125665 (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;

К_d=67,5МПа^1/3 для косозубых и шевронных передач [1,с.57];

Ψ_bd1 –коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра.

Принимаем Ψ_bd1=0,8 при симметричном расположении колёс;

К_нβ -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ψ_вd1[1,с.58];

К_нβ =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];