Техническая эксплуатация автомобилей

Введение                                                                                                  4

1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт                          5  

2 Расчёт зубчатой  передачи                                                                   7

3 Предварительный  расчёт валов редуктора                                     16              

4 Конструктивные размеры  зубчатой пары                                         19              

5 Размеры элементов  корпуса и крышки редуктора                          20        

6 Подбор подшипников                                                                         22                             

7 Проверка  прочности  шпоночных соединений                                 28         

8 Уточнённый расчёт  валов                                                                  29                           

9 Выбор посадок                                                                                    34                                   

10 Смазка редуктора                                                                             35                                 

11 Описание конструкции  и сборки редуктора                                  36            

12 Технико-экономические  показатели                                               37                  

Заключение                                                                                           40                                        

Список литературы                                                                               41                                         

Приложение. Спецификация  
 
 
 

прямозубый

редуктор 

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, теоретической 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

     1.2 Определяем общий КПД редуктора 

η = η₃ · η_п²                                             [5,с.5] 

     где  η₃ – КПД пары прямозубых конических зубчатых колёс;

     η₃ = …[5,с.5];

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

     η_п = …[5,с.5]. 

η = …= … 

     1.3  Определяем мощность на ведомом  валу 

η = Р₂/Р₁

Р₂ = Р₁ · η

Р₂ = … = …кВт 

     1.4 Определяем  частоту вращения ведомого вала 

U = n₁ / n₂

n₂ = n₁ / U

n₂ = …= …мин^-1 
 
 
 

     Р₁=…кВт; n₁=…мин^-1.

     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. 

     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= …= …Н·м

Т_е2 = Т_е1· U· η

Т_е2= …= …Н·м  
 
 
 

          2 Расчёт зубчатой  передачи 

     2.1 Выбор материалов и определение   допускаемых напряжений 

      2.1.1 Поскольку в проектном задании  к редуктору не предъявляется  жестких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колес осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами.

     Принимаем для шестерн ..., для колеса – ... Так  как передаваемая мощность невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более НВ 350. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной  350НВ.

     Учитывая, что число нагружений в единицу  времени зубьев шестерни в передаточное число больше числа нагружений зубьев колес, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материалы колеса. 

 НВ₁= НВ₂ + (20…70)                                 [6,с.48]  

     Для выполнения этой рекомендации назначаем  соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки  шестерни не превысит 100 мм, а колеса 300мм.

     Шестерня: ...; термообработка -...;

     НВ₁=...

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

     Колесо: ...; термообработка -...;

     НВ₂=... [4,с.173].

     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 расчёте на контактную  усталость 

σ_нр = ((σ_{н lim в}· Z_N )/ )S_H) · Z_R · Z_V · Z_L · Z_X                      [1,с.14] 

где σ_нlimв –предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. 

σ_{н lim в} = 2· НВ + 70                                 [1,с.27] 
 

σ_{н lim в2} = 2· ... + 70 =...МПа 

       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=...[5,с.33];

     Z_V –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

     Z_R –коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

     Z_L –коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

     Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

     ГОСТ 21357-87 рекомендует для колёс 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 конических передач принимаем: 

σ_нр = σ_нр2 = ...МПа 

     2.1.3 Определяем допускаемые изгибающие  напряжения при расчете на  усталость 

σ_FP = σ_{Flim в}· Y_N / S_Fmin · Y_R · Y_X · Y_δ                       [1,с.5] 

     где σ_Flimв –предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений. 

  σ_{F lim в} = 1,8 · НВ                                    [5,с.45]

σ_{F lim в1} = 1,8 · ...= ...МПа

σ_{F lim в2} = 1,8 · ... = ...МПа 

     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_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 размер зубчатого колеса.

     При d_а≤300 мм  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     

                    [4,с.269]

     где  К_d – вспомогательный коэффициент;

     К_d = 77 МПа ^1/3  для прямозубых передач[1,с.57];

     Ψ_вd1 –коэффициент  ширины шестерни относительно среднего диаметра;

     Принимаем по рекомендации  Ψ_вd1=…[5,с.32].

     К_нβ -коэффициент неравномерности, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Выбираем по графикам в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения Ψ_вd1·cosδ₁, для чего определяем углы делительных конусов: 

tgδ₂ = U                                          [5,с.50]

δ₂ = arctg U

δ₂ =arctg…= …

δ₁ = 90˚-δ₂

δ₁ = 90– …=…

cosδ₁ = …

     Величина - Ψ_вd1·cosδ₁ = …= …

     Определяем  К_нβ =…[5,с.39].

     Итак: 

     d₁=…=…мм

     Принимаем: d₁=...мм. 
 
 

в = Ψ_вd1· d₁

в = …= …мм 

     Принимаем в=…мм[4,с.172]. 

     2.2.3 Определяем внешний делительный  диаметр шестерни d_е1 

d_e1 = d₁+ в · sin δ₁

d_e1 =… = …мм 

     2.2.4 Определяем внешнее конусное  расстояние 

R_e = d_e1 / (2 · sin δ₁)                                       [5,с.50]

R_e = …= …мм

     2.2.5 Проверяем рекомендацию 

Ψ_вRe = в/ Re ≤ 0,3 

     Ψ_вRe –коэффициент ширины зубчатого венца. 

Ψ_вRe = …= … ≤ 0,3   

     что соответствует рекомендации[5,с.49]. 

     2.2.6 Определяем внешний окружной  модуль m_е по рекомендации 

в ≤ 10 · m_е                                          [5,с.53]

m_e = в/10 

m_e = … = …мм 

     По  СТСЭВ 310-76 принимаем m_е=…мм [3,с.169]. 

     2.2.7 Определяем средний окружной  модуль m 

m = m_e· (1 – 0,5 · Ψ_вRe)                              [5,с.52]

m = … = …мм 

     2.2.8 Определяем число зубьев z₁ и z₂

   Z₁ = d_e1/ m_e > Z_min                             [5,с.49-50] 
 
 

     Z₁ = … = …

     Принимаем  Z₁=... 

U = Z₂/ Z₁                                           [5,с.49]

Z₂ = U · Z₁

Z₂= … = … 

     Принимаем  Z₂=... 

     2.2.9 Уточняем параметры 

d_e1= m_e· Z₁

d_e1= … = …мм

d_e2= U · d_e1

d_e1=… = …мм 

     Средние делительные диаметры: 

d = d_e· (1 - 0,5 · Ψ_вRe)

d₁ = …= …мм

d₂ = … = …мм 

     Среднее конусное расстояние R: 

R = R_e – 0,5 · в                                     [5,с.50]

R = …= …мм 

     2.3 Проверочный расчет передачи  на контактную усталость активных  поверхностей зубьев выполняем  по условию контактной прочности 

                      [4,с.269] 

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

     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;

     Z_ε=... 
 
 

W_Ht = К_Н · F_t / в

     К_Н –коэффициент нагрузки, определяется по 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.14];

     К_Hv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса. 

V = 0,1· n_дв· d₁/ 2000

V =…=…м/с 

     При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда:

     К_Hv=... [5,с.40];

     K_Hβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

     K_Hβ =... [5,с.39],[1,с.58];

     K_Hα –коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

     K_Hα=...[1,с.18]. 

К_Н = …= … 

F_tf = 2 · T_e1 · 10³ / d₁                                   [5,с.51]

F_tf = …= …H 

W_Ht = … = …Н/мм 

σ_н=…=…МПа 

     Определяем %  недогрузки: 

(σ_н  – σ_нр)/σ_нр· 100%

…= …% 

     Недогрузка  ‹ 10%, что допустимо, так как по принятым в машиностроении нормам для  σ_н допускается отклонение +5% (перегрузка) и –10% (недогрузка). 
 
 
 

     Рекомендуется:

     1. В небольших пределах изменить  ширину колеса (при перегрузках  увеличить, при недогрузках уменьшить);

     2. Выбрать другой режим термообработки  поверхностей зубьев и соответственно  изменить твердость поверхности  зубьев, что приводит к уменьшению или увеличению σ_нр. 

     2.4 Проверочный расчёт на усталость  по напряжениям изгиба выполняем  по условию прочности 

 σ_F  ≤  σ_FP                                            [1,с.29] 

     Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле: 

σ_F = K_F · Y_FS· Y_β · Y_ε · F_tF/(0,85 · в · m) ≤ σ_FP                          [1,с.29] 

     Для коэффициента нагрузки К_F принимают:

К_F = К_А· К_Fv· K_Fβ· K_Fα                                 [1,с.29] 

     где К_А –коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

     К_А=...[1,с.29];

     К_Fv –коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса;

     К_Fv=...[5,с.43];

     K_Fβ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

     K_Fβ=…[1,с.59];

     K_Fα –коэффициент, учитывающий (форму зуба и концентрацию напряжений) распределение нагрузки между зубьями;

     K_Fα = …[1,с.31]. 

K_F =… =… 

     Y_FS –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. 

Z_red = Z/ cosδ                                       [3,с.148]

Z_red1 = Z₁/ cosδ₁

Z_red1 = … = … 
 
 

Z_red2 = Z₂/ cosδ₂

Z_red2 = … = … 

     При этом Y_F2=…[1,с.38],[5,с.42].

     Расчёт  следует выполнять для менее  прочного колеса, то есть у которого отношение σ_FP/Y_F меньше.

     Шестерня: σ_FP1/Y_F1 =…=...

     Колесо: σ_FP2/Y_F2 =… =...

     Значит, расчёт ведём по колесу  Y_FS =...

     Y_β –коэффициент, учитывающий наклон зуба;

     Y_β=…[1,с.32];

     Y_ε –коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

     Y_ε =…[1,с.32]. 

σ_F=…=...МПа 

     что значительно ниже σ_FР=МПа, но это нельзя рассматривать как недогрузку данной передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контактная усталость. 

5. Определение геометрических параметров колёс

     2.5.1 Внешняя высота головки зуба h_ае 

 h_ае = m_e                                                      [5,с.50]

h_ае= …мм 

     Внешняя высота ножки h_fе 

h_fе =1,2 · m_e                                         [5,с.50]

h_fе = … = …мм 

     2.5.2 Внешний диаметр вершин зубьев  d_ае 

d_ае = d_e + 2 · h_ae· cosδ                                [5,с.50]

d_ае1 = … = …мм

d_ае2 = … = …мм 

     Внешний диаметр впадин зубьев d_fe: 

d_fe =d_e – 2 · h_fe· cosδ                                  [5,с.50] 
 
 

d_fe2 = … = …мм 

     2.5.3 Угол головки  зуба θ_а 

tgθ_а = h_ae/R_e

θ_а = arctg(h_ae/R_e)

θ_а = arctg…= … 

     2.5.4 Угол ножки зуба θ_f 

tgθ_f = h_fe/R_e

θ_f = arctg(h_fe/R_e)

θ_f = arctg… =… 

6. Определение сил, действующих в  зацеплении

     2.6.1 Окружная сила F_t  

F_t = 2 · T_e1/ d₁                                     [3,с.286]

F_t = …= …H 

     2.6.2 Радиальная сила  F_r  

F_r1 = F_t · tgα_w · cosδ₁                                  [4,с.263]

F_r1= … = …H

F_r1 = F_a2

α_w=20˚ 

     2.6.3 Осевая  сила F_a 

F_a1 = F_t · tgα_w· cosδ₂                                  [4,с.263]

F_a1= … = …H 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         3 Предварительный  расчёт валов редуктора

     3.1 Вал редуктора испытывает  совместное  действие изгиба  и кручения, причём характер изменения напряжений – повторно-переменный, поэтому основным расчётом валов является расчёт на выносливость, но в начале расчёта известны только крутящий момент Т, который численно равен передаваемому вращающему моменту Т_е. Изгибающие моменты М_и оказывается возможным определить лишь после разработки конструкций вала, когда, согласно чертежу, выявляется его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определяются места концентраций напряжений: галтели, шпоночные канавки и т.д.

     Поэтому, прежде надо сделать предварительный  расчёт валов, цель которого – определить диаметры выходных концов  валов.

     Расчёт  проводим условно только на кручение, исходя из условия прочности при  кручении  

     τ  ≤  τ_adm 

     где τ_adm –допускаемое напряжение  на кручение.

     Поскольку мы заведомо пренебрегаем влиянием изгиба и концентрацией напряжений, то эту  ошибку компенсируем понижением допускаемых  напряжений.

     Выбираем  материал для валов: ведущий вал  –...; ведомый вал – ..., для которого τ_adm = ... МПа.

     τ –касательное напряжение, возникающее  в расчётном сечении вала.

где Т –крутящий  момент.

     Ведущий вал: Т_e1=…Н·мм; ведомый вал: Т_е2=…Н·мм.

     W_р –полярный момент сопротивления сечения. 

W_р = 0,2· d_в³ 

     Подставляем значения в условие прочности, получим ведущий вал: 

     Полученный  результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161].

     Принимаем  d_в1=…мм.

     Ведущий вал редуктора соединяем с  валом двигателя, чтобы выполнялось  соотношение d_в1/d_дв ≤0,75.

     d_дв=…мм;

     d_в1=…=…мм

     Принимаем d_в1=…мм, согласуя с ГОСТ6636-69[5,с.161]. 

     Ведомый вал:

     d_в2=…=...мм 

     Полученный  результат округляем по ГОСТ 6636–69 до ближайшего большего значения из ряда R40[5,с.161].

     Принимаем d_в2=…мм. 

     3.2 Основные нагрузки, действующие  на валы, возникают в зубчатом  зацеплении:

     F_a=…H;

     F_r=…H;

     F_t=…H.

     Собственный вес вала и насаженных на нем деталей не учитываем, поскольку они играют роль лишь в весьма мощных передачах, где сила тяжести деталей выражаются величиной того же порядка, что и силы в зацеплении.

     Силы  трения в опорах не учитываются. Большинство  муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительной силой F_м.

     При расчете валов можно приблизительно считать 

       F_м=…=...Н 

     где вращающий момент [Н·м], Т_е2 = Т₂.

     На  тихоходном валу редуктора, где вращающий  момент значителен, должна быть предусмотрена расчётная консольная нагрузка 
 
 
 
 

     Направление силы F_м в отношении окружной силы F_t  может быть любым, так как это зависит от случайных неточностей монтажа.

     Поэтому в расчётных схемах силу F_м направляем так, чтобы она увеличивала напряжение от окружной силы F_t (худший случай).

     На  расчётных схемах все силы, действующие  на вал, а так же вращающие моменты как сосредоточенные, приложенные к середине ступиц, хотя в действительности они распределены по длине ступицы. 

     3.3 Диаметры под подшипники и  колесо 

     3.3.1 Ведущий вал:

     Диаметр под подшипники 

     d_n1 = d_в1 + 2· t 

     где t=...мм[6,с.108]. 

     d_n1 = ...= ...мм 

     Принимаем d_n1=...мм. 

     3.3.2 Ведомый вал: 

     Диаметр под подшипники 

d_n2 = d_в2 + 2 · t

     где t=...мм[6,с.108]. 

d_n2 = ...= ...мм 

     Принимаем d_n2=...мм. 

     Посадочный  диаметр под колесо: 

     d_k2 = d_n2 + 3,2 · r 

     где r –радиус галтели;

     r=...мм[6,с.108]. 

d_k2 = ... = ...мм 

     Принимаем d_к2=...мм. 
 
 

         4  Конструктивные  размеры зубчатой  пары 

     Шестерню  выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше[5,с.232]: 

     b=...мм; d_ae1=...мм; d_e1=...мм; d_fe1=...мм.

     Колесо  кованое. Его размеры:

     d_ае2=...мм; d_fe2=...мм; d_e2=...мм.

     Определим другие размеры зубчатого колеса [5,с.232].

     4.1 Диаметр ступицы

     d_ст= 1,6 · d_k2

     d_cт= ... = ...мм

     Принимаем d_cт=...мм.

     4.2 Длина ступицы

     l_cm= (1,2 ¸1,5)· d_k2

     l_cm=(1,2¸1,5) · ...= …¸...мм

     Принимаем l_cm=...мм.

     4.3 Толщина обода

     δ_о= (3¸4) · m

     δ_о= (3¸4) · ... = …¸...мм

     Принимаем δ_о=...мм.  

     4.4 Толщина диска

     С = (0,1¸0,17) · R_е

     С = (0,1¸0,17) ·...= …¸...мм

     Принимаем С=...мм.

     4.5 Фаска

     h = 0,5 · m_e

     h = 0,5 · ... =...мм

     Принимаем h=...мм. 
 

         5  Размеры  элементов  корпуса и крышки  редуктора 

     5.1 Толщина стенок корпуса и крышки

δ = 0,05 · R_е + 1

               δ = 0,05 · ...+ 1 = ...мм                      [2,с.241]

     Принимаем δ=...мм.

δ₁ = 0,04 · R_е + 1

δ₁ = 0,04 ·... + 1 = ...мм 

     Принимаем δ₁=...мм.

     5.2 Толщина  верхнего пояса (фланца) корпуса

b = 1,5 · δ

b = 1,5 · ... = ...мм

     5.3. Толщина  нижнего пояса (фланца) крышки

b₁ = 1,5 · δ₁

b₁ = 1,5 · ... = ...мм 

     5.4 Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 · δ

р = 2,35 · ... = ....мм 

     Принимаем  р=...мм.

     5.5 Толщина рёбер основания корпуса

m = (0,85¸1) · δ

m = (0,85¸1) · ...= …¸...мм 

     Принимаем m=...мм.

     5.6 Толщина рёбер крышки

m₁ = (0,85¸1) · δ₁

m₁ = (0,85¸1) · ...= …¸...мм 

     Принимаем m₁=...мм.

     5.7 Диаметр болтов: 

     5.7.1 Фундаментных 

d₁ = 0,072 · R_e + 12 
 
 

     Принимаем фундаментные болты с резьбой  М...

     5.7.2 Болтов у подшипников

d₂= (0,7¸0,75) · d₁

d₂= (0,7¸0,75) · ... =…¸...мм

     Принимаем болты с резьбой М...

     5.7.3 Болтов, соединяющих основание корпуса  с крышкой

d₃= (0,5¸0,6) · d₁

d₃= (0,5¸0,6) ·... = …¸...мм

     Принимаем болты с резьбой М... 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         6  Подбор подшипников 

     Ведущий вал

     Силы, действующие в зацеплении:

     F_t=...Н;

     F_r=...Н;

     F_a=...Н.

     Из  первого этапа компоновки:

     f₁=...мм;

     с₁=...мм.

     Из  предыдущих расчётов:

     n₁ –частота вращения ведущего вала;

     n₁=...мин^-1;

     d₁=...мм. 

     Составляем  расчётную схему вала: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     Горизонтальная  плоскость:

     ΣМ₁=0;

     R_x2 · с₁ – F_t · f₁ = 0;

     R_x2= F_t · f₁/ с₁;

     R_x2= ... = ...H 

     ΣМ₂=0;

     R_x1· с₁ – F_t · (с₁+ f₁) = 0;

     R_x1 = (F_t · (с₁+ f₁))/ с₁;

     R_x1 = ... =...H.

     Проверка:

     ΣF_iy =0;    

     R_x2 – R_x1 + F_t = 0;

     ... = 0. 

     Вертикальная  плоскость:

     ΣМ₁ = 0;

     R_y2· с₁ – F_r · f₁ + m = 0;

     m = F_a· d₁ / 2;

     m = ...= ...H·мм;

     R_y2 =(F_r· f₁ – m)/ c₁;

     R_y2 = ...= ...H. 

     ΣМ₂ = 0;

     R_y1· с₁ – F_r · (с₁+ f₁) + m = 0;

     R_y1 = (F_r· (с₁+ f₁) – m)/ c₁ ;

     R_y1= ...= ...H.

     Проверка:

     ΣF_iy =0;  

       R_y2 – R_y1 + F_r = 0;

     ...= 0. 

     Суммарные реакции

     R1=...Н

     R2=...Н 
 

     Предварительно  намечаем роликовые конические подшипники №7206 для которых:

     d=...мм; Д=62мм; Т=17,25мм; В=16мм; С=31000H; е=0,36; Y=1,64.

S = 0,83 · e · R 

     где е – параметр осевого нагружения.

     S₁ =0,83 · 0,36 · 1550,6 = 463,3H

     S₂ =0,83 · 0,36 · 573,3 = 171,3H 

     При S₁›S₂;  F_a›0 осевые нагрузки подшипников:

     F_a1= S₁ = 463,3H

     F_a2 = S₁ + F_a

     F_a2 = 463,3 + 125,31 = 588,6Н

     Рассмотрим  левый подшипник:

     Отношение F_a2/ R₂ = 588,6 / 573,3 = 1,027 › e

     Следовательно, эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой нагрузки.

     Эквивалентная нагрузка определяется по формуле: 

F_red2 = (X · V · R₂ + Y · F_a2) · K_δ · K_т 

     где Х, Y –коэффициент радиальной и осевой нагрузок;

     Х=0,4;

     Y=1,64;

     K_δ –коэффициент безопасности;

     K_δ=1,2;

     К_т –температурный коэффициент;

     К_т=1;

     V –коэффициент вращения кольца;

     V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника. 

F_red2=(0,4 · 1 · 573,3 + 1,64 · 588,6) · 1,2 · 1 = 1433,6H 

     Расчётная долговечность, млн.об. 

     L = (C/F_red2)^10/3

     L = (31000/1433,6)^10/3= 28171 млн.об. 

     Расчётная долговечность, часов: 

     L_h = L · 10⁶/ (60 · n₁)

     L_h = 28171 · 10⁶/ (60·1445) = 324926часов 
 
 

     F_a1/R₁ = 463,3 / 1550,6 = 0,299 ‹ e .

     Следовательно, при определении эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

     Эквивалентная нагрузка: 

     F_red1 = V · R₁ · K_δ · K_т

     F_red1 = 1 · 1550,6 · 1,2 · 1 = 1860,7H 

     Расчётная долговечность, млн.об. 

     L = (С/F_red1)^10/3

     L = (31000 / 1860,7)^10/3 = 11811млн.об. 

     Расчётная долговечность, часов 

     L_h = L · 10⁶/ (60 · n₁)

     L_h = 11811 · 10⁶/ (60 · 1445) = 136229часов 

     Найденная долговечность приемлема. 

     Ведомый вал. 

     Силы  в зацеплении:

     F_t=927H;

     F_a=313,28H;

     F_r=125,31H. 

     Из  предыдущих расчётов:

     n₂ –частота вращения ведомого вала;

     n₂=578мин^-1;

     d₂=196,06мм. 

     Из  первого этапа компоновки:

     c₂=160мм;

     f₂=82мм;

     L=114мм. 

     Нагрузка  от муфты F_м=1201,5H. 

     Составляем  расчётную схему вала и определяем реакции опор в горизонтальной и  вертикальной плоскостях. 
 
 
 

     Горизонтальная  плоскость:

     ΣМ₃ =0;

     F_t · c₂ – R_x4 · (c₂ + f₂) + F_m · (c₂ + f₂ + L) = 0;

     R_x4 = (F_t · c₂ + F_m · (c₂ + f₂ + L)) / (c₂ + f₂);

     R_x4 = (927 · 160 + 1201,5 · (160 + 82 + 114))/ (160 + 82) = 2380,4H. 

     ΣМ₄=0;

     F_m · L – F_t · f₂ – R_x3 · (c₂ + f₂) = 0;

     R_x3 = (F_m · L – F_t · f₂) / (c₂ + f₂);

     R_x3 = (1201,5 · 114 – 927 · 82) / (160 + 82) = 251,9H.

     Проверка:

     ΣF_ix= 0;      R_x4 – F_m – F_t – R_x3 = 0;

     2380,4 – 1201,5 – 927 – 251,9 = 0.

     Вертикальная  плоскость:

     ΣМ₃= 0;

     R_y4 · (c₂ + f₂) – F_r · c₂ – m = 0;

     m = F_a · d₂ / 2;

     m = 313,28 · 196,06 / 2 = 30710,84Н·мм;

     R_y4 = (F_r · c₂ + m) / (c₂ + f₂);

     R_y4 = (125,31· 160 + 30710,84) / (160 + 82) = 209,8H. 
 
 
 

     R_y3 · (c₂ + f₂) + F_r · f₂ – m = 0;

     R_y3 = (m ─ F_r · f₂) / (c₂ + f₂);

     R_y3 = (30710,84 – 125,31 · 82) / (160 + 82) = 84,4H.

     Проверка:

     ΣF_iy=0;    R_y3 + F_r – R_y4 = 0;

     84,4 + 125,31 – 209,8 = 0.

     Суммарные реакции:

     Осевые  составляющие радиальных реакций конических подшипников определяем по формуле: 

S = 0,83 · e · R 

     где  е – параметр осевого нагружения;

     е=0,37 для роликовых конических подшипников №7207;

     d=35мм; Д=72мм; Т=18,25мм; С=38500H; У=1,62. 

S₃ = 0,83 · 0,37 · 265,7 = 81,6H

S₄ = 0,83 · 0,37 · 2389,6 = 733,8H

     При S₄ › S₃;   F_a ‹ S₄ › S₃;

     Тогда F_a3 = S₄ ─ F_a.

     F_a4 = S₄ = 733,8Н

     F_a3 = 733,8 – 313,28 = 420,6H

     Рассмотрим правый (нижний) подшипник:

     F_a4/R₄ = 733,8 / 2389,6 = 0,307 ‹ e 

     Следовательно, осевые силы не учитываем.

     Эквивалентная нагрузка

F_red4 = V · R₄  · K_δ · K_т

F_red4 = 1· 2389,6 · 1,2 · 1 = 2867,5H 

     Расчётная долговечность в млн.об. 

L = (C / F_red4)^10/3

L = (38500 / 2867,5)^10/3 = 5752млн.об. 

     Расчётная долговечность в часах:

L_h = L · 10⁶/ (60 · n₂)

L_h = 5752 · 10⁶/ (60 · 578) = 165868часов 
 

         7 Проверка прочности  шпоночных соединений 

     Шпонки  призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок 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. 

 σ_cм.adm = 90…150 МПа 

     Ведущий вал:

     d=24мм; b×h=8×7мм; t₁=4мм; длина шпонки L=32мм;   момент на ведущем валу Т₁=36349Н·мм. 

σ_cм ‹ σ_cм.adm 

     Ведомый вал:

     Из  двух шпонок – под зубчатым колесом и на выходном конце вала – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

     Проверяем шпонку на выходном конце вала:

     d=28мм; b×h=8×7мм; t₁=4мм; длина шпонки L=56мм; момент на валу Т₂=85421Н·мм. 

σ_cм ‹ σ_cм.adm 
 
 
 
 
 
 
 
 

         8 Уточнённый расчёт  валов 

     8.1 Ведущий вал

     Выполнение  уточнённого расчёта ведущего вала не имеет смысла, так как его  диаметр был преднамеренно увеличен для того, чтобы соединить вал двигателя и выходной конец ведущего вала стандартной муфтой, чем был обеспечен запас прочности. 

     8.2 Ведомый вал

     Составляем  расчётную схему нагружения вала, используя значения реакций опор в двух плоскостях,  полученные при подборе подшипников.

     Устанавливаем два предполагаемых опасных сечения, подлежащих проверке на усталостную  прочность: сечение А-А, проходящее через середину венца зубчатого  колеса (d_k2=45мм), и сечение Б-Б, проходящее через опору у выходного конца вала (d_п2=35мм).

     Для этих сечений соблюдается условие: 

S ≥ S_adm 

     где S_adm -заданный или требуемый коэффициент запаса прочности;

     S_adm =1,3…2,1 [6,с.145];

     S -расчётный коэффициент запаса прочности. 

     где S_σ , S_τ –коэффициенты запаса прочности по нормальным и 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 · σ_u

τ_–1 = 0,58 · σ_-1 
 
 
 

     σ_-1 = 0,43 · 560 = 240,8МПа

     τ_–1 = 0,58 · 240,8 = 139,7МПа 

     σ_а и τ_а –амплитуды напряжений цикла;

     σ_m и τ_m –средние напряжения цикла;

     Ψ_σ и Ψ_τ –коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений;

     где К_σ и К_τ -эффективные коэффициенты концентраций напряжений;

     К_d –коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

     К_F –коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности.

     В расчётах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному, а касательные по отнулевому циклу.

     Для симметричного цикла: 

     σ_m =0

     σ_a = σ_u = M_u/W_xнетто 

     где М_и –результирующий изгибающий момент, 

     где М_х, М_у -изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

     W_хнетто –осевой момент сопротивления сечения при изгибе. 

     Для отнулевого цикла: 

τ_а = τ_m = τ/2 = T/2W_pнетто 

     где Т –крутящий момент;

     W_рнетто –полярный момент сопротивления сечения при кручении. 

     Сечение А-А:

     Концентратор  напряжений – шпоночный паз.

     К_σ =1,9; К_τ=1,7; К_d=0,83; К_F=0,95; ψ_σ =0,2; ψ_τ=0,1. 

     Сечение Б-Б:

     Концентратор  напряжений – прессовая посадка.

     К_σ/К_d =3,4; К_τ/К_d =2,1; К_F =1; ψ_σ =0,2; ψ_τ=0,1. 

     Для определения изгибающих моментов строим эпюры моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях. 

     Горизонтальная  плоскость:

     М_xI = 0;

     М_xII = – R_x3 · с₂= –251,9 · 0,160 = –40,3Н·м;

     М_xIII = –R_x3 · (с₂ + f₂) – F_t · f₂= –251,9 · (0,160 + 0,082) – 927 · 0,082 =

= –136,97Н·м;

     М_xIII(спр) = –F_m · L = –1201,5 · 0,114 = –136,97Н·м;

     М_xIV = 0. 

     Вертикальная  плоскость:

     М_yI = 0;

     М_yII = R_y3 · с₂ = 84,4 · 0,160 = 13,51Н·м;

     М_yII(с) =R_y3 · с₂ – m = 84,4 · 0,160 – 30,71= –17,2Н·м;

     М_{yII (спр)} = –R_y4 · f₂ = –209,8 · 0,082= –17,2Н·м;

     М_yIII =0. 

     Из  эпюр:

     Сечение А-А:

     М_U1Г=40,3H·м

     М_U1B=17,2H·м 
 
 

     Сечение Б-Б:

     М_U2Г =136,97Н·м

     М_U2B = 0

     М_U2 =136,97Н·м 

         9 Выбор посадок 

     Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ25347-82. 

     Шейки валов под подшипники выполняем  с отклонением вала к6. 

     Отклонения  отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7. 

     Мазеудерживающие  кольца 

Н7/к6

     Распорная втулка

Н7/h6

     Манжета армированная

Н8/h8 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         10 Смазка редуктора 

     Смазывание  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25дм³  масла на 1 кВт передаваемой мощности: 

V = 0,25 · 5,5 = 1,375дм³ 

     Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_H=397,5МПа и скорости v=5,67м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 · 10^-6 м²/с.

     Принимаем масло индустриальное И-30А.

     Камеры  подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем  его шприцем через пресс-маслёнки.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

        11 Описание конструкции  и сборки редуктора 

     Перед сборкой внутреннюю полость корпуса  редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

     Сборка  производится в следующей последовательности:

     На  ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле  до 80 - 100°С.

     В ведомый вал закладывают шпонку b×h×l = 8×7×50 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают роликовые конические подшипники, предварительно нагретые в масле.

     Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно  поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым   лаком.

     После этого на ведомый вал надевают распорные кольца, в подшипниковые  камеры закладывают  пластичную смазку, ставят крышки  подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

     Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты резиновые  армированные, пропитанные  горячим  маслом.

     Проверяют заклинивание подшипников.

     Ввёртывают  пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

     Заливают  в корпус масло и закрывают  смотровое отверстие крышкой  с прокладкой.

     Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию  на стенде по программе, устанавливаемой  техническими условиями. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     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. 
 
 
 

     12.4 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  
 
 
 

     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 конического прямозубого 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., Козинцев 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.