Расчеты передачи и проектирование выходного вала в сборе

Страницы работы

Содержание работы

Министерство общего и профессионального образования

Российской  Федерации

Санкт-Петербургский государственный  горный институт им. Г. В. Плеханова

(технический университет)

Кафедра КГМ и ТМ

               Расчетно – графическая работа  по деталям машин № 2.

Расчеты передачи и проектирование выходного вала в сборе.

Выполнил: студент гр. ГМ 97-1        /Коломейцев С.В./

(подпись)

ОЦЕНКА:

Дата:

ПРОВЕРИЛ:             доцент                     Кузнецов. Е. С.                        

                                                 (должность)                           (подпись)                                 (Ф.И.О.)

                                                                                   

 

 

 

 

 

Санкт - Петербург

2000

Порядок выполнения работы:

1.  Выполнить прочносной и геометрический расчет зубчатой передачи указанного вида с определением усилия действующих в зацеплении.

2.  Расчитать выходной вал на прочность, подобрать для него подшипники и шпонки.

3.  Выполнить сборочный чертеж выходного вала со спецификацией.

Исходные данные:

тип приводного двигателя

(Р/n)

передаточное число

рекоменд. вид Т.О. зубчатых колес

вид линии зуба колес и их расположение относит. опор

степень точности

ресурс работы

(ч.)

15

4А200L2

45/2945

1,80

Объемная закалка

Шевронная

Симметричная

7

11000

Схема редуктора с симметричным расположением колес.

1- электро двигатель; 2- муфта соединительная; 3- передача в закрытом корпусе в маслянной ванне; 4- быстроходный (входной) вал; 5- тихоходный выходной вал.

Прочносной и геометрический расчет зубчатой передачи с определением усилия действующих в зацеплении.

1.Определение крутящего момента и частоты вращения.

Момент на быстроходном валу:

Момент на тихоходном валу:

Частота вращения тихоходного вала:

 об/мин.

где u-передаточное отношение передачи, nДВ- частота вращения двигателя.

Находим угловые скорости вращения валов:

рад/с.

рад/с.

2. Так как материал для шестерни и для зубчатого колеса не заданы, их следует выбрать исходя из вида Т.О.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х с твердостью HRc1=HRc2 = 40

Определяем допускаемое контакное напряжение [s]H:

где- предел контакной выносливости соответствующий базовому числу циклов испытаний (определяется по таблице), SH- коэффициент безопасности при расчете на контакную прочность, КHL-коэффициент долговечности, вычисляется в зависимости от условий работы передачи и заданного срока службы.

МПа

SH = 1,1 для О.З.

где NH0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубъев (опред по графику, при равных твердостях NH01= NH02 ), NH0=50×106, NHЕ- эквивалентное число циклов напряжения.

   где lh-ресурс работы.

Если NH0<, NHЕ то КHL-можно принять равным единицеÞ КHL=1

МПа

т.к. NH0<, NHЕ то  Þ КHL=1

МПа

Для косозубых колес МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [s]F:

где предел изгибной выносливости при базовом числе циклов,зависит от марки материала и вида т.о. выбирается по таблице =500 МПа,SF – коэффициент безопасности,SF =1,75 для штампованных колес; КFL –коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружения NF0 (для стали NF0=4×106), эквивалентного числа циклов NFЕ и некоторых параметров, характеризующих материал и вид обработки зубчатых колес; KFC –коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, для нереверсивной работы KFC=1.

где mF – показатель корня, при HB>350 значение mF=9,0; NFe – эквивалентное число циклов нагружения при постоянной нагрузке.

Mпа;

Mпа;

Для косозубых колес МПа.

3. Определение основного параметра передачи по критерию контакной выносливости.

Определяем основное межосевое расстояние

где Ка –числовой коэффициент, для шевронных колес Ка=430, ybа- коэффициент ширины колеса.

для 7 степени точности при b¹0°,.       

мм

По ГОСТ-2185-81 выбираем мм

Определяем предварительный модуль передачи

мм

принимаем по СТ СЭВ 267-76 мм

Определяем число зубъев шестерни и колеса

-угол наклона зуба на делительной окружности колеса.

Определяем фактическое передаточное число и погрешность

Уточнение угла наклона линии зуба

Расчитываем геометрические параметры передач:

Делительный диаметр зубчатых колес, мм;

Диаметры окружностей вершин, мм;

где -коэффициент высоты головки; для исходного контура по ГОСТ 13755-68 .

Х1 и Х2 –коэффициенты смещения исходного контура шестерни и колеса, для шевронных колес Х1 = 0,3; Х2 =-0,3;

-коэффициент уравнительного смещения:,

коэффициент суммы смещений:

коэффициент воспринимаемого смещения: ,

делительное межосевое расстояние: ,

Þ,

тогда и

мм,

мм.

Находим диаметры окружностей впадин.

где -коэффициент радиального зазора, для исходного контура по ГОСТ 13755-68 =0,25

мм,

мм;

Находим начальные диаметр зубчатых колес.

мм

мм

Высота зуба

Находим угол зацепления передач.

Находим ширину колеса по формуле:мм, и округляем по ГОСТ 6636-69, тогда  мм.

Ширина шестерни находится по формуле: мм.

4.  Определение усилия и скорости в зацеплении.

Находим окружную скорость зацепления

м/с = 11м/с

Находим окружную силу по формуле:

Н,

Находим радиальную и осевую силу по формулам

Н,

Н,

5.  Проверка передачи на контакную выносливость

Находим расчетное контакное напряжение

где ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес ZM =275 (Н/мм2)(1/2).

ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев и находится по формуле:

Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контакных линий, для косозубых  при условии что коэффициент осевого перекрытия передачи

Похожие материалы

Информация о работе