Расчеты передачи и проектирование выходного вала в сборе. Сборочный чертеж выходного вала со спецификацией

Страницы работы

Фрагмент текста 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        / /

(подпись)

ОЦЕНКА:

Дата:

ПРОВЕРИЛ:             доцент                     . Е. С.                        

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

                                                                                    

 

 

 

 

 

2000

Порядок выполнения работы:

1.  Выполнить прочностной 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 (шлицы).

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

4А225 М4

(55/1480)

7,1

улучшение

Косозубое

несиметричное

8

10 000

Схема редуктора с несимметричным расположением колес.

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

 
 


1 Прочностной и геометрический расчет зубчатой передачи с определением усилия действующего в зацеплении.

1.1 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

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 = 1,1 для У.

где NH0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубъев (опред по графику, при равных твердостях NH01= NH02 ), NH0=10×106, N- эквивалентное число циклов напряжения.

   где lh - ресурс работы.

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

Мпа

МПа

т.к. NH0<, Nто  Þ КHL=1

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 =513 МПа,  Мпа, SF – коэффициент безопасности,SF =1,1 для штампованных колес; КFL –коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружения NF0 (для стали NF0=4×106), эквивалентного числа циклов

 N =и некоторых других 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.

2 Прочностной расчет

3. Определение основного параметра передачи по критерию контактной выносливости.

Определяем основное межосевое расстояние

где Ка –числовой коэффициент (для косозубых колес) Ка= 430,

y- коэффициент ширины колеса = 0,2469;

для 7 степени точности при b¹0°,3.       

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

-угол наклона зуба на делительной окружности колеса (предварительный).

Определяем фактическое передаточное число и погрешность

Уточнение угла наклона линии зуба

Рассчитываем 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 косозубых  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 диаметры зубчатых колес.

мм

мм

Высота зуба

Находим угол зацепления передач.

сумма зубьев колес:

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

Находим окружную силу по формуле:

Н,

Находим радиальную и осевую силу по формулам

Н,

Н,

5.  Проверка передачи на контактную выносливость

Находим расчетное контактное 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 зубьев и находится по формуле:

Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых колес 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=1,165

КНb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по ГОСТ –21354-75, КНb =1,03

КНV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев.

где WHV – удельная окружная динамическая нагрузка, Н/мм,

где dН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по таблице, dН = 0,004

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса по ГОСТ – 21354-75, g0 =61

Н/мм

Н/мм

МПа ,

что больше чем  МПа

Þ контактная прочность не обеспечена.

В связи с тем, что расчетное контактное напряжение в передаче  больше чем допускаемое контактное напряжение , то следует либо повысить твердость зубьев, либо увеличить ширину шестерни bW.

и округляем по ГОСТ 6636-69, тогда  мм.

Ширина шестерни находится по формуле: мм.

Тогда, рассчитываем  контактное напряжение в передаче  заново:

Похожие материалы

Информация о работе