2 Расчёт зубчатой передачи - файл

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.









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



Лист
















4

Изм

Лист

№ докум

Подп.

Дата




  1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт




    1. Составляем кинематическую схему



1.2 Определяем общий КПД редуктора


η = η3 · ηп2 [5,с.5]
где η3 –КПД пары зубчатых цилиндрических косозубых колёс;

η3=…[5,с.5];

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

ηп =…[5,с.5];

η = …= …


    1. Определяем мощность на ведущем валу

η 21

Р1 2

Р1= …= …кВт




    1. 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
















5

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:

Рдв=…кВт;

nдв=…мин-1;

dдв=…мм.

Окончательно принимаем:

Р1=…кВт; n1 =… мин-1.


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

…=…%


Принимаем n1=…мин-1.
1.7 Определяем мощность на ведомом валу:
Р2 1·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 Те1 и Те2
Те1=9,55 · Р1/ n1

Те1= … =…Нм

Те2е1·U·η

Те2= …= …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
















6

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
















7

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 =...; σу=...МПа; σu=...МПа[5,с.34].

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

Принимаем: НВ2 =...; σу=...МПа; σu=...МПа[5,с.34].
НВ1 – НВ2 = ...= ...
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 · ...+ ... = ...МПа

σн limb2 = 2 · ...+ ...= ...МПа
















КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ



Лист
















8

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

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,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 = ... [1,с.57]
SH –коэффициент запаса прочности.

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


σнр1= ...= ...МПа

σнр2=... = ...МПа


В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:
σнр = 0,45 · (σнр1нр2) ≥ σнрmin [1,c.19]

σнр = 0,45 · ... = ...MПа


Проверяем соблюдение условия
σнр < 1,23 σнрmin [1,c.19]

...= ...МПа > σнр


Принимаем σнр =...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 · ... = ...МПа

σFlimb2 = 1,8 · ... = ...МПа
















КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ



Лист
















9

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата

SFmin –минимальный коэффициент запаса прочности;

SFmin =…[1,с.35].

Принимаем SFmin =...

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

YN =...[5,с.45];

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

YR =...[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,с.124].


σFP1 = ... =...МПа

σFP2 =... = ...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];

Ψвd1 –коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра.

Принимаем Ψвd1=... 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 =...


d1=…=…мм

Принимаем d1=…мм.


















КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ



Лист
















10

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]

aw=…=…мм


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

b2= …- 4= …мм


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

mn =0,02· … = мм


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


[5,c.36]

ZΣ=…=…


Принимаем ZΣ=...















КП 2 -37 01 06. 22. 00. ПЗ



Лист
















11

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
Uп= Z2 / Z1 [5,c.37]

Uп=…=…


Проверяем отклонение передаточного числа от заданного значения
(Uз – Uп)/ Uз · 100%

… = …%
Действительное значение угла наклона линии зуба β


cosβ= 0,5 · (Z1 + Z2) · mn/ aw

cosβ= …= …

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

mt = …= …мм


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

d1= … = …мм

d2= mt · Z2

d2 = … =…мм

aw =(d1+d2)/ 2

aw= … = …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
















12

Изм

Лист

№докум.

Подп.

Дата


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

ZЕ=...[1,с.113];

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

ZН=...[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 = …= …
Zε=…=…

FtH –исходная окружная сила


FtH = 2 · Te1/d1

FtH = … = …Н


Коэффициент нагрузки Кн определяется по следующей зависимости
Кн = КА· КHv· K· K [1,с.14]
где КА –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

КА =...[1,с.15];

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



Учебный материал
© nashaucheba.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации