Проектирование цилиндрической зубчатой передачи. Кинематический расчет передачи. Расчет допускаемых контактных и изгибных напряжений

Кафедра КГМ и ТММ

(наименование кафедры)

КУРСОВАЯ РАБОТА

По дисциплине _Прикладная механика_______________________________________

_______________________________________________________________________

^{(наименование учебной дисциплины согласно учебному плану)}

ЗАДАНИЕ

Студенту группы      ____ГГ-01___                    ____

^{(шифр группы)                                                  (Ф.И.О.)}

1. Тема проекта  ___                             Проектирование цилиндрической зубчатой передачи             

2.Исходные данные к проекту _Тип двигателя 4А200L2У3(45,0/2940);твердость поверхности НВ305;передаточное число 3,15; вид термической_обработки Y; вид передачи ЦШ; степень точности передачи 8; ресурс 10000 час.; компоновка II                                      

3. Содержание пояснительной  записки _____Требования к содержанию пояснительной записки изложены в методических указаниях_______________________________________

_____________________________________________________________________________

4. Перечень графического материала  Чертеж формата А2, схемы , эскиз                   ______

__________________________________________________________________________________________________________________________________________________________

5. Срок сдачи законченного проекта ___16 декабря 2003 г.___________________________

Руководитель проекта  _доцент__   ________________  / /

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

Дата выдачи задания: _” 24 “     _сентября_  2003г.

Аннотация

В данном курсовом проекте рассчитывается косозубая цилиндрическая зубчатая передача.

Цилиндрические косозубые передачи используются в различных редукторах. Приводятся кинематический расчет передачи, геометрический расчет передачи, проверочные расчеты валов, подшипников, шпонок. Стр. 17, табл.2, рис.2, прил.А2.

The summary

The purpose of this project is calculation gears. Gears consist chiefly of an axle and a wheel or disk with slots called teeth.  They are used in a wide variety of machines.  Some of the most common kinds of gears are shown here. Helical gears have teeth that are set at an angle to the axle.  This design makes the gears quieter at high speeds, but it tends to make the gears generate a sideways force, making them less efficient.

СОДЕРЖАНИЕ

1.Кинематический расчет передачи.. 4

2.Расчет допускаемых  контактных и изгибных напряженй.. 4

2.1.Допускаемые контактные напряжения.. 4

2.2.Допускаемые напряжения изгиба.. 5

3.Расчет зубчатой передачи на контактную выносливость. 5

3.1.Определение межосевого расстояния.. 5

3.2.Определение числа зубьев шестерни и колеса.. 6

4.Геометрический расчет передачи.. 6

4.1. Геометрический расчет шестерни.. 6

4.2. Геометрический расчет колеса.. 7

5. Проверочный расчет передачи.. 7

5.1. Проверочный расчет контактной выносливости.. 7

5.2. Проверочный расчет изгибной прочности.. 8

1.     Определение сил в зацеплении зубчатых колес.. 8

2.     Расчет валов.. 9

2.1.      Предварительный расчет валов на кручение. 9

8.2.Предварительный выбор подшипников.. 10

8.3.      Расчет ведомого вала на статическую прочность при изгибе и кручении.. 10

8.4.      Расчет вала на выносливость. 12

9.     Расчет подшипников.. 13

10.       Выбор и расчет шпоночных соединений.. 14

Список используемой литературы.. 17

1.Кинематический расчет передачи

Вращающий момент Т₁ на быстроходном валу определяется по формуле:

     , где P₁=45кВт (из условия); n₁=2940 об/мин (из условия)

Вращающий момент Т₂ на тихоходном валу определяется по формуле:

Число оборотов колеса определяется по формуле:

     , где n₁=2940 об/мин (из условия); u=3,15(из условия)

Угловая скорость вращения шестерни определяется по формуле:

  , где n₁=2940 об/мин (из условия)

Угловая скорость вращения колеса определяется по формуле:

2.Расчет допускаемых  контактных и изгибных напряженй

2.1.Допускаемые контактные напряжения

Коэффициент долговечности для прирабатывающих передач K_HL=1

Допускаемые  контактные напряжения шестерни:

   , где НВ – твердость стали шестерни

Твердость колеса должна быть на 30¸50 меньше, чем у шестерни. Принимаем твердость колеса 155НВ

Допускаемые  контактные напряжения шестерни:

   , где НВ – твердость стали колеса

Дальнейшие расчеты ведут по контактному напряжению, вычисленному по формуле:

2.2.Допускаемые напряжения изгиба

Коэффициент долговечности зубьев К_FL=1

Допускаемые напряжения изгиба на шестерне вычисляются по формуле:

  ,где НВ – твердость стали шестерни

Допускаемые напряжения изгиба на колесе вычисляются по формуле:

 , где НВ – твердость стали колеса

3.Расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

3.1.Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние (главный параметр цилиндрической зубчатой передачи) определяется по формуле:

  , где

K_a- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_a = 43

y_а- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28¸0,36 . Примем y_а=0,30

u=3,15 (из условия)

Т₂ вращающий момент на тихоходном валу, Нм

К_Нb  =1,2-коэфициент,учитывающий распределение нагрузки по ширине

 мм

Округляем полученное значение а_w в большую сторону до ближайшего  стандартного числа.

а_w=160 мм

Модуль зацепления передачи может принимать значения m=(0,01¸0,02) а_w

По ГОСТу  9563-80 принимаем m=2,0 мм.

3.2.Определение числа зубьев шестерни и колеса

Предварительно принимаем угол наклона зубьев b^*=11°

cos(11°)=0,981627183

Z_S=Z₁+Z₂=

Округляем полученное значение в меньшую сторону до ближайшего целого числа, Z_S=157.

Число зубьев шестерни:

Z₁

Число зубьев колеса:

Z₂= Z_S- Z₁=157-37=120

Уточняем межосевое расстояние

Проверяем фактически полученное передаточное число:

u_ф=

%

1б5%£4%

Отклонение не превышает допустимого .

Уточняем угол наклона зубьев:

4.Геометрический расчет передачи

4.1. Геометрический расчет шестерни

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин:

Ширина венца:

4.2. Геометрический расчет колеса

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин:

Ширина венца:

5. Проверочный расчет передачи

5.1. Проверочный расчет контактной выносливости

  £ [s_H], где

К=376

u_ф=3,2

d₂=244 мм

b₂=48 мм

K_Ha=1,105

K_Hb=1,2

Þ

K_Hv=1,08

[s_H]=530,1  H/мм

Полученное значение меньше допускаемого, определим Ds:

Недогрузка передачи не превышает 10%, условие выполняется.

5.2. Проверочный расчет изгибной прочности

 ,где

z_V1=Þ

Коэффициент формы зуба колесаY_F1=3,70

z_V2=Þ

Коэффициент формы зуба шестерни Y_F2=3,60

Коэффициент динамической нагрузки K_FV=1,29

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями K_Fa=0,91

Коэффициент неравномерности нагрузки K_Fb=1,0

Y_b=1- 140⁰/11⁰28’’=0,92

b₂=48

m=2,0

Окружная сила в зацеплении F_t=784 H

Закрытые передачи обычно значительно недогружены, условия выполняются.

1.  Определение сил в зацеплении зубчатых колес

Окружная сила:

F_t=

Радиальная сила:

F_r=

Осевая сила:

F_x=F_t×tgb=1830 *0,194=355,02H

Сила, действующая со стороны муфты:

F_м=125 =125×=2641,7Н

2.  Расчет валов

2.1.  Предварительный расчет валов на кручение

Допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными