Файл: Техническое задание на курсовой проект.pdf

Минусинский сельскохозяйственный колледж
Техническое задание на курсовой проект
дисциплина ОП. 02 ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА специальность: 23.02.03. Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта студент: Василовский Павел Михайлович группа: ТО-20-11-1 задание: Определить основные размеры шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора, если мощность на ведущем валу редуктора Р
1
и угловая скорость вала ω
1,
передаточное число редуктора u. Редуктор предназначен для длительной работы.
Передача не реверсивная, высоконагруженная. Материал зубчатых колес имеет твердость на поверхности
HRC 45.
____________________________________________________________________
__________________
Исходные данные для проектирования: P, кВт = 10; W, рад/сек = 120; u = 2
Срок представления к защите «_____» _______________ 2021 г.
Перечень разделов пояснительной записки:
Содержание
Введение
1.Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес.
2.Определение допускаемых контактных напряжений.
3.Определение допускаемых напряжений изгиба.
4.Определение межосевого расстояния.
5.Определение модуля передачи.
6.Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.
7.Определение числа зубьев шестерни и колеса.
8.Уточнение передаточного числа.
9.Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев.
10. Определение размеров зубчатых колес.
11. Размеры заготовок.
12. Определение усилий в зацеплении
13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Заключение
Список литературы
Графическая часть: чертеж зубчатого колеса - формат А3
Дата выдачи задания __________ Руководитель _______Никонова С.Ю.

Минусинский сельскохозяйственный колледж
Специальность: 23.02.03. Техническое обслуживание и ремонт автомобильного транспорта
Курсовая работа
на тему: Определение основных размеров шевронной передачи
одноступенчатого цилиндрического редуктора
Выполнил:
Студент 2 курса гр. ТО- 20-11-1
Василовский П. М.
Руководитель: Никонова С.Ю.
г. Минусинск, 2021г

Введение
В данной курсовой работе представлен расчёт основных размеров шевронной передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора по заданным: мощности электродвигателя, угловой скорости, передаточному числу.
Расчёт основных размеров шевронной передачи производится по основным критериям: материалу и термической обработки зубчатых колес;
допускаемых контактных напряжений; допускаемых напряжений изгиба.
Расчет на прочность произведен согласно ГОСТ 6532-70.
Термины, определения и обозначения, относящиеся к геометрии и кинематике шевронной передачи, приняты по ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 16531-
83.
Методы расчета геометрических и кинематических параметров, используемые в расчетах на прочность – по ГОСТ 16532-70.
Автомобильная промышленность – это промышленость, где шевронная передачи применяется довольно часто. Шевронные передачи применяют в тех случаях, когда требуется передавать большую мощность, применяют в тягачах, тракторах, где нужна большая тяговая мощность.
Назначение передачи: передача высоких крутящих моментов и при необходимости плавной работы механизма. Данный механизм состоит из зубчатых колес с V-образной формой зуба, что позволяет гасить осевые нагрузки, возникающие при работе косозубой передачи. Шевронное зацепление обеспечивает высокий крутящий момент и плавность работы.
Преимущества передачи: высокая плавность хода, что достигается благодаря большому углу наклона зубьев-это позволяет несколько снизить массу изделия, а также размеры узла в целом; долговечность при соблюдении норм эксплуатации (регулярная смазка, выбраковка, отсутствие перегрева и механических повреждений) составляет порядка 40 000 часов, надёжность данного узла будет очень высокой, что обусловлено ещё и отсутствием осевых
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
3
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

нагрузок на подшипник. Как следствие, не возникает перегрева вала и опоры; высокий КПД (97-98 %) - ещё одно из преимуществ шевронных колес. Данный показатель нередко является определяющим фактором при выборе типа передачи в том или ином узле, так как позволяет добиться минимальных потерь во время эксплуатации. Такие достоинства шевронной передачи играют немаловажную роль при эксплуатации в тяжело нагруженных узлах машин.
Недостатки передачи: сложность изготовлении; стоимость шевронного колеса достаточно высока, хоть оно и является долговечным; точность монтажа также должна быть высокой, следовательно, увеличивается количество затрачиваемого времени на установку детали; шумность на высоких скоростях, которая глушится с помощью специальной смазки и кожухов.
Зубчатые редукторы – механизмы, состоящие из зубчатых передач, размещенных в корпусе и служащие для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
4
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

Схема зубчатой пары шевронной передачи одноступенчатого
цилиндрического редуктора
Делительные диаметры шестерни и колеса: d
1
d
2
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса: d
α1
d
α2
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса: d
f1
d f2
Угол наклона зубьев колёса β
Межосевое расстояние - aw
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
5
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

1. Выбор материалов и термической обработки зубчатых колес.
Материалы для изготовления зубчатых колес и необходимую твердость выбирают в зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритам передачи. Основным материалом колес силовых передач являются термически обрабатываемые конструкционные углеродистые и легированные стали.
Сталь – сплав железа с примесью различных элементов, среди которых основным является углерод, содержание которого варьируется в диапазоне от
0,1 до 2,14%. сплав железа, содержащий в составе более 0,6% углерода, относится к классу высокоуглеродистых, что положительно отражается на их прочности, в свою очередь снижая пластичность. Сталь, в состав которой входят легирующие элементы, и содержащая не менее 45% железа, является легированной.
Материал: шестерня сталь 40ХН.
Термообработка улучшение (У) с закалкой ТВЧ (У+ТВЧ), твердость поверхности 45HRC,
Колесо сталь 40ХН.
Термообработка улучшение + закалка (У+закалка).
Твердость - шестерня НВ
01
=285
Твердость - колесо НВ
02
=235
ТВЧ закалка - это упрочнение поверхности детали с помощью токов высокой частоты (ТВЧ). Процедура необходима для повышения срока службы стальных конструкций за счет улучшения таких качеств как прочность и надежность.
Улучшение — комплексная термическая обработка металлов, включающая в себя закалку и последующий высокий отпуск.
Термическая обработка металла – это совокупность операций
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
6
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

нагрева, выдержки и охлаждения твёрдых металлических сплавов с целью получения заданных свойств за счёт изменения внутреннего строения и структуры.
∆Н- разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.
Шестерня
- сталь марки
40ХН твёрдость
(235-262НВ)
– высококачественная легированная сталь, имеющая в составе углерод – в процентном соотношении от 0,36% до 0,44%, марганец от 0,5% и вплоть до
0,8%, вкрапления никеля в соотношении от 1% до 1,4%, порошок кремния от
0,17% до 0,37%, элементы серы и фосфора – каждый из которых не превышает
0,035%, также соединения хрома от 0,45 до 0,75% и добавление 0,3% меди.
Достоинства стали
40XH: высокая механическая прочность, долговечность (срок службы деталей из этой стали более 30 лет), не теряет пластичность и не изменяет зернистость при сварке элементов.
Недостатки стали 40ХН: после термической обработки сталь 40ХН приобретает предел выносливости по трещинообразованию в 2 раза больше, нежели до обработки, а предел прочности по разрушению в 6 раз.
Максимальная толщина деталей из стали 40ХН не должна превышать 120 мм.
Средняя твёрдость зубьев шестерни:
НВ01= 0,5 * (НВmin+НВmax)
НВ01 = 0,5 * (235+262)
НВ01 = 248,5
Средняя твёрдость зубьев колеса:
НВ02 = 0,5 * (269+302)
НВ02 = 0,5 * (285,5)
НВ02 = 285,5.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
7
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

2. Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемое напряжение – это наибольшее напряжение, при котором обеспечивается требуемая прочность, жёсткость и долговечность элемента конструкции в заданных условиях его эксплуатации
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле,
[

Н] =

Him × ZN / SH, МПа, где

Him – предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений (1, табл. 3);
Шестерня

Hlim =17 HRC0 + 200, (1, табл. 3);

Hlim
1
= 17
× 45 + 200= 965 МПа;
Колесо

Hlim
= 2
× НВ
02
+ 70;

Hlim
2
= 2
× 285,5 + 70 = 641 МПа;
Z
N
– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи; (1, табл.3);
Для шестерни Z
N1
= 0,8;
Для колеса Z
N2
= 0,84;
SH – коэффициент запаса прочности. (1, табл.3);
Для шестерни SH = 1,2;
[????????
1
]=
965×0,8 1,2
= 643,3 МПа;
Для колеса SH = 1,1;
[σH
2
]=
641×0,84 1,1
= 489,5 МПа;
Для шевронных передач за расчетное напряжение принимаю допускаемое контактное напряжение для колеса:
[
????????]=[????????2]=489,5 МПа.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
8
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

3. Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемое напряжение — максимальное напряжение, при котором материал должен работать, не подвергаясь опасным деформациям или разрушению.
Допускаемые напряжения изгиба определяют по формуле:
[

F] =
σFlimYR×YZ×YA×YN
SF
МПа ; где

Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (1, табл. 4);
Шестерня -

Flim = 650;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями.
YR = 1;
YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковок и штамповок).
YZ = 1;
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (передача не реверсивная).
YA = 1;
YN – коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб.
YN = 1;
SF – коэффициент запаса прочности (1 табл.4);
SF = 1,7;
Для шестерни σF
01
=
σFlim
1
×YR×YZ×YA×YN
SF
=
650×1×1×1×1 1,7
= 382,4МПа;
Для колеса

F
02
=
1,75×σFlim
2×YR×YZ×YA×YN
SF
=
1,75×235×1×1×1×1 1,7
=241,9 МПа.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
9
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

4. Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние – это расстояние между ведомым и ведущим валом, aw = Ka (u ±1)√
T
1
×K
H
u×ψ
ba
×[σ
H
]
2 3
, мм, где, Ka = 410 – для шевронной передачи, МПа; u = 2 – передаточное число;
T1 – вращающий момент на шестерне, Н∙м;
Шестерня: ????
1
=
????
????
=
10 120
= 0,8Н

м=0,8×10 3
Н

мм=80Н

мм;
KH – коэффициент нагрузки;
КН = 1,2;

bа – b2 / aw – коэффициент ширины венца колеса;
Выбираю из ряда стандартных чисел;

bа = 0,8;
[

Н] – расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа.
[

Н] = 489,5; aw = Ka (u ±1) × √
T
1
×K
H
u×ψ
ba
×[σ
H
]
2 3
; aw = 410 (2 + 1)× √
80×1,2 2×0,8×489,5 2
3
= 77,49;
Вычисленное значение межосевого расстояния аw округляю до стандартного значения (ГОСТ – 2185–66): aw = 80 мм;
Зубчатые колеса передач общего машиностроения изготовляются по 8-й степени точности. При постоянной нагрузке, твердости поверхности зубьев колеса Н2

350 НВ, 8-й степени точности изготовления зубчатых колес и окружной скорости

< 15 м/с.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
10
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

5. Определение модуля передачи
Модуль зацепления (m) – это часть диаметра делительной окружности, приходящейся на один зуб.
Для обеспечения равной контактной и изгибной выносливости зубьев минимальное значение модуля передачи определяют из условия прочности на изгиб: m =
K
m
T
1
(u±1)
a w
b
2
[σF]2
, мм, где Km = 5,6∙ 10 3 – для шевронных передач;
????
1
– вращательный момент на шестерне, Н∙ м, (п.4);
????
????
– межосевое расстояние (п.4);
????
2
– ширина венца колеса;
????????
2
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса (п.3);
????
2
= ????
????????
× ????
????
= 0,8 × 80 = 64 мм;
????
????????
– коэффициент ширины венца колеса (п.4); m =
K
m
T
1
(u±1)
a w
b
2
[σF]2
=
5600×80×(2+1)
80×64×241,9
= 1,08мм;
Округляю по ГОСТ 9563-80: m = 1,5 мм.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
11
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

6. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса
Zs =
2 × a w
× cosβ
m
, где β – угол наклона зубьев колёса, для шевронных колёс β = 25-40°;
β = 30°;
Zs – сумарное число зубьев шестерни и колеса ; cos30° = 0,87;
????
????
– межосевое расстояние (п.4); m – модуль передачи (п.5);
Zs =
2 × 80 × 0,87 1,5
= 92,8;
Полученное значение Zs округляю до целого числа Zs = 93.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
12
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

7. Определение числа зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни:
????
1
=
????
????
???? + 1
=
93 2 + 1
= 31;
Число зубьев колеса:
????
2
= ????
????
− ????
1
= 93 − 31 = 62.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
13
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

8. Уточнение передаточного числа
Уточняю передаточное число в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса; u
ф
=
z
2
z
1
, где ????
ф
– фактическое передаточное число;
????
2
– число зубьев колеса (п.7);
????
1
– число зубьев шестерни (п.7); u
ф
=
z
2
z
1
=
62 31
= 2;
∆u =
|u ф
−u|
u
× 100, %; u = 2 – передаточное число;
∆u =
|2−2|
2
× 100 = 0 ;
Фактическое передаточное число ????
ф не должно отличаться от заданного более, чем на 3 %.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
14
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

9. Уточнение угла наклона зубьев
Для шевронной передачи определяют действительную величину угла наклона зубьев по формуле: cosβ =
m(Z
1
+ Z
2
)
(2 × a w
)
; cos β – угол наклона зубьев колёса; m – модуль зубьев передачи (п.5);
????
1
– число зубьев шестерни (п.7);
????
2
– число зубьев колеса (п.7);
????
????
– межосевое расстояние (п.4); cosβ =
1,5(31 + 62)
2 × 80
= 0,87188;
Сos???? = 0, 87188;
β=29 ֠ 18’ .
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
15
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ

10. Определение размеров шестерни и зубчатого колеса
Длительные диаметры шестерни ????
1
и колеса
????
2
: d
1
=
m×Z
1
cosβ
=
1,5×31 0,9
= 51,6 мм; d
2
=
m×Z
2
cosβ
=
1,5×62 0,9
= 103,3 мм;
Диаметры вершин зубьев шестерни d a1
и колеса d
a2
: d
a1
= d
1
+ 2m = 51,6 + 2 × 1,5 = 54,6 мм; d
a2
= d
2
+ 2m = 103,3 + 2 × 1,5 = 106,3мм;
Диаметры впадин зубьев шестерни d f1
и колеса d
f2
: d
f1
= d
1
− 2,5m = 51,6 − 2,5 × 1,5 = 47,85 мм; d
f2
= d
2
− 2,5m = 103,3 − 2,5 × 1,5 = 99,55 мм;
Ширина зубчатого венца колеса d
1
и шестерни d
2
: b
2
= Ψ
ba
× a w
= 0,8 × 80 = 64 мм; b
1
= b
2
+ 5 = 64 + 5 = 69 мм.
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
Лист
16
КР ТМ. 00 00 00. 534 ПЗ