2+1) 51,6×64×2 = 451 МПа. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 20 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ Заключение В данном курсовом проекте произведены расчёты размеров зубчатого колеса и шестерни шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. При выполнении курсового проекта приобрел опыт работы со справочной литературой и интернет ресурсами, ГОСТами, а также приобрел теоретический опыт в проектировании и расчетах размеров шестерни и колеса шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. При выполнении чертежа зубчатого колеса руководствовался ЕСКД. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 21 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ Список литературы 1. Методические указания по выполнению курсового проекта. 2. Мовнин М.С., Израэлит А.В., Рубашкин А.Г. Основы технической механики. – Л.: Машиностроение, 2012. 3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. – М., 2012. 4. Файн А.М. Сборник задач по теоретической механике. - М., 2012. 5. Никитин Е.М. Теоретическая механика для техникумов. - М.: Наука, 2003. 6. Ицкович Г.М. Сопротивление материалов. - М.: Высшая школа, 2004. 7. Устюгов И.И. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2001. 8. Рубашкин А.Г., Чернилевский Д.В. Лабораторно-практические работы по технической механике. - М.: Высшая школа, 2018. 9. Эрдеди А.А., Эрдеди Н.А. Теоретическая механика. Сопротивление материалов: Учебное пособие для машиностроительных специальностей средних профессиональных учебных заведений. – М.: Высш. шк., 2009. 10. Эрдеди А.А. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей проф. учеб. заведений. – М.: Высш. шк., 2017. Интернет ресурсы: 1. https://izgotovil.ru/izdeliya/shesterni/shevronnaya_peredacha_477 2. http://k-a-t.ru/detali_mashin/254-dm_zubchatye20 3. https://hootech/izdelia124/.com Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 22 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ СОДЕРЖАНИЕ Введение………………………………………………………………...............3 1. Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес................... 6 2. Определение допускаемых контактных напряжений……………………...8 3. Определение допускаемых напряжений изгиба……………………………9 4. Определение межосевого расстояния……………………………………...10 5. Определение модуля передачи……………………………………………...11 6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса………………12 7. Определение числа зубьев шестерни и колеса…………………………….13 8. Уточнение передаточного числа……………………………………………14 9. Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев……………….15 10. Определение размеров зубчатых колес…………………………………...16 11. Размеры заготовок……………….…………………………………………17 12. Определение усилий в зацеплении………………………………………..18 13.Проверочный расчет передачи на контактную прочность……………… 19 Заключение……………………………………………………………………21 Список литературы……………………………………………………………22 Изм. Лист № докум. Подпись Дат а Лист 2 КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ Разраб. Василовский П.М. Провер. Никонова С.Ю. Реценз. Н. Контр. Утверд. Определение основных размеров шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора Лит. Листов 22 МСХК гр. ТО-20-11-1 |