Министерство образования Республики Беларусь
УО «Минский государственныйавтомеханический колледж»
2-37 01 06 «Техническая эксплуатацияавтомобилей»
Группа
ЭА-32
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Техническая механика
Одноступенчатый горизонтальныйцилиндрический
косозубый редуктор
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Содержание
Введение
1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчёт
2. Расчётзубчатой передачи
2.1 Выборматериалов и определение допускаемых напряжений
2.2Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностейзубьев
2.3Проверочные расчёты передачи
2.4Определение геометрических параметров колёс
2.5Определение сил, действующих в зацеплении
3. Предварительныйрасчёт валов редуктора
3.1 Валредуктора
3.2Основные нагрузки, действующие на валы
3.3Диаметры под подшипники и колесо
4. Конструктивныеразмеры зубчатой пары
5. Размерыэлементов корпуса и крышки редуктора
6. Подборподшипников
7. Проверкапрочности шпоночных соединений
8.Уточнённый расчёт валов
8.1 Ведущийвал
8.2 Ведомыйвал
9. Выборпосадок
10. Смазкаредуктора
11.Описание конструкции и сборки редуктора
12.Технико-экономические показатели
Заключение
Списоклитературы
Введение
Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса,способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и ростуего эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.
Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по«Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических иобщетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов,технологии металлов, черчения.
Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм,состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата ислужащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости исоответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению сведущим валом.
Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходномвалу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характернодля специализированных заводов, на которых организовано серийное производстворедукторов.
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
Подбираемэлектродвигатель по исходным данным, поскольку вал двигателя соединяется сбыстроходным валом редуктора муфтой.
Р1=4.04кВт;
n1=1430 мин-1.
Принимаемэлектродвигатель единой серии 4А тип …, для которого:
Рдв=4кВт;
nдв=1430 мин-1;
dдв=28 мм.
Окончательнопринимаем:
Р1=4кВт; n1 =1430 мин-1.
Проверяемотклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного валаредуктора
(nдв– n1)/nдв·100%
(1430-1430)/1430·100%=0%
Принимаем n1=1430 мин-1.
Определяеммощность на ведомом валу:
Р2=Р1·η
Р2= 4·0,95 =3,8 кВт
Уточняемчастоту вращения ведомого вала редуктора
U= n1/n2
n2 = n1/U
n2 =1430/2=715 мин-1
Определяемвращающие моменты на ведущем и ведомом валах Те1 и Те2
Те1=9,55· Р1/ n1
Те1=9,55·4·103=26,7Нм
Те2=Те1·U·η
Те2=1,66·2·0,95=50,76Нм
Задаёмчисло зубьев шестерни Z1, с целью уменьшения шума принимаем Z1≥25[4, с.314].
ПринимаемZ1=26.
Определяемчисло зубьев колеса Z2:
U= Z2/Z1
Z2 = U· Z1
Z2 =2·26=52
Задаёмсяпредварительно углом наклона зуба согласно рекомендации β=8º-20º для косозубых передач.
Принимаемβ=10º.
2. Расчёт зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемыхнапряжений
2.1.1Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований вотношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условияхмелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическимисвойствами. С целью сокращения номенклатуры применяемых материалов принимаемдля шестерни и колеса …, так как передаваемая валом мощность невелика и для достижения лучшей приработки твёрдость колёс должна быть не более 350НВ. Крометого, редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторовэкономически целесообразно применять колёса с твёрдостью меньшей или равной350НВ. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни впередаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспеченияодинаковой контактной усталости, механические характеристики материала шестернидолжны быть выше, чем у колеса.
НВ1=НВ2+(20…70) [6, с.48]
Чтобыэтого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режимтермообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, околеса 300мм.
Шестерня:сталь 45, термообработка – улудшение
Принимаем:НВ1=190; σу=290 МПа; σu=570МПа[5, с.34].
Колесо: сталь45; термообработка-нормализация
Принимаем: НВ2 =190; σу=290МПа;σu=570МПа[5, с.34].
НВ1– НВ2 =210-190=20
чтосоответствует указанной рекомендации.
2.1.2Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактнуюусталость
σнр=(( σнlimb· ZN)/SH)· ZR·ZV· ZL·ZX [1, с.14]
гдеσнlimb –предел контактнойвыносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу цикловнапряжений.
σнlimb= 2·НВ+70 [1, с.27],[5,c.34]
σнlimb1 = 2·210+70=490 МПа
σнlimb2 = 2·190+70=450 МПа
ZN –коэффициент долговечности,учитывающий срок службы передачи. Поскольку в проектном задании указано, чторедуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов NNбольше базового No, то ZN=1[1,c.24],[5, с.33];
ZR –коэффициент, учитывающийшероховатость сопряженных поверхностей зубьев[1, c.25];
ZV –коэффициент, учитывающий влияниеокружной скорости;
ZL –коэффициент, учитывающий влияниевязкости смазочного материала;
ZX –коэффициент, учитывающий размерзубчатого колеса.
ГОСТ21357-87 рекомендует для колес d‹1000мм принимать
ZR · ZV· ZL · ZX= 0,9 [1, с.57]
SH –коэффициент запаса прочности.
Длянормализованных и улучшенных сталей SН=1,1[1, с.24].
σнр1=401 МПа
σнр2=368МПа
Вкачестве расчётного значения для косозубых передач принимаем:
σнр= 0,45 · (σнр1+σнр2) ≥ σнрmin [1,c.19]
σнр= 0,45·(401+368) =346 MПа
Проверяемсоблюдение условия
σнр
1,23·368=453 МПа > σнр
Принимаемσнр =368 МПа.
2.1.3Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость
σFP= σFlimb· YN/SFmin· YR· YX · Yδ [1, с.5]
гдеσFlimb –предел выносливостизубьев 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 –минимальныйкоэффициент запаса прочности;
SFmin =1,4…1,7[1, с.35].
ПринимаемSFmin =1,7
YN –коэффициент долговечности,зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов;
YN =1[5, с.45];
YR –коэффициент, учитывающий влияниешероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полированияпереходной поверхности;
YR =1[5, с.46];
YX –коэффициент, учитывающий размерызубчатого колеса;
Приdа≤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 контактнуюусталость активных поверхностей зубьев
2.2.1Определяем 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 шестерниотносительно её диаметра.
Принимаем Ψbd1=0,8 при симметричномрасположении колёс;
Кнβ -коэффициент неравномерности распределениянагрузки по ширине венца. Выбираем по графику в зависимости от твёрдостирабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра Ψвd1[1, с.58];
Кнβ =1,03
d1=67,5/>/>=48,1мм
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 неточностьсборки 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 межосевоерасстояние
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 активныхповерхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности
/>
/>
где ZЕ –коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженныхзубчатых колес;
ZЕ=190[1, с.113];
ZН –коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьевв зацеплении;
ZН=2,41 [1, с.113];
Zε –коэффициент, учитывающий суммарную длину контактныхлиний;
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 взацеплении 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 распределениянагрузки между зубьями;
KHβ=1,3 [5, с.39];[1, с.58];
KHα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки междузубьями;
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 изгибавыполняем 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 взацеплении до зоны резонанса;
КFv =1,3[5, с.43];
KFβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределениянагрузки по длине контактных линий;
KFβ=1,08[1, с.59];
KFα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки междузубьями.
/> 5, с.295]
KFα=/>=0,89
YFS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрациюнапряжений, 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, торасчёт 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 напряженияσFР, но это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, посколькуосновным критерием её работоспособности является контактная усталость.
2.4 Определение геометрическихпараметров 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 взацеплении
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 валовредуктора
3.1 Вал редуктора
Вал редуктора испытывает совместное действие изгиба и кручения,причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основнымрасчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известнытолько крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающемумоменту Те. Изгибающие моменты Ми оказывается возможным определить лишь послеразработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина.Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентрациинапряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.
Поэтому, прежде надо сделать предварительный расчёт валов, целькоторого – определить диаметры выходных концов валов.
Расчёт проводим условно только на кручение, исходя из условияпрочности при кручении
τ ≤ τadm
где τadm – допускаемое напряжение на кручение.
Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрациейнапряжений, то эту ошибку компенсируем понижением допускаемых напряжений.
Выбираем материал для валов: ведущий вал –…; ведомый вал – …, длякоторого 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 ближайшегобольшего значения из ряда R40[5, с.161].
Ведущий вал редуктора соединяем с валом двигателя, чтобывыполнялось соотношение dв1/dдв ≤ 0,75.
Ведомый вал:
/>
Полученный результат округляем по ГОСТ 6636 – 69 до ближайшегобольшего значения из ряда R40[5, с.161].
Принимаем dв2 =…мм.
3.2 Основные нагрузки, действующие навалы, возникают в зубчатом зацеплении:
Fa=...H;
Fr=...H;
Ft=...H.
Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, посколькуони играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталейвыражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.
Силы трения в опорах не учитываются. Большинство муфт, вследствиенеизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой Fм.
При расчёте валов можно приблизительно считать
/>
где вращающий момент Те2=Т2.
На тихоходном валу редуктора, где вращающий момент значителен,должна быть предусмотрена расчетная консольная нагрузка Fм, приложенная ксередине выступающего конца вала.
Направление силы Fм в отношении окружной силы Ft может быть любым,так как это зависит от случайных неточностей монтажа.
Поэтому в расчётных схемах силу Fм направляем так, чтобы онаувеличивала напряжение от окружной силы Ft (худший случай).
На расчётных схемах все силы, действующие на вал, а так жевращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя вдействительности они распределены по длине ступицы.
3.3 Диаметры под подшипники и колесо
3.3.1 Ведущий вал:
Диаметр под подшипники
dn1 = dв1 + 2 · t
3.3.2 Ведомый вал:
Диаметр под подшипники
dn2 = dв2 + 2 · t
Посадочный диаметр под колесо:
dk2 = dn2 + 3,2 · r
где r –радиус галтели;
4. Конструктивные размеры зубчатой пары
Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определенывыше:
Диаметр ступицы
dст=1,6 · dk2
Длина ступицы
Lст = (1,2 ¸1,5) · dk2
Lст= (1,2¸1,5) · …= …¸…мм
Толщина обода
δo= (3¸4) · mn
Толщина диска
C = 0,3 · aw
Фаска
h = 0,5· mn
5. Размеры элементов корпуса и крышкиредуктора
Определим основные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок корпуса
δ = 0,025 · aw + 1
Толщина стенок крышки
δ1 = 0,02 · aw + 1
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Верхнего пояса корпуса
b = 1,5 · δ
Пояса крышки
b1 = 1,5 · δ1
Нижнего пояса корпуса (без бобышек)
p = 2,35 · δ
Толщина рёбер основания корпуса
m = (0,85…1) · δ
Толщина рёбер крышки
m1= (0,85¸1) · δ1
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03¸0,036) · aw+ 12
Диаметр болтов у подшипников
d2= (0,7¸0,75) · d1
Диаметр болтов, соединяющих крышку с основанием корпуса
d3= (0,5¸0,6) · d1
6. Подбор подшипников
Ведущий вал
Составляем расчётную схему вала:
/>
Реакции опор:
Горизонтальная плоскость:
Rx1=Rx2=Ft/2=…=…Н
Вертикальная плоскость:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Суммарные реакции:
/>
/>
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №…(ГОСТ8338-75), для которых:
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
/>
где R1 –радиальная нагрузка;
R1=…H;
Fa –осевая нагрузка;
Fa=…H;
V –коэффициент вращения кольца;
V=… при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направлениярадиальной нагрузки;
Kб –коэффициент безопасности;
Kб=…;
Кт –температурный коэффициент;
Kт=… при рабочей температуре подшипника менее 100ºС.
Значения коэффициентов Х, У определяются в зависимости ототношения Fa/Cо.
Сравниваем отношения Fa/R1 с коэффициентом е:
Fa/R1 =…=… > е
Расчётная долговечность в миллионах оборотов определяется поформуле:
/>
Расчётная долговечность в часах:
/>
где n1 –частота вращения ведущего вала редуктора.
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий:
Fa=...H;
Fr=...H;
Ft=...H.
Нагрузка на вал от муфты Fм=… Н.
Из первого этапа компоновки:
L2=… м.
L3=… м.
Составляем расчётную схему вала:
/>
Реакции опор:
Горизонтальная плоскость
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Проверка: />
/>
Вертикальная плоскость:
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Проверка: />
/>
Суммарные реакции:
/>
/>
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем шариковые радиальные однорядные подшипники №…(ГОСТ8338-75), для которых:
Сравниваем отношения Fa/R4 с коэффициентом е:
Fa/R4 =…=…
Эквивалентная динамическая нагрузка:
/>
Расчётная долговечность в миллионах оборотов:
/>
Расчётная долговечность в часах:
/>
где n2 –частота вращения ведомого вала редуктора.
7. Проверка прочности шпоночныхсоединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сеченийшпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
/>
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице.
σcм.adm =… МПа
Ведущий вал: d=…мм; b×h=…×…мм; t1=…мм; длина шпонки L=…мм;момент на ведущем валу Те1=…Н·мм.
σcм max=…=…МПа
σcм ‹ σcм.adm
Ведомый вал:
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и на выходном конце вала –более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размерыпоперечного сечения шпонки).
Проверяем шпонку на выходном конце вала:
d=…мм; b×h=…×…мм; t1=…мм; длина шпонки L=…мм; момент Те2=…Н·мм.
σcм ‹ σcм.adm
8. Уточнённый расчёт валов
8.1 Ведущий вал
Выполнение уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, таккак его диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить валдвигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечензапас прочности.
8.2 Ведомый вал
Составляем расчётную схему нагружения вала, используя значенияреакций опор в двух плоскостях, полученные при подборе подшипников.
Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащихпроверке на усталостную прочность: сечение А-А, проходящее через середину венцазубчатого колеса (dk2=…мм), и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходногоконца вала (dп2=…мм).
Для этих сечений соблюдается условие:
S ≥ Sadm
где Sadm -заданный или требуемый коэффициент запаса прочности.
S -расчётный коэффициент запаса прочности
/>
где Sσ, Sτ –коэффициенты запаса прочности по нормальными касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:
/>
/>
где σ-1 и τ–1 –пределы выносливости гладких стандартных цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба и кручения
Для углеродистых конструкционных сталей
σ-1= 0,43 · σu
τ–1= 0,58 · σ-1
Для стали 45 σu=… МПа.
σ-1 = 0,43 · ...=… МПа
τ–1 = 0,58 ·… =… МПа
σа и τа –амплитуды напряжений цикла;
σm и τm –средние напряжения цикла;
Ψσ и Ψτ –коэффициенты чувствительностиматериала к асимметрии цикла напряжений;
где Кσ и Кτ -эффективные коэффициенты концентрацийнапряжений;
Кd –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF –коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности.
В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяютсяпо симметричному, а касательные по отнулевому циклу.
Для симметричного цикла:
σm = 0
σa =σu= Mu/Wxнетто
где Ми – результирующий изгибающий момент,
/>
где Мх, Му — изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальнойплоскостях;
Wхнетто –осевой момент сопротивления сечения при изгибе.
Для отнулевого цикла:
τа = τm = τ/2 = T/2Wpнетто
где Т –крутящий момент;
Wрнетто –полярный момент сопротивления сечения при кручении.
Сечение А-А:
Концентратор напряжений – шпоночный паз.
Кσ =…; Кτ =…; Кd=…; КF=…; ψσ =…; ψτ=...
/>
/>
Сечение Б-Б:
Концентратор напряжений – прессовая посадка.
Кσ/Кd =…; Кτ/Кd=…; КF =…; ψσ =…; ψτ=....
/>
/>
Для определения изгибающих моментов строим эпюры моментов вгоризонтальной и вертикальной плоскостях.
Горизонтальная плоскость:
МxI = 0;
МxII = Rx3· L2 = …= …Н·м;
МxIII = Rx3 · 2L2 + Ft · L2 = … =…Н·м;
МxIII (спр) = Fm· L3 = …= …Н·м;
МxIV =0.
Вертикальная плоскость:
МyI =0;
МyII =Ry3·L2 = … = …Н·м;
МyII(c)=Ry3·L2 + m = … = …Н·м;
МyII (спр) =Ry4·L2 = … = …Н·м;
МyIII=0.
Из эпюр:
Сечение А-А:
/>
/>
9. Выбор посадок
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатогоколеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружениеколеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σH=…МПаи скорости v=…м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна…м²/с.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1,периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.
10. Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатогоколеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружениеколеса примерно на 10мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
Устанавливаем вязкость масла. Приконтактных напряжениях σH=…МПа и скорости v=…м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна…м²/с.
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1,периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.
11. Описание конструкции и сборкиредуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательноочищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборка производится в следующей последовательности:
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шариковыерадиальные однорядные подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 — 100°С.
В ведомый вал закладывают шпонку b×h×l=…×…×…и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорнуювтулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шариковые радиальные однорядныеподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надеваюткрышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпусаспиртовым лаком.
После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, вподшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипниковс комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываютманжеточные уплотнители, пропитанные горячим маслом.
Проверяют заклинивание подшипников.
Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и закрепляютфонарный маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой спрокладкой.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде попрограмме, устанавливаемой техническими условиями.
12. Технико-экономические показатели
12.1 Важным показателем совершенства конструкции является условиеравной прочности и долговечности всех элементов, поскольку наличие вконструкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечногоэлемента снижает надёжность конструкции в целом. Но при проектированииредукторов оказалась оправданной система, при которой различные элементыконструкции рассчитывают на различную долговечность или на различный ресурснаработки до предельного состояния, поэтому в данной конструкции редуктора валырассчитаны на неограниченный, а подшипники на ограниченный ресурс. При этомпредусмотрена замена подшипников при очередных плановых ремонтах. В противномслучае расчёт подшипников на большой ресурс мог бы привести к неоправданномузавышению веса и габаритов конструкции. Главное, на что было обращено вниманиепри проектировании – чтобы ни один из этих элементов не выходил из строяраньше намеченного срока главного ремонта.
12.2 В проекте нами широко использованы стандартные изделия(подшипники, муфты, крепёжные детали, уплотнения, сливные пробки, пробкиотдушин и т.д.), а также стандарты на различные элементы деталей (выточки,галтели, литейные уклоны, заплечики и т.д.).
Этот важный технико-экономический фактор обеспечил:
12.2.1 Уменьшение объёма конструкторских работ, благодарясокращению вновь проектируемых узлов и деталей, и выполненных чертежей.
12.2.2 Снижение сроков изготовления и общей стоимости изделия засчёт применения стандартной технологии, готовых (покупных) относительно дешёвыхстандартных изделий и инструментов.
12.2.3 Регламентацию всех характеристик стандартизованныхобъектов, что даёт возможность централизации их производства, международногообмена и лёгкой замены во время эксплуатации и ремонта.
12.3 На всех стадиях проектирования редуктора соблюдался принципунификации, направленный на повышение технико-экономических показателейконструкции, при этом учитывались типы и размеры подшипников качения, модулизубчатых колес, крепёжные детали, посадочные размеры и материалы. Послеразработки сборочных чертежей проведён окончательный анализ конструкции с цельюунификации и получены следующие выводы:
12.3.1 Унификация модулей зубьев уменьшает номенклатурузуборезного инструмента.
12.3.2 Унификация посадочных размеров снижает номенклатуруконтрольных калибров.
12.3.3 Унификация крепёжных деталей уменьшает комплект гаечныхключей и количество запасных деталей, упрощает ремонтное обслуживание иэксплуатацию.
12.4 Назначение посадок, допусков, степеней точности,шероховатостей поверхностей деталей выполнено с позиции их влияния наэксплуатационные свойства редукторов и согласовано с технологическимивозможностями производства редукторов, поскольку необоснованно высокиетребования повысили бы себестоимость редукторов, не улучшая их качества.Выбранные степени точности наиболее экономичны для редукторов общегоназначения. Использована наиболее распространённая система отверстия, посколькусокращается номенклатура дорогих инструментов для отверстий.
12.5 Экономические аспекты при проектировании проявляются привыборе материалов, термообработки, упрочняющей технологии, формы и способаизготовления детали. Технологичность деталей и узлов является одним изважнейших условий в создании машин с оптимальными технико-экономическимипоказателями. При серийном производстве наиболее экономичным являетсяформообразование деталей методом литья или пластическим деформированием(обработка давлением) в отличие от формообразования снятием стружки. При этомускоряется процесс производства, уменьшается расход материалов и снижаютсязатраты на электроэнергию и инструмент.
12.6 Поскольку до 50% общей трудоёмкости изготовления редукторападает на сборочные операции, а от качества сборки в большей степени зависитвнимание осуществлению удобной сборки и разборки, были исключены ручныеоперации, неправильное взаимное положение сопряжённых узлов (например, спомощью штифтов и болтов, устанавливаемых без зазора). Было уменьшено числодеталей, сделана удобная компоновка узлов с легко доступными местами крепления.
12.7 Экономичность, надёжность, долговечность, КПД,виброактивность, интенсивность шума и другие показатели редуктора в большойстепени зависят от изнашивания рабочих поверхностей деталей.
Трение и изнашивание наносят огромный ущерб народному хозяйству.Установлено, что 85…90% машин выходят из строя в результате изнашивания деталейи только 10…15% -по другим причинам, например, из-за поломок, которые в своюочередь являются следствием изменений условий работы, вызванных износомсопряжённых поверхностей, особенно это касается износа зубьев зубчатых колёсредуктора, который снижает их изгибную прочность и выносливость. Поэтому прирасчёте зубчатой передачи были использованы все рекомендации ГОСТ 21354-87,позволяющие максимально уменьшить износ зубчатых колёс и увеличить ихнадёжность.
Для снижения коррозионно-механического изнашивания использованырекомендации последних исследований по вопросу смазки и смазочных устройств.Эти исследования убедительно доказывают, что усовершенствованные смазкиявляются наиболее эффективной мерой, направленной на повышение несущейспособности и долговечности редуктора.
12.8 При оценке экономичности редуктора учтены затраты наматериалы, изготовление и эксплуатацию, поскольку одним из важнейшихпоказателей при такой оценке является массогабаритный характер.
Заключение
В результате выполнения задания по курсовому проектированию быларазработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтальногоцилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редукторпредназначен для длительной работы.
Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом заданияявляется пояснительная записка, а вторым – графическая часть.
Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельныхдеталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.
Графическая часть включает в себя три чертежа: два рабочих и одинсборочный. Рабочие чертежи выполнены на тихоходный вал и зубчатое колесоредуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор исопровождается соответствующей спецификацией.
Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всемитребованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации напроизводстве.
В процессе проектирования редуктора были усвоены и закрепленызнания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивлениематериалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и техническиеизмерения; стандартизация и качество продукции.
Спроектированный редуктор может применяться для привода различныхтипов рабочих машин – например ленточных конвейеров – и соответствует всемнормам, предъявляемым к данному типу редукторов
Список литературы
1. ГОСТ 21354 – 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентныевнешнего зацепления. Расчёт на прочность.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, — М.: Высшая школа, 1985. –416с.
3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. Расчёты деталей машин, — Мн.: Вышэйшая школа, 1986. –400с.
4. Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования. – Мн.:Вышэйшая школа, 2000. –516с.
5. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин — М.:Машиностроение, 1987. –416с.
6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшаяшкола, 1991. –432с.