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

МПа

S_H = 1,2 при поверхностной закалке.

где N_H0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубьев (определяем по графику, при равных твердостях N_H01= N_H02), N_H0 = 70×10⁶, 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

т.к. N_H0 < N_HЕ  то  Þ К_HL=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, S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,75 для литых колес; К_FL =1 – коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружений N_F0 (для стали N_F0=4×10⁶), эквивалентного числа циклов N_FЕ и некоторых параметров, характеризующих материал и вид обработки зубчатых колес (N_FE  заведомо больше N_FO => K_FL = 1).

MПа;

Для обоих колес МПа.

3 Определение основного параметра передачи по критерию контактной выносливости

Определяем основное межосевое расстояние

где К_а – числовой коэффициент, для шевронных колес К_а = 430, y_bа - коэффициент ширины колеса.

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

Выбираем коэффициент ширины Y_bа = 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 = d_w, т.к. Х_S = 0, y = (a_w – 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=а_w = 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

5  Проверка передачи на контактную выносливость

Находим расчетное контактное напряжение

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

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

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

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

К_НV = 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; К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; К_Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (табл.10.13 Чернин) К_Fb = 1,28; К_FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем К_FV = 1,02 (табл.8.3 Иванов).

 

где n’ – степень точности.

Y_F =3,86 [рис.8.20 Иванов] - коэффициент, учитывающий форму зуба,Y_F2 = 3,66

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

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

 МПа

прочность по напряжению изгиба обеспечена.

Сводная таблица основных параметров передачи