Расчет 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-графическое задание по деталям машин № 2

Расчет передачи и проектирование выходного вала в сборе

 00.02.РГЗ

Выполнил: студент гр. ГМ 97-2                                Светлов А.И.

                                             (подпись)                           (Ф.И.О.)

ОЦЕНКА:

Дата:

ПРОВЕРИЛ:     доцент                                Кузнецов Е.С.                        

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

                                                                                    

 

 

 

 

1999 г.

Порядок выполнения работы:

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

2.  Рассчитать 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

Рекомендуемый вид Т.О. зубчатых колес

вид линии зуба колес и их расположение относительно опор

степень точности

ресурс работы

(ч.)

18

4А180M8

15/730

5,6

Поверхностная закалка

Шевронная, несимметричное

9

(ГОСТ1643-81)

11000


Схема редуктора с несимметричным расположением колес.

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

Этап №1

1 Определение крутящего момента и частоты вращения

Момент на быстроходном валу:

Момент на тихоходном валу:

Частота вращения тихоходного вала:

 мин-1.

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

Находим угловые скорости вращения валов:

рад/с.

рад/с.

2 Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Для шестерни и колеса выбираем сталь 40Х с твердостью HRС1=HRС2 = 50

Определяем допускаемое контактное напряжение [s]H:

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

МПа

SH = 1,2 при поверхностной закалке.

где NH0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубьев (определяем по графику, при равных твердостях NH01= NH02), NH0 = 70×106, NHЕ - эквивалентное число циклов напряжения.

   где lh-ресурс работы.

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

т.к. NH0 < NHЕ  то  Þ КHL=1

Для обоих 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 = 600 МПа, SF – коэффициент безопасности, SF = 1,75 для литых колес; КFL =1 – коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружений NF0 (для стали NF0=4×106), эквивалентного числа циклов NFЕ и некоторых параметров, характеризующих материал и вид обработки зубчатых колес (NFE  заведомо больше NFO => KFL = 1).

MПа;

Для обоих колес МПа.

3 Определение основного параметра передачи по критерию контактной выносливости

Определяем основное межосевое расстояние

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

для 9 степени точности при b¹0°,[табл.5 МУ]- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии.

Выбираем коэффициент ширины Y = 0,33 (табл 8.8 Иванов), заранее учитывая шевронное расположение колёс (+30%).

мм

По ГОСТ-2185-81 выбираем мм

Определяем предварительный модуль передачи

мм

принимаем по СТ СЭВ 267-76 мм

Определяем число зубьев шестерни и колеса

- предварительно взятый угол наклона линии зуба на делительной окружности колеса.

Определяем фактическое передаточное число и погрешность

Уточнение угла наклона линии зуба

Рассчитываем геометрические параметры передачи:

Делительный и начальный диаметр шевронных зубчатых колес, мм (d = dw, т.к. ХS = 0, y = (aw – a)/m = 0)

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 суммы смещений:

делительное межосевое расстояние: для шевронных передач а=аw = 180 мм,

мм,

мм.

Находим диаметры окружностей впадин.

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

мм,

мм;

Угол профиля исходного контура

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

Ширина шестерни находится по формуле: мм

4 Определение скорости в зацеплении и усилия действующее в нём

Находим окружную скорость зацепления

м/с

Находим окружную силу по формуле

Н,

Находим радиальную и осевую силу по формулам

Н

Н

Проверка передачи на контактную выносливость

Находим расчетное контактное напряжение

где ZM – коэффициент, учитывающий физико-механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес ZM =274 МПа,

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

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

Находим коэффициент торцевого перекрытия

удельная окружная сила, Н/мм

где КНa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяем по ГОСТ –21354-75, КНa = 1,13

КНb  - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, КНb  = 1,28 [табл.6.1 Жуков]

КНV = 1,01[табл.8,3 Чернин] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев.

Н/мм

МПа <  МПа

контактная прочность обеспечена.

6 Проверка передачи на прочность по напряжению изгиба

где  - коэффициент, учитывающий изгиб; КFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; КFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (табл.10.13 Чернин) КFb = 1,28; КFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем КFV = 1,02 (табл.8.3 Иванов).

 

где n’ – степень точности.

YF =3,86 [рис.8.20 Иванов] - коэффициент, учитывающий форму зуба,YF2 = 3,66

Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых и шевронных передач Yβ =  (β – угол наклона в градусах) Yβ = 1-26,5628/140 = 0,81.

Yε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых и шевронных передач Yε = 1.

 МПа

прочность по напряжению изгиба обеспечена.

Сводная таблица основных параметров передачи

Похожие материалы

Информация о работе