Здесь можно найти учебные материалы, которые помогут вам в написании курсовых работ, дипломов, контрольных работ и рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.
Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение оригинальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения оригинальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, РУКОНТЕКСТ, etxt.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии так, что на внешний вид, файл с повышенной оригинальностью не отличается от исходного.
Работа № 114778
Наименование:
Курсовик Проектирование цилиндрической зубчатой передачи
Информация:
Тип работы: Курсовик.
Предмет: Машиностроение.
Добавлен: 26.12.2018.
Год: 2015.
Страниц: 14.
Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%
Описание (план):
Содержание Введение 4 1. Кинематический и силовой расчет 5 2. Расчет цилиндрической передачи 2.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес и виды термической обработки 2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 2.3 Расчет геометрических параметров зубчатых колес 2.4 Расчет зубчатых колес на выносливость по контактным напряжениям 2.5 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба 3 Расчет и проектирование ведомого вала 3.1 Предварительный расчет и проектирование ведомого вала 3.2 Выбор подшипников для ведомого вала 3.3 Выбор посадок для соединения деталей Заключение Библиографический список
Введение Зубча?тая переда?ча — это механизм или часть механизма механической передачи, в состав которого входят зубчатые колёса. Назначение: передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси. преобразование вращательного движения в поступательное, и наоборот. При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев называется шестернёй, второе колесо с большим числом зубьев называется колесом. Пара зубчатых колёс, имеющих одинаковое число зубьев, — в этом случае ведущее зубчатое колесо называется шестернёй, а ведомое — колесом. Обычно число зубьев на сопряжённых зубчатых колёсах стремятся делать взаимно простым, что обеспечивает бо?льшую равномерность износа: в этом случае каждый зуб одного колеса будет по очереди работать со всеми зубьями другого колеса. В данной курсовой работе представлен кинематический и силовой расчет, в частности расчет цилиндрической передачи для ведущего вала, содержащий расчет геометрических параметров, расчет зубчатых колес на выносливость по контактным напряжениям, расчет и проектирование ведущего вала.
Кинематический и силовой расчет По заданным параметрам найдем частоту вращения, угловую скорость и крутящий момент на ведомом валу (n2). n_2=n_1/u,?мин?^(-1) где n1 – частота вращения ведущего вала, мин-1; u – передаточное число цилиндрической передачи. u=?_1/?_2 , где ?1 и ?2 – соответственно угловая скорость ведущего и ведомого валов, рад/с. Тогда: ?_2=?_1/u,рад/с Т2 = Т1•u•?1•?22, Н•м; где Т1 и Т2 – соответственно крутящий момент ведущего и ведомого вала, Н•м; ?1 и ?2 – КПД пары подшипников. Для нахождения заданных параметров необходимо произвести расчет неизвестных: ?о= ?зп•?пп2, где ?зп и ?пп – КПД зубчатой передачи и пары подшипников. Используя данные таблицы 5.1 методического пособия, производится расчет [1,с.11]: ?о=0,97•0,992 = 0,95 N1 = 5/0,95=5,2 кВт; где N1 – мощность электродвигателя, кВт. По полученной мощности значениям принимаем электродвигатель серии 4А112М4, N1 = 5,2 КВт, S=3,7% с синхронной частотой вращения nс =1500 мин-1 [1, с. 12]. n1 = nас = nс (1-S), где S – скольжение ротора. n1 = 1500 (1-0,037)= 1444,5мин-1 Угловая скорость на первом валу равна: ?_1=(?•n_1)/30=(3,14 1444,5)/30=151,19рад/с Тогда крутящий момент на первом валу равен: Т_1=(N_тр•?10?^3)/?_ =(5,2•?10?^3)/151,19 34,39 Н•м, По данным таблицы 5.3 [1, с. 11] u=6,3. n_2=1444,5/6,3=229,28,? ин?^(-1), ?_2=151,19/6,3=23,99 рад/с Т2 = 34,28•6,3•0,97•0,992= 09,74 Н•м.,
Чтобы удостовериться в правильности расчета, необходимо выполнить проверку: u=n_1/n_2 =1444.5/229.38=6,3 u=Т_2/Т_1 =209,74/34,39=6,09?6 3
2.Расчет цилиндрической передачи 2.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес и виды термической обработки Для шестерни принимаем по табл. 1.1 сталь 45,улучшенную до твердости HB230,для колеса – сталь 45,до твердости НВ200. 2.2Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения
, Где - придел контактной выносливости зубьев шестерни , - придел контактной выносливости зубьев колеса, - коэффициент долговечности , =1 - коэффициент безопасности, =1,2. =2НВ1+70=2*230+70=53 МПа; =2НВ2+70=2*200+70=470 Па; Определим допускаемые контактные напряжения =530*1/1,2=442МПа =470*1/1,2=392МПа Для дальнейшего расчета принимаем допускаемые касательные напряжения для колеса так как они меньше чем для шестерни 2.3Расчет геометрических параметров зубчатых колес
Из условия контактной выносливости определяем межосевое расстояние , где - передаточное число цилиндрической передачи. - крутящий момент на колесе ; - коэффициент нагрузки ; - коэффициент ширины колеса по отношению к межосевому расстоянию; -допускаемое контактное напряжение на зубьях колеса; Уточним значение коэффициента нагрузки:
где из табл. . 3.5[1] для твердости НВ‹350 и симметричного расположения колес; из табл. 3.6[1] для прямозубой передачи при скорости V‹ 5 м/с и твердости НВ ‹ 350.
Определим модуль зацепления: , принимаем по стандарту m = 1,25 мм.[1]
Определим число зубьев колес и фактическое передаточное число
Суммарное число зубьев шестерни и колеса: ; Число зубьев шестерни: ; Число зубьев колеса: ; Фактическое передаточное число: .
Геометрические параметры колес: Делительный диаметр шестерни ; колеса . Диаметр вершин зубьев шестерни ; колеса . Диаметр впадин шестерни ; колеса . Ширина венца колеса , принимаем ; шестерни . Значение коэффициента 12 Окружная скорость шестерни: . При такой величине скорости принимаем для передачи 8-ю степень точности. Уточним значение коэффициента нагрузки:
где из табл. . 3.5 [1] для твердости НВ‹350 и симметричного расположения колес; из табл. 3.6 [1] для прямозубой передачи при скорости V‹ 5 м/с и твердости НВ ‹ 350. Расчет зубчатых колес на выносливость по контактным напряжениям.
Величина расчетных контактных напряжений:
Т,к больше допускаемых увеличим ширину колеса в 3 раза т,е
2.5 Проверка зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба. Предел выносливости при нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности (табл. 3.9 [1]): HB; . Для штампованных заготовок Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни ; для колеса . Определим коэффициент нагрузки (табл. 3.7, 3.8 [1]):
Установим колесо пары, для которого будет продолжен расчет. Коэффициенты формы зубьев, выполненных без смещения (Х=0), (с.42 [1]) при при
следовательно, зубья колеса менее прочны, расчет производим для него. Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе:
Расчет и проектирование ведомого вала. 3.1 Предварительный расчет вала: , где Т- крутящий момент на рассчитываемом валу; - допускаемое напряжение кручения мПа. Определим диаметр ведомого вала: мм Принимаем d=21мм 3.2 Расчет отдельных диаметров ведомого вала:
Длина участка :
Длина участка :
Длина участка :
где - ширина ступицы зубчатого колесаю
Длина участка :
Проверка прочности шпоночного соединения:
где d- диаметр вала в месте установки шпонки; - рабочая длина шпонки , мм
3.3 Расчет шпоночного соединения под зубчатым колесом :
3.4 Выбор подшипников и расчет из долговечности. Для ведомого вала принимаем однорядные шариковые подшипники средней серии 310. Расчет долговечности подшипников:
Определяем суммарные реакции:
Далее выбираем конкретный тип и типоразмер подшипников отдельно для входного и выходного вала и по более нагруженным опорам выполняют проверку долговечности. Эквивалентная нагрузка на подшипник:
где Х, У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, табл. 9.3; если ; V – коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается: при вращении внутреннего кольца V=1,0; при вращении наружного V=1,2; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник, табл. 9.4; - температурный коэффициент, табл. 9.5.
Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:
где С – динамическая грузоподъемность принятого подшипника, принимается из таблиц; р – показатель степени: для шарикоподшипников р=3; для роликоподшипников р=10/3.
Расчетная долговечность подшипника в часах:
где п – частота вращения рассматриваемого вала.
* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.
