Расчеты передачи и проектирование выходного вала в сборе

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, n_ДВ- 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), S_H- коэффициент безопасности при расчете на контакную прочность, К_HL-коэффициент долговечности, вычисляется в зависимости от условий работы передачи и заданного срока службы.

МПа

S_H = 1,1 для О.З.

где N_H0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубъев (опред по графику, при равных твердостях N_H01= N_H02 ), N_H0=50×10⁶, N_HЕ- эквивалентное число циклов напряжения.

   где l_h-ресурс работы.

Если N_H0<, N_HЕ то К_HL-можно принять равным единицеÞ К_HL=1

МПа

т.к. N_H0<, N_HЕ то  Þ К_HL=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,S_F – коэффициент безопасности,S_F =1,75 для штампованных колес; К_FL –коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружения N_F0 (для стали N_F0=4×10⁶), эквивалентного числа циклов N_FЕ и некоторых параметров, характеризующих материал и вид обработки зубчатых колес; K_FC –коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, для нереверсивной работы K_FC=1.

где mF – показатель корня, при HB>350 значение mF=9,0; N_Fe – 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 К_а –числовой коэффициент, для шевронных колес К_а=430, y_bа- 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 Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес Z_M =275 (Н/мм²)^(1/2).

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

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