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

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:

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, 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

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 = 1,1 для У.

где N_H0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубъев (опред по графику, при равных твердостях N_H01= N_H02 ), N_H0=10×10⁶, 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

МПа

т.к. N_H0<, N_HЕ то  Þ К_HL=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, S_F – коэффициент безопасности,S_F =1,1 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 других 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.

2 Прочностной расчет

3. Определение основного параметра передачи по критерию контактной выносливости.

Определяем основное межосевое расстояние

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

y_bа- 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 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 зубьев и находится по формуле:

Z_e – 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 К_Нa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяем по ГОСТ –21354-75, К_Нa=1,165

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

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

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

где d_Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по таблице, d_Н = 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 b_W.

и округляем по ГОСТ 6636-69, тогда  мм.

Ширина шестерни находится по формуле: мм.

Тогда, рассчитываем  контактное напряжение в передаче  заново: