Передача цилиндрическая косозубая. Расчет и проектирование узла ведомого вала

Министерство образования Российской Федерации

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

(технический университет)

Кафедра: КГМ и ТМ

Расчетно-графическая работа №2

По дисциплине:                                              Детали машин                                                      

                                             (наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)

Тема: Передача цилиндрическая косозубая .  Расчет и проектирование узла ведомого вала.          

Выполнил: студент  гр. ММ-01                    ______________                     /Сергеева Н А /

                                                                                                                         ^{(подпись)                                                         (Ф.И.О.)}  

ОЦЕНКА: _____________

Дата: __________________

ПРОВЕРИЛ:

Руководитель:              ст.преп.                    ____________                         /СоколоваГ.В. /

                                                            ^{(должность)                                        (подпись)                                                          (Ф.И.О.)}

Санкт-Петербург

2003

1.Исходные данные

Таблица 1

Р1, кВт	n1, мин.-1	передаточное число, U	Рекоменд. вид ТО	тип передачи	степень точности передачи	ресурс работы, Lh, час.	схема расположения колес
75,0	980	3,15	Улучше- ние	ЦК	7	9000	симмет-рично

ЦШ – цилиндрическая косозубая  передача.

тип электродвигателя: 4А280S6УЗ

твердость поверхности зубьев - НRC58

1.  Кинематический расчет зубчатой передачи

1.1  Кинематический расчет передачи и выбор типа электродвигателя

Перед тем как выбрать тип электродвигателя, необходимо рассчитать вращающие моменты на ведомом и ведущем валах. Момент ведущего вала находится по формуле:

где Р – мощность двигателя, кВт, n-частота вращения, мин^–1,.

 

Зная вращающий момент на ведущем валу, можно найти вращающий момент на ведомом валу:                    

где U =6.3 – передаточное число; =0,94 – коэффициент полезного действия (КПД).

Далее можно вычислить частоту вращения ведомого вала:

Угловые скорости валов:

1.2  Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Так как материал для шестерни и для зубчатого колеса не заданы, их следует выбрать исходя из вида термообработки (ТО). Рекомендуемый вид ТО – улучшение, тогда выгодно выбрать сталь40.

Определяем допускаемое контактное напряжение [s_Н]:

 МПа.

HRC1=HRC2+(3-5)=58+5=63 МПА;

где 1=23HRC1=23*63=1449 МПА – расчетное значение предела контактной выносливости материала зубчатых колес; S_Н – коэффициент безопасности, S_Н=1,2; К_HL – коэффициент долговечности принимаем равным 1, т.к. не заданны условия работы зубчатой передачи. Получаем:

для шестерни :  МПа,

для колеса –МПа.

            Находим допускаемое контактное напряжение зубчатой пары:

 МПа

Определяем допускаемое изгибное напряжение [s_F]:

 МПа.

где  – расчетное значение предела контактной выносливости материала косозубчатых колес,=1,8НВ; S_F – коэффициент безопасности, S_F=1,8 . Получаем:

для шестерни –  МПа;

для колеса –МПа.

1.3  Расчет передачи на контактную выносливость

Произведем расчет межосевого расстояния по критерию контактной выносливости.

,

где k_a – числовой коэффициент, для косозубых передач k_a=430 МПА,  – коэффициент неравномерности распределения нагрузки, =1,15-1,35;  – коэффициент ширины зубчатых колес, =0,2¸0,315. Подставляя числовые данные в формулу, получим:

.

Полученное значение согласовываем с ближайшим стандартным по ГОСТу 2185-81, мм.

Далее высчитываем модуль зубчатой передачи следующим образом. По формуле  находим интервал, из которого выбираем стандартизованное значение модуля:

Вычисляем числа зубьев шестерни z₁ и колеса z_2.

Проверим фактическое передаточное число, .

1.4  Геометрический расчет передачи

Найдем делительные диаметры шестерни (1) и колеса (2) из общей формулы:

мм;

мм,

 мм,

Делаем проверку, чтобы убедиться, что расчеты были произведены правильно:

Далее рассчитываем диаметры вершин колес,

исходя из общей формулы  мм, и диаметры впадин зубьев по формуле  мм; таким образом, получим:            

Можем вычислить рабочую ширину передачи b_W, шестерни b_W1 и колеса b_W2.

1.5  Расчет усилий, действующих в зубчатых передачах

Определим усилия окружное F_t и радиальное F_R, действующие в зацеплении по следующим формулам:

где =20^о – угол зацепления передачи.

Определим окружные скорости в зацеплении по формуле:

.

1.6  Сводная таблица параметров передачи

Все полученные данные при расчете зубчатой передачи внесем в таблицу 2:

Таблица 2

Т1=731 Нм	Z1=33	df1=62,48 мм
Т2=2164,5 Нм	Z2=104	df2=207,67мм
n1=980 мин-1	UФ=3,1	bw=70 мм
n2=3,15 мин-1	ΔU=0,16%	[σH]=1043.6 МПа
U=3,15	V=3.5 м/с	[σF]1=63.2 МПа
HRC=58	d1=67,48 мм	[σF]2=58 МПа
аw=140 мм	d2=212,67мм	Ft=22*Н
m=2мм	da1=71,48 мм	FR=8.1*Н
	da2=214,67 мм	=4.62*Н

1.7  Проверка передачи на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение находим по формуле:

,

=1,74

Z_M=275 МПа^1/2

,

Н/мм,

где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, =1; – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, =1,33; – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, для косозубых колес =1,2.