Передача зубчатая цилиндрическая. Кинематический расчёт передачи. Расчёт зубчатых колёс. Конструктивные размеры

Министерство общего и профессионального образования Российской Федерации

Санкт-Петербургский государственный горный институт им. Плеханова

(технический университет)

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине Теория машин и механизмов___________________________________________________________________________________________________

^{(наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)}

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

 

Тема:                        Передача зубчатая цилиндрическая                               ______                                                                                                                                                  _____________________________________________________________________                                    _____________________________________________________________________    

Автор: студент гр.     ГГ–01       _____________                    / /

^{(подпись)                                                        (Ф.И.0.)}

ОЦЕНКА: ________

Дата:___________

ПРОВЕРИЛ:

Руководитель проекта     доцент.                   _____________         /./

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

Санкт-Петербург

2003 год

Содержание

1.  Введение…………………………………………………………………………4

2.  ……………………………………………..…….…………….………..4

3.  Кинематический расчёт передачи...……………………………………………...5

4.  Расчёт зубчатых колёс…………………………………………………………….5

5.  Расчёт закрытой зубчатой передачи…………………………………………….12

6.  Конструктивные размеры …………………………………………………….13

7.  Компоновка выходного вала…………………………………………………..13

8.  Проверка долговечности подшипников…………………………………...….14

9.  Проверка прочности шпоночных соединений………………………………..17

10.  Уточненный расчет валов………………………………………………………18

11. Список литературы……………………………………………………………..21

Аннотация

В данном курсовом проекте представлен расчёт одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится  выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников. Cтр.  ,табл.   ,     рис.    ,прилож А2

The summary

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource of bearings is determined.

1.Введение

Рассчитать  и  спроектировать  одноступенчатый цилиндрический зубчатый редуктор  указанной  схемы  по  следующим  исходным  данным:

1.  мощность  на  выходном  валу  редуктора   =18.5 кВт.

2.  частота  вращения  входного  вала    = 2890 мин ^–1 .

3.  передаточное  число                          U=2.5

Необходимо:

· Произвести  кинематический  расчёт  передачи.

Определить  допускаемые  контактные  и  изгибные  напряжения.

·Определить  основные  параметры  передачи  исходя  из  критерия  контактной  выносливости.

·Рассчитать  геометрию  передачи  ( диаметр, ширина  колеса ).

·Определить  окружную  скорость  в  зацеплении.

·Найти  усилия,  действующие  в  зацепление  и  проверить  передачу  на  контактную  и  изгибную  выносливость.

·Определить  ориентировочный  диаметр  валов.

·Ориентировочно  наметить  установки  на  валах  подшипники  качения.

·Выполнить  эскизную  компоновку  редуктора.

·Рассчитать  на  прочность  и  выносливость  выходной  вал  редуктора.

·Определить  ресурс  выбранных   ранее  подшипников,  причём  он  должен  быть  не  менее  12000  часов.

·Произвести  расчёт  на  прочность  шпоночных  соединений  с  валами.

Графическая  честь  представляет  собой  сборный  чертёж  редуктора  с  простановкой  необходимых  размеров.

2.  Кинематический расчёт передачи.

2.1) Определение крутящего момента.

2.2) Определим частоту вращения

2 3) Определение угловой скорости валов редуктора w₁ и w₂.

w₁  = p·n₁ / 30

w₁ = 3,14·1450 / 30 =151.77 рад/сек.

w₂ =  p·n₂ / 30= 3.14*580/30=60.7 рад/сек

3.Расчёт зубчатых колёс редуктора.

3.1) Допускаемые контактные напряжения.

Для углеродной стали 40 с твёрдостью зубьев , НВ195 и термообработкой улучшение 

s_{н 1} =2* НВ +70.

s_н1 = 2*195+70=460 МПа - для шестерни

s_{н 2} = 2*165+170 = 400 МПа - для колеса

Выберем меньшее значение МПА

3.2)  Допускаемое напряжение изгиба т.к m=2 мм (см. ниже), то  (шестерня),   (колесо)

 

4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

4.1) Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев.

Передача прямозубая, так как условия допускают это (мощность на выходном вале относительно небольшая).

 , где

К_а – вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи составляет 49.5;

К_нb - коэффициент,  неравномерности  нагрузки по длине зуба. Принимается К_нb = 1 ,

. коэффициент ширины венца колеса, равный 0.30

u – передаточное число редуктора (см. условие)

- вращающийся момент на валу , равный 148.247

s_н  - допускаемое контактное напряжение колеса, равное 730

Таким образом, межосевое расстояние a_w:

Принимается ближайшее стандартное значение a_w =100мм.

Нормальный модуль зацепления

m_t = (0,01 ¸ 0,02)* a_w; m_t = (0,01 ¸ 0,02)·100=2 мм .

4.2) Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Z₁=

4.3) Определяем число зубьев шестерни

Округляем до ближайшего целого 30

4.4) Определяем число зубьев колеса

=100-30=70

4.5)  Определим фактическую передаточное число  и проверим его на отклонение U

от заданного U.

4.6) Определим фактическое межосевое расстояние

4.7) Определение геометрических параметры передачи

Шестерня	Колесо
мм	мм
мм	мм
мм	мм
	мм

5.  Проверочный расчёт.

5.1) Определим диаметр заготовки шестерни

5.2)Определяем  толщину диска заготовки колеса

5.3) Проверочный расчёт контактных напряжении

s_н =

К – вспомогательный коэффициент , равный 436

   

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Для определения коэффициента динамической нагрузки посчитаем окружную скорость

, следовательно  

s_н =

410>400 на 5%, таким образом, условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

6.  Проверка изгибных напряжений шестерни и колеса

- для колеса

- для шестерни

m – модуль зацепления равный 2мм

b- ширина зубчатого венца колеса ,равное 30мм

F – окружная сила в зацеплении, равная 900 H

K- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, равный 1

K – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, равный 1

K коэффициент динамической нагрузки, равный 1.5

Y – коэффициент формы зуба шестерни, равный 3.80

Y – коэффициент формы зуба колеса, равный 3.61

7. Предварительный расчёт валов.

7.1) Предварительный расчёт на кручение.

Диаметр выходного конца вала определяется из расчета на кручение ,приняв допускаемое напряжение  МПА

Диаметр хвостовика вала

Диаметр под зубчатое колесо мм,

Значение диаметра под зубчатое колесо принимаем согласно ГОСТУ 6636-69: 25мм

8. Расчёт выходного вала

8.1 Определяем окружную силу.

8.2 Определяем радиальную силу.

Из эскизной компановки берём размеры расстояний  L=42м,  L=53м

8.3 

8.4  Определяемопорные реакции

Вертикальная плоскость

Проверка:

Горизонтальная плоскость:

;

;

Проверка:

8.5 Определяем моменты.

8.6 Проверка на опасное сечение

9. Проверочный расчёт валов.

9.1 Определим напряжения в опасных сечениях вала

где М – суммарный момент в рассматриваемом сечении;

- осевой момент сопротивления, определяется по следующей формуле:

9.2 Определим касательное напряжение

где М – крутящий момент, равный 6876.66 H*м

9.3 Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчётного сечения вала.

где  - эффективные коэффициенты концентраций напряжений, равные K=1.4 H/мм,

K =2 H/мм

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, равный