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 =8є-20є для косозубых передач.

Принимаем β=10є.




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  К_d –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];

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.

12. Технико-экономические показатели
12.1 Важным показателем совершенства конструкции является условие равной прочности и долговечности всех элементов, поскольку наличие в конструкции хотя бы одного недостаточно прочного или недостаточно долговечного элемента снижает надёжность конструкции в целом. Но при проектировании редукторов оказалась оправданной система, при которой различные элементы конструкции рассчитывают на различную долговечность или на различный ресурс наработки до предельного состояния, поэтому в данной конструкции редуктора валы рассчитаны  на неограниченный, а подшипники на ограниченный ресурс. При этом предусмотрена замена подшипников при очередных плановых ремонтах. В противном случае расчёт подшипников на большой ресурс мог бы привести к неоправданному завышению веса и габаритов конструкции. Главное, на что было обращено внимание при проектировании – чтобы ни один из этих  элементов не выходил из строя раньше намеченного срока главного ремонта.

12.2 В проекте нами широко использованы стандартные изделия (подшипники, муфты,  крепёжные детали, уплотнения, сливные пробки, пробки отдушин 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, благодаря сокращению вновь проектируемых узлов и деталей, и выполненных чертежей.

12.2.2 Снижение сроков изготовления и общей стоимости изделия за счёт применения стандартной технологии, готовых (покупных) относительно дешёвых стандартных  изделий и инструментов.

12.2.3 Регламентацию всех характеристик стандартизованных объектов, что даёт возможность централизации их производства, международного обмена и лёгкой замены во время эксплуатации и ремонта.

12.3 На всех стадиях проектирования редуктора соблюдался принцип унификации, направленный на повышение технико-экономических показателей конструкции, при этом учитывались типы и размеры подшипников качения, модули зубчатых колес, крепёжные детали, посадочные размеры и материалы. После разработки сборочных чертежей проведён окончательный анализ конструкции с целью унификации и получены следующие выводы:

12.3.1 Унификация модулей зубьев уменьшает номенклатуру зуборезного инструмента.

12.3.2 Унификация посадочных размеров снижает номенклатуру контрольных калибров.

12.3.3 Унификация крепёжных деталей уменьшает комплект  гаечных ключей и количество запасных деталей, упрощает ремонтное обслуживание и эксплуатацию.

12.4 Назначение посадок, допусков, степеней точности, шероховатостей поверхностей деталей выполнено с позиции их влияния на эксплуатационные свойства редукторов и согласовано с технологическими возможностями производства редукторов, поскольку необоснованно высокие требования повысили бы себестоимость редукторов, не улучшая их качества. Выбранные степени точности наиболее экономичны для редукторов общего назначения. Использована наиболее распространённая система отверстия, поскольку сокращается номенклатура дорогих инструментов для отверстий.

12.5 Экономические аспекты при проектировании проявляются при выборе материалов, термообработки, упрочняющей технологии, формы и способа изготовления детали. Технологичность деталей и узлов является одним из важнейших условий в создании машин с оптимальными технико-экономическими показателями. При серийном производстве наиболее экономичным является формообразование деталей методом литья или пластическим деформированием (обработка давлением) в отличие от формообразования снятием стружки. При этом ускоряется процесс производства, уменьшается расход материалов и снижаются затраты на электроэнергию и инструмент.

12.6 Поскольку до 50% общей трудоёмкости изготовления редуктора падает на сборочные операции, а от качества сборки в большей степени зависит внимание осуществлению удобной сборки и разборки, были исключены ручные операции, неправильное взаимное положение сопряжённых узлов (например, с помощью штифтов и болтов, устанавливаемых без зазора). Было уменьшено число деталей, сделана удобная компоновка узлов с легко доступными местами крепления.

12.7 Экономичность, надёжность, долговечность, КПД, виброактивность, интенсивность шума и другие показатели редуктора в большой степени 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 деталей и только 10…15% -по другим причинам, например, из-за поломок, которые в свою очередь являются следствием изменений условий работы, вызванных износом сопряжённых поверхностей, особенно это касается износа зубьев зубчатых колёс редуктора, который снижает их изгибную прочность и выносливость. Поэтому при расчёте зубчатой передачи были использованы все рекомендации ГОСТ 21354-87, позволяющие максимально уменьшить износ зубчатых колёс и увеличить их надёжность.

Для снижения коррозионно-механического изнашивания использованы рекомендации последних исследований по вопросу смазки и смазочных устройств. Эти исследования убедительно доказывают, что усовершенствованные смазки являются наиболее эффективной мерой, направленной на повышение несущей способности и долговечности редуктора.

12.8 При оценке экономичности редуктора учтены затраты на материалы, изготовление и эксплуатацию, поскольку одним из важнейших показателей при такой оценке является массогабаритный характер.




Заключение
В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым – графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Графическая часть включает в себя три чертежа: два рабочих и один сборочный. Рабочие чертежи выполнены на тихоходный вал и зубчатое колесо редуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии  со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивление материалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и технические измерения; стандартизация и качество продукции.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин – например ленточных конвейеров – и соответствует  всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов




Список литературы
1.                 ГОСТ 21354 – 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего 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.: Высшая школа, 1991. –432с.