Курсовая работа: Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор

Курсовая работа: Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор

Министерство образования Республики Беларусь

УО «Минский государственный автомеханический колледж»

2-37 01 06 «Техническая эксплуатация автомобилей»

Группа

ЭА-32

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Техническая механика

Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический

косозубый редуктор

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

2.3 Проверочные расчёты передачи

2.4 Определение геометрических параметров колёс

2.5 Определение сил, действующих в зацеплении

3. Предварительный расчёт валов редуктора

3.1 Вал редуктора

3.2 Основные нагрузки, действующие на валы

3.3 Диаметры под подшипники и колесо

4. Конструктивные размеры зубчатой пары

5. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора

6. Подбор подшипников

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Уточнённый расчёт валов

8.1 Ведущий вал

8.2 Ведомый вал

9. Выбор посадок

10. Смазка редуктора

11. Описание конструкции и сборки редуктора

12. Технико-экономические показатели

Заключение

Список литературы

Введение

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

1.  Выбор электродвигателя и кинематический  расчёт

Составляем кинематическую схему

Определяем общий КПД редуктора

η = η3 · ηп2                                         [5,с.5]

где η3 –КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс;

η3 = 0,97 [5,с.5];

ηп –КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения;

ηп = 0,99 [5,с.5];

η = 0,97•0,992 = 0,95

Определяем мощность на ведущем валу

η =Р2/Р1

Р1 =Р2/η

Р1= 3,84/0,95=4,04 кВт

Определяем частоту вращения ведомого вала

U=n1/n2

n1 = n2·U

n1=715·2=1430 мин-1

Подбираем электродвигатель по исходным данным, поскольку вал двигателя соединяется с быстроходным валом редуктора муфтой.

Р1=4.04 кВт;

n1=1430 мин-1.

Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип  …, для которого:

Рдв=4 кВт;

nдв=1430 мин-1;

dдв=28 мм.

Окончательно принимаем:

Р1=4 кВт; n1 =1430 мин-1.

Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора

(nдв – n1)/nдв· 100%

(1430-1430)/1430·100%=0%

Принимаем  n1=1430 мин-1.

Определяем мощность на ведомом валу:

Р2 =Р1·η

Р2 = 4·0,95 =3,8 кВт

Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора

U= n1/n2

n2 = n1/U 

n2 =1430/2=715 мин-1

Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Те1 и Те2

Те1=9,55 · Р1/ n1

Те1=9,55·4·103=26,7 Нм

Те2=Те1·U·η

Те2=1,66·2·0,95=50,76 Нм

Задаём число зубьев шестерни Z1, с целью уменьшения шума принимаем Z1≥25[4,с.314].

Принимаем Z1=26.

Определяем число зубьев колеса Z2:

U= Z2/Z1

Z2 = U · Z1

Z2 =2·26=52

Задаёмся предварительно углом наклона зуба согласно рекомендации β =8º-20º для косозубых передач.

Принимаем β=10º.

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаем для шестерни и колеса …, так как передаваемая валом мощность невелика и для  достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Кроме того, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной 350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

НВ1=НВ2+(20…70)                                [6,с.48]

Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, о колеса 300мм.

Шестерня: сталь 45, термообработка – улудшение 

Принимаем: НВ1=190; σу=290 МПа; σu=570 МПа[5,с.34].

Колесо: сталь45; термообработка -нормализация

Принимаем: НВ2 =190; σу=290МПа; σu=570МПа[5,с.34].

НВ1 – НВ2 =210-190=20

что соответствует указанной рекомендации.

2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость

σнр =(( σнlim b· ZN )/SH)· ZR· ZV· ZL· ZX                       [1,с.14]

где σнlimb –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений.

σнlimb = 2·НВ+70                                     [1,с.27],[5,c.34]

σн limb1 = 2·210+70=490 МПа

σн limb2 = 2·190+70=450 МПа

ZN –коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов NN больше базового No, то ZN=1 [1,c.24],[5,с.33];

ZR –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[1, c.25];

ZV –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

ZL –коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

ZX –коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ 21357-87 рекомендует для колес d‹1000 мм принимать

ZR · ZV · ZL · ZX = 0,9                                [1,с.57]

SH –коэффициент запаса прочности.

Для нормализованных и улучшенных сталей SН=1,1[1,с.24].

σнр1=401  МПа

σнр2=368 МПа

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:

σнр = 0,45 · (σнр1+σнр2) ≥ σнрmin                           [1,c.19]

σнр = 0,45·(401+368) =346 MПа

Проверяем соблюдение условия

σнр < 1,23 σнрmin                                         [1,c.19]

1,23·368= 453 МПа > σнр

Принимаем σнр =368 МПа.

2.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость

σFP =  σFlim b· YN /SFmin· YR · YX · Yδ                         [1,с.5]

где σFlimb –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений.

σFlimb  = 1,8  НВ                                               [5,с.45]

σFlimb1 = 1,8·210=378 МПа

σFlimb2 = 1,8·190=342 МПа

SFmin –минимальный коэффициент запаса прочности;

SFmin =1,4…1,7[1,с.35].

Принимаем SFmin =1,7

YN –коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов;

YN =1[5,с.45];

YR –коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности;

YR =1[5,с.46];

YX –коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

При dа≤300мм  YX=...[5,с.46];

Yδ –опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений;

Yδ= 1 [1,с.124].

σFP1 = 378·1/1,7·1·1·1 =222 МПа

σFP2 =342·1/1,7·1·1·1 =201 МПа

2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

2.2.1 Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни

               [1,с.57] 

где  Кd –вспомогательный коэффициент;

Кd=67,5МПа1/3 для косозубых и шевронных передач [1,с.57];

Ψbd1 –коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра.

Принимаем Ψbd1=0,8 при симметричном расположении колёс;

Кнβ -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ψвd1[1,с.58];

Кнβ =1,03

d1=67,5=48,1 мм

Принимаем d1=50 мм

2.2.2 Определяем делительный диаметр колеса d2

U = d2/d1

d2 = U · d1

d2 = 2·50=100 мм

Принимаем d2=100 мм.

2.2.3 Определяем межосевое расстояние передачи

                             [5,c.37]

aw=150/2=75 мм

Принимаем  aw=80 мм по ГОСТ 2185-66.

2.2.4 Определяем рабочую ширину колёс b1 и b2. Учитывая неточность сборки и возможную осевую «игру» передачи выбираем

b1= b2 + (2…5)мм

b1= Ψвd1 · d1

b1= 0,8·50 = 40 мм

Принимаем b1=40 мм(Ra20).

b2= b1 – (2…5)мм

b2= 40- 4= 36 мм

2.2.5 Определяем нормальный модуль по эмпирической зависимости

mn = (0,01…0,02) · aw                               [5,c.293]

mn =0,02· 80 =1,6 мм

Принимаем mn= 2 мм.

Определяем суммарное число зубьев

                                  [5,c.36]

ZΣ=2·80·/2=78,4

Принимаем ZΣ=78

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

                             [5,c.37]

Z1=78/(2+1)=26

Z2=78-26=52

По округлённым значениям Z1 и Z2 уточняем передаточное число

Uп= Z2 / Z1                                   [5,c.37]

Uп=52/26=2

Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения

(Uз – Uп)/ Uз · 100%

(2-2)/2·100%=0%

Действительное значение угла наклона линии зуба β

cosβ= 0,5 · (Z1 + Z2) · mn/ aw

cosβ= 0,975

β=12,8 ̊

2.2.6 Определяем окружной модуль

mt = mn/ cosβ                                    [3,c.142]

mt = 2/0,975=2,05 мм

2.2.7 Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние

d1= mt · Z1

d1= 2,05·26 = 53 мм

d2= mt · Z2

d2 = 2,05·52 =107мм

aw =(d1+d2)/ 2

aw= (53+107)/2 = 80 мм

2.3 Проверочные расчёты передачи

2.3.1 Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности

где ZЕ –коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес;

ZЕ=190[1,с.113];

ZН –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении;

ZН=2,41 [1,с.113];

Zε –коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

При εβ≥1

                                  [1,с.15]

εα = [1,88 - 3,2 · (1/ Z1 + 1/ Z2)] · cosβ        [5,с.39]

εα = [1,88-3,2·(1/26+1/52)]= 1,7

Zε==0,76

FtH –исходная окружная сила

FtH = 2 · Te1/d1

FtH = 2·26,7·103/53=1007,54 Н

Коэффициент нагрузки Кн определяется по следующей зависимости

Кн = КА· КHv· KHβ· KHα                                    [1,с.14]

где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

КА =1 [1,с.15];

КHv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

V = 0,1· nдв· d1/ 2000

V = 0,1·1430·53/2000=3,78 м/с

При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда:

КHv=1[5,с.40];

KHβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

KHβ=1,3 [5,с.39];[1,с.58];

KHα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

KHα =1,09[5,с.39];

КН =1·1·1,03·1,09 =1,12

σно=190·2,41·0,76·=308,84МПа

σн = σно· = 326,84

Определяем процент недогрузки

(σн  – σнр)/ σнр · 100%

(326,84-368)/368·100%= 10%

что соответствует рекомендации.

2.3.2 Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности

 σF ≤  σFP                          [1,с.29]

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

σF = KF · YFS · Yβ · Yε · FtF /(в · m)                             [1,с.29]

Для коэффициента нагрузки КF принимают:

КF = КА · КFv · KFβ · KFα                                [1,с.29]

где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

КА=1 [1,с.29];

КFv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

КFv =1,3[5,с.43];

KFβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

KFβ=1,08[1,с.59];

KFα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

                     5,с.295]

KFα==0,89

YFS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Zv1 = Z1 / cos3β                                    [1,с.62]

при этом YFs1 =…[1,с.38],[5,с.42].

Zv2 = Z2 /cos3β

при этом YFs2=…[1,с.38],[5,с.42].

Так как шестерня и колесо выполнены из одинаковых материалов, то расчёт ведём по тому из колёс, для которого YFS больше, то есть по шестерне.

Yε –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Yε =1/ εα                                      [1,с.32]

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Уβ = 1- εβ · β / 120

εβ = b2 / Рх

Px= Pn / sinβ

Pn= mn· π

Напряжение изгиба σF значительно ниже допускаемого напряжения σFР, но это нельзя рассматривать как  недогрузку передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контактная усталость.

2.4 Определение геометрических параметров колёс

2.4.1 Высота головки зуба

ha = mn

2.4.2 Высота ножки зуба

hf = 1,25 · mn

2.4.3 Диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2 · ha

da2 = d2 + 2 · ha

2.4.4 Диаметры впадин зубьев

df1 = d1 - 2 · hf

df2 = d2 - 2 · hf

2.5 Определение сил, действующих в зацеплении

2.5.1 Окружная сила

FtH = 2 · Te1/d1

2.5.2 Радиальная сила

Fr = Ft · tgα / cosβ

α=20º

2.5.3 Осевая сила

Fa=  Ft · tgβ

3. Предварительный расчёт валов редуктора

3.1 Вал редуктора

Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба  и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрации напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.

Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов валов.

Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при кручении

τ  ≤  τadm

где τadm – допускаемое напряжение  на кручение.

Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.

Выбираем материал для валов: ведущий вал –…; ведомый вал – …, для которого τadm =…МПа.

τ –касательное напряжение, возникающее в расчётном сечении вала.

где Т –крутящий момент.

Ведущий вал: Тe1=…Н·мм; ведомый вал: Те2=…Н·мм.

Wр –полярный момент сопротивления сечения при кручении.

Wр= 0,2 · dв³

Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал:

Полученный результат округляем по ГОСТ 6636 – 69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161].

Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя, чтобы выполнялось соотношение dв1/dдв ≤ 0,75.

Ведомый вал:

Полученный результат округляем по ГОСТ 6636 – 69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161].

Принимаем dв2 =…мм.

3.2 Основные нагрузки, действующие на валы, возникают в зубчатом зацеплении:

Fa=...H;

Fr=...H;

Ft=...H.

Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.

Страницы: 1, 2