2 Расчёт зубчатой передачи - файл

2 Расчёт зубчатой передачи - файл

Введение

Министерство образования Республики Беларусь

приобрести
скачать (820 kb.)

Министерство образования Республики Беларусь УО «Минский государственный автомеханический колледж» 2-37 01 06 «Техническая эксплуатация автомобилей» Группа … КУРСОВОЙ ПРОЕКТ Техническая механика Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА Исполнитель: Консультант: Н.А. Асаёнок 2005
Содержание Введение 4 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт 5 2 Расчёт зубчатой передачи 8 3 Предварительный расчёт валов редуктора 17 4 Конструктивные размеры зубчатой пары 20 5 Размеры элементов корпуса и крышки редуктора 21 6 Подбор подшипников 23 7 Проверка прочности шпоночных соединений 29 8 Уточнённый расчёт валов 30 9 Выбор посадок 35 10 Смазка редуктора 36 11 Описание конструкции и сборки редуктора 37 12 Технико-экономические показатели 38 Заключение 41 Список литературы 42 Приложение. Спецификация
					КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата
Разраб.		Ивавнов И.И.			Горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор	Лит.		Лист	Листов
Провер.		Асаёнок Н.А.					у	3	44
Т. контр.						МГАК гр. …
Н. контр.
Утв.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Составляем кинематическую схему

1.2 Определяем общий КПД редуктора

η = η₃· η_п² [5,с.5]
где η₃–КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс;

η₃=…[5,с.5];

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

η_п=…[5,с.5];

η = …= …

Определяем мощность на ведущем валу

η=Р₂/Р₁

Р₁=Р₂/η

Р₁= …= …кВт

Определяем частоту вращения ведомого вала

U=n₁/n₂

n₂= n₁/ U

n₂=…= …мин^-1

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

Р₁=…кВт;

n₁=…мин^-1.

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке [2,с.5]; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается+3%[5,с.8].

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Р₁ и с угловой скоростью близкой к n₁. Принимаем электродвигатель единой серии 4А тип …, для которого:

Р_дв=…кВт;

n_дв=…мин^-1;

d_дв=…мм.

Окончательно принимаем:

Р₁=…кВт; n₁=… мин^-1.

1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного вала редуктора
(n_дв – n₁)/n_дв· 100%

…=…%

Принимаем n₁=…мин^-1.
1.7 Определяем мощность на ведомом валу:
Р₂=Р₁·η

Р₂= … = …кВт

1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора
U= n₁/n₂

n₂= n₁/U

n₂ = … = …мин^-1
1.9 Определяем вращающие моменты на ведущем и ведомом валах Т_е1 и Т_е2
Т_е1=9,55 · Р₁/ n₁

Т_е1= … =…Нм

Т_е2=Т_е1·U·η

Т_е2= …= …Нм

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

Принимаем Z₁=26.

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

1.11 Определяем число зубьев колеса Z₂:

U= Z₂/Z₁

Z₂= U · Z₁

Z₂= …= …
1.12 Задаёмся предварительно углом наклона зуба согласно рекомендации β =8º-20º для косозубых передач.

Принимаем β=10º.

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

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 ..., термообработка –....

Принимаем: НВ₁ =...; σ_у=...МПа; σ_u=...МПа[5,с.34].

Колесо: сталь ...; термообработка –...

Принимаем: НВ₂ =...; σ_у=...МПа; σ_u=...МПа[5,с.34].
НВ₁ – НВ₂ = ...= ...
что соответствует указанной рекомендации.
2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость
σ_нр =(( σ_н_lim_b· Z_N)/S_H)· Z_R· Z_V· Z_L· Z_X [1,с.14]
где σ_н_limb –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений.
σ_н_limb = 2 · НВ + 70 [1,с.27],[5,c.34]

σ_н_limb₁ = 2 · ...+ ... = ...МПа

σ_н_limb₂ = 2 · ...+ ...= ...МПа

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

Z_N –коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N_N больше базового N_o, то Z_N=...[1,c.24],[5,с.33];

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

Z_V –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

Z_L–коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

Z_X–коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ 21357-87 рекомендует для колес d‹1000 мм принимать
Z_R· Z_V· Z_L· Z_X= ... [1,с.57]
S_H –коэффициент запаса прочности.

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

σ_нр1= ...= ...МПа

σ_нр2=... = ...МПа

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:
σ_нр = 0,45 · (σ_нр1+σ_нр2) ≥ σ_нрmin [1,c.19]

σ_нр= 0,45 · ... = ...MПа

Проверяем соблюдение условия
σ_нр< 1,23 σ_нрmin [1,c.19]

...= ...МПа > σ_нр

Принимаем σ_нр=...МПа.
2.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость
σ_FP=σ_Flim_b· Y_N/S_Fmin· Y_R· Y_X· Y_δ [1,с.5]
где σ_Flimb –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений.
σ_Flimb= 1,8 · НВ [5,с.45]

σ_Flimb₁= 1,8 · ... = ...МПа

σ_Flimb₂= 1,8 · ... = ...МПа

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

S_Fmin–минимальный коэффициент запаса прочности;

S_Fmin=…[1,с.35].

Принимаем S_Fmin=...

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

Y_N=...[5,с.45];

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

Y_R=...[5,с.46];

Y_X –коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

При d_а≤300мм Y_X=...[5,с.46];

Y_δ–опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений;

Y_δ=...[1,с.124].

σ_FP₁ = ... =...МПа

σ_FP₂ =... = ...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 К_d –вспомогательный коэффициент;

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

Ψ_в_d₁–коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра.

Принимаем Ψ_в_d₁=... 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_в_d₁[1,с.58];

К_нβ=...

d₁=…=…мм

Принимаем d₁=…мм.

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

2.2.2 Определяем делительный диаметр колеса d₂

U = d₂/d₁

d₂= U · d₁

d₂= …= …мм
Принимаем d₂=…мм.
2.2.3 Определяем межосевое расстояние передачи
[5,c.37]

a_w=…=…мм

Принимаем a_w=…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= Ψ_в_d₁· d₁

b₁= … = …мм
Принимаем b₁=…мм(Ra20).
b₂= b₁ – (2…5)мм

b₂= …- 4= …мм

2.2.5 Определяем нормальный модуль по эмпирической зависимости
m_n= (0,01…0,02) · a_w [5,c.293]

m_n=0,02· … = мм

Принимаем m_n= ...мм.
Определяем суммарное число зубьев

[5,c.36]

Z_Σ=…=…

Принимаем Z_Σ=...

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

[5,c.37]

Z₁=…=…

Z₂=…=…

По округлённым значениям Z₁ и Z₂ уточняем передаточное число
U_п= Z₂/ Z₁ [5,c.37]

U_п=…=…

Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения
(U_з– U_п)/ U_з· 100%

… = …%
Действительное значение угла наклона линии зуба β

cosβ= 0,5 · (Z₁ + Z₂) · m_n/ a_w

cosβ= …= …

β=…
2.2.6 Определяем окружной модуль
m_t = m_n/ cosβ [3,c.142]

m_t= …= …мм

2.2.7 Уточняем диаметры делительных окружностей и межосевое расстояние
d₁= m_t· Z₁

d₁= … = …мм

d₂= m_t· Z₂

d₂= … =…мм

a_w=(d₁+d₂)/ 2

a_w= … = …мм

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

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ

Лист

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

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

Z_Е=...[1,с.113];

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

Z_Н=...[1,с.113];

Z_ε–коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

При ε_β≥1
[1,с.15]
ε_α= [1,88 - 3,2 · (1/ Z₁ + 1/ Z₂)] · cosβ [5,с.39]
ε_α= …= …
Z_ε=…=…

F_tH –исходная окружная сила

F_tH = 2 · T_e₁/d₁

F_tH = … = …Н

Коэффициент нагрузки К_н определяется по следующей зависимости
К_н = К_А· К_Hv· K_Hβ· K_Hα [1,с.14]
где К_А–коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

К_А =...[1,с.15];

К_Hv–коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;
V = 0,1· n_дв· d₁/ 2000

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.

КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ