Проектирование и проверочный расчет КПП МТ-10
МИНИСТЕРСТВО
ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ
НАЦИОНАЛЬНЫЙ
АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ им. Н.Е. ЖУКОВСКОГО
«ХАИ»
Курсовой проект по дисциплине
"Детали машин"
Выполнил:
студент 432 гр.
Мищенко А.С.
Консультировал:
Профессор Доценко В.Н
Харьков
2011
СОДЕРЖАНИЕ
Введение
1. Расчет первой передачи редуктора
.1 Проектировочный расчет
.2 Проверочный расчёт
. Проверочный расчет второй передачи редуктора
. Расчет третей передачи редуктора
.1 Проектировочный расчет
.2 Проверочный расчёт
. Проверочный расчет четвертой передачи редуктора
. Расчет передачи заднего хода редуктора
(шестерня -шестерня паразитная)
.1 Проектировочный расчет
.2 Проверочный расчёт
. Расчет передачи заднего хода редуктора
(шестерня паразитная - колесо)
.1 Проектировочный расчет
.2 Проверочный расчёт
7. Расчет валов
.1 Расчет вала-шестерни
.1.1 Проектировочный расчет вала-шестерни
.1.2 Проверочный расчет вала-шестерни
8. Подбор подшипников
. Расчет шлицов
Список используемой литературы
Введение
Редуктор - неотъемлемая составная часть современного
оборудования.
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного
агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения
крутящих моментов.
К коробкам передач относят редукторы, у которых кроме передач
имеются механизмы, обеспечивающие ступенчатое изменение частоты вращения
ведомого вала. Частота вращения ведомого вала изменяется при помощи кулачковых
и фрикционных муфт, включением определенных колес или передвижением их вдоль
одного вала до ввода в зацепление с колесами на параллельном валу.
Главной особенностью проектирования является необходимость
вписывания разных ступеней передач в определенное межосевое расстояние при
заданных частотах вращения ведомого вала и размещение в коробке механизмов
переключения скоростей.
В коробках передач транспортных машин передаточные числа
выбираются в соответствии с оптимальными тяговыми характеристиками и
экономичным расходованием топлива. Межосевое расстояние определяется по
максимальному вращающему моменту. Профильный угол иногда делают больше 
, углы наклона косых зубьев 
При выполнении курсового проекта находят практическое применение
основные разделы курса ''Конструирование машин и механизмов'', такие как
расчеты зубчатых передач различных типов, разъемных и неразъемных соединений,
валов, выбор подшипников, материалов и термообработок, масел, посадок,
параметров шероховатости и т.д.
Заданием курсового проекта является проектирование и проверочный
расчет КПП МТ-10.
Перечень условных обозначений, сокращений и символов
- частота вращения, об/мин;
- момент, Н·м;
- ресурс долговечности, ч;
- передаточное отношение;
- крутящий момент, Н·м;
- коэффициент полезного действия;
- число зубьев;
- допускаемое контактное напряжение, Мпа;
- допускаемое изгибное напряжение, МПа;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент долговечности;
- предел контактной выносливости, МПа;
- предел изгибной выносливости, МПа;
- базовое число циклов перемены напряжений;
- расчетное число циклов перемены напряжений;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
контактных линий;
- коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент расчетной нагрузки;
-коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности
зуба;
-коэффициент, учитывающий чувствительность материала к
концентрации
- модуль зацепления;
- коэффициент ширины зубчатого колеса;
- делительный диаметр зубчатого колеса, мм;
- диаметр окружности вершин зубчатого колеса, мм;
- диаметр окружности впадин зубчатого колеса, мм;
- ширина венца зубчатого колеса, мм;
- межосевое расстояние, мм;
- удельная расчетная окружная сила, Н;
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов
сопряженных колес;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
- коэффициент смещения исходного контура;
- коэффициент трения в зацеплении;
-коэффициент потерь в зубчатом зацеплении;
- коэффициент динамичности;
- запас прочности по нормальным напряжениям;
- запас прочности по касательным напряжениям;
- общий запас прочности;
- окружная сила, H;
- радиальная сила, H;
- эквивалентная нагрузка на подшипник, H;
- динамическая грузоподъемность подшипника.
1. Расчет первой передачи редуктора
.1
Проектировочный расчет
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: 
;
Количество зубьев колеса: 
;
Требуемое передаточное отношение: 
,6;
Частота вращения шестерни: 
;
КПД подшипников качения :
;
КПД передачи: 
;
Срок службы: 
.
Таблица 1.1
|
Элемент
передачи
|
Марка стали
|
Термообработка
|
Заготовка
|
  Твердость поверхности
|
|
|
|
Шестерня
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
65HRCэ
|
|
Колесо
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
63HRCэ
|
Определение числа циклов перемены напряжений
шестерни и колеса:
, где
- количество контактов зубьев шестерни и колеса за один оборот, (=1), тогда:
, 
, 
;
, 
, 
,
Определение допускаемых напряжений:
а) контактных:
,
где 
- предел контактной выносливости,
- коэффициент безопасности, 
- коэффициент долговечности, тогда
,
так как и , то
, а 
, 
,
для колеса -
,
для шестерни - 
,
,
в качестве расчётного принимаем 
;
б) изгибные:
, где
, тогда
,
, так как , то 
, 
,
,
;
в) предельные:
,
.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
Коэффициенты расчётной нагрузки соответственно при расчётах
на контактную и изгибную выносливость равны:
,
,
где,
kА=1-
коэффициент внешнего динамического нагружения для случая равномерно
нагруженного движения;
- коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине
контактных линий (при НВ>350),
- коэффициент динамической нагрузки для 8-ой степени точности,
kHa= kFa=1
,
.
Определение начального диаметра шестерни
,
где, 
,
X=0.0061(100-Z)
X1=0.549, X2=0.4
=0.064956, 
, 
,
, 
- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра,
, тогда
.
Определение модуля зацепления
Принимаем m=2.75мм
,тогда
,
Mежосевое расстояние: 
.
1.2
Проверочный расчёт
Проверка передачи на контактную прочность:
,
где,
- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев,
- угол наклона прямого зуба, - угол профиля зуба рейки, для стальных колес Е2= Е3=2,1 105
МПа,
Zm=275 МПа1/2-коэффициент учитывающий свойства колес;
При коэффициентах смещения X1 ,X2, коэффициент формы сопряженных поверхностей
зубьев ZH=1.494.
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, так
как колесо прямозубое, то 
;
Определим окружную скорость:
,
уточним коэффициент расчётной нагрузки:
, где
- удельная окружная динамическая сила, где
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и
модификации профиля зубьев,
- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов
зацепления зубьев шестерни и колеса, тогда
,
- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей
концентрации, где
- полезная окружная сила,
- ширина зубчатого венца, тогда
,
следовательно: 
,
,
,
определяем удельную расчётную окружную силу:
,
,
Недогруз составляет 2.1%. что допустимо.
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
.
а) Определим коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для 
,
для 
,
, 
.
б) Проверяем на прочность зуб шестерни:
,
, где
- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 8-ой степени
точности,
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев, тогда
.
Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
,
;
Конструирование зубчатого колеса и шестерни
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса
диаметр вершин зубьев:
,
,
- диаметр впадин зубьев:
,
2.
Проверочный расчет второй передачи редуктора
Так как шестерня второй передачи выполнена заодно с валом, то
мы проводим лишь проверочный расчет
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: 
;
Количество зубьев колеса: 
;
Требуемое передаточное отношение: 
;
Частота вращения шестерни: ;
КПД подшипников качения :;
КПД передачи: ;
Срок службы: .
.Проверка передачи на контактную выносливость:
X=0.0061(100-Z)
X1=0.5246, X2=0.4148
=0.064956, 
, 
,
,
Окружная скорость:
Коэффициент расчетной нагрузки:
Принимаем: 
Определяем удельную расчетную окружную силу:
Недогрузка равна 17%.
.Проверка передачи на изгибную выносливость:
;
, для ;
, для ;
; 
.
.Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
,
;
4. Определение геометрических размеров шестерни и
колеса:
5. Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:
Конструктивно принимаем диаметр вала 22 мм.
3. Расчет третей передачи редуктора
.1
Проектировочный расчет
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: ;
Количество зубьев колеса: ;
Требуемое передаточное отношение: ;
Частота вращения шестерни: 
;
КПД подшипников качения :;
КПД передачи: ;
Срок службы: 
.
|
Элемент
передачи
|
Марка стали
|
Термообработка
|
Заготовка
|
Твердость поверхности
|
|
|
|
Шестерня
|
40ХН
|
Объемная
закалка
|
поковка
|
1600
|
1400
|
56HRCэ
|
|
Колесо
|
40ХН
|
Объемная
закалка
|
поковка
|
1600
|
1400
|
55HRCэ
|
Определение частот вращения и угловых скоростей валов:
— ведущего:
;
— ведомого:
.
Базовое число циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
Определение чисел циклов перемены напряжений шестерни и
колеса:
;
;
.
Определение допускаемых напряжений:
а) контактные:
;
где:
;
;
;
;
;
В качестве расчетного принимаем 
.
б) изгибные:
,
где:
;
, т.к. 
;
;
.
в) предельные:
8.Определение коэффициентов расчетной нагрузки:
При твердости 
, 8-ой степени точности и 
;
Принимаем 
;
.Определим начальный (делительный) диаметр шестерни:
где:,
X=0.0061(100-Z)
X1=0.5063, X2=0.4331
=0.02976981, 
, 
,
,
Из конструктивных соображений 
.
10.Модуль зацепления:
По ГОСТ 9563-60 
, тогда
3.2 Проверочный расчет
.Проверка передачи на контактную выносливость:
Предварительно устанавливаем следующие параметры:
для
прямозубых колес.
Коэффициент расчетной нагрузки:
Принимаем:
Определяем удельную расчетную окружную силу:
Недогрузка равна 1.6%.
.Проверка передачи на изгибную выносливость:
;
, для 
;
, для 
;
; 
.
.Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
Определение геометрических размеров шестерни и колеса:
4.
Проверочный расчет четвертой передачи редуктора
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: 
;
Количество зубьев колеса: 
;
Требуемое передаточное отношение: 
;
Частота вращения шестерни: ;
КПД подшипников качения :;
КПД передачи: ;
Срок службы: .
.Проверка передачи на контактную выносливость:
X=0.0061(100-Z)
X1=0.4758, X2=0.4638
=0.2977,
, ,
,
Окружная скорость:
Коэффициент расчетной нагрузки:
Принимаем:
Определяем удельную расчетную окружную силу:
Недогрузка равна 0,4%.
.Проверка передачи на изгибную выносливость:
;
, для ;
, для ;
; 
.
.Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
,
;
6. Определение геометрических размеров шестерни и
колеса:
передача редуктор шестерня
5. Расчет передачи заднего хода редуктора (шестерня - шестерня
паразитная)
5.1 Проектировочный расчет
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: 
;
Количество зубьев колеса: 
;
Требуемое передаточное отношение: 
;
Частота вращения шестерни: ;
КПД подшипников качения :;
КПД передачи: ;
Срок службы: 
.
Таблица 5.1
|
Элемент
передачи
|
Марка стали
|
Термообработка
|
Заготовка
|
Твердость поверхности
|
|
|
|
Шестерня
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
65HRCэ
|
|
Колесо
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
63HRCэ
|
Определение числа циклов перемены напряжений
шестерни и колеса:
, , ;
, , ,
Определение допускаемых напряжений:
а) контактных:
, ,
так как и , то
, а 
, ,
для колеса -,
для шестерни - 
,
,
в качестве расчётного принимаем 
;
б) изгибные:
, так как , то , ,
,
;
в) предельные:
,
.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
Коэффициенты расчётной нагрузки соответственно при расчётах
на контактную и изгибную выносливость равны:
,
kHa= kFa=1
,
.
Определение начального диаметра шестерни
,
где, ,
X=0.0061(100-Z)
X1=0.56, X2=0.51
=0.08678, 
, 
,
, 
- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра,
.
Определение модуля зацепления
Принимаем m=2.75мм
,тогда
,
Mежосевое расстояние: 
.
5.2
Проверочный расчёт
Проверка передачи на контактную прочность:
,
Zm=275 МПа1/2
Определим окружную скорость:
,
уточним коэффициент расчётной нагрузки:
,
,
следовательно: 
,
,
определяем удельную расчётную окружную силу:
,
,
Недогруз составляет 0,7%. что допустимо.
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
.
а) Определим коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для 
,
для 
,
, 
.
б) Проверяем на прочность зуб шестерни:
,
, где
.
Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
,
Конструирование зубчатого колеса и шестерни
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса
- диаметр вершин зубьев:
,
,
- диаметр впадин зубьев:
,
6.
Расчет передачи заднего хода редуктора (Шестерня паразитная - колесо)
.1
Проектировочный расчет
Исходные данные:
Количество зубьев шестерни: ;
Количество зубьев колеса: 
;
Требуемое передаточное отношение: 
;
Частота вращения шестерни: ;
КПД подшипников качения :;
КПД передачи: ;
Срок службы: .
Таблица 6.1
|
Элемент
передачи
|
Марка стали
|
Термообработка
|
Заготовка
|
Твердость поверхности
|
|
|
|
Шестерня
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
65HRCэ
|
|
Колесо
|
20Х2Н4А
|
Цементация
|
поковка
|
1400
|
1200
|
63HRCэ
|
Определение числа циклов перемены напряжений
шестерни и колеса:
, , ;
, , ,
Определение допускаемых напряжений:
а) контактных:
,
,
так как и , то
, а 
, ,
для колеса -
,
для шестерни - 
,
,
в качестве расчётного принимаем 
;
б) изгибные:
, так как , то , ,
,
;
в) предельные:
,
.
Определение коэффициентов расчётной нагрузки:
Коэффициенты расчётной нагрузки соответственно при расчётах
на контактную и изгибную выносливость равны:
,
kHa= kFa=1
,
.
Определение начального диаметра шестерни
,
где, ,
X=0.0061(100-Z)
X1=0.51, X2=0.427
, 
,
, 
- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра,
.
Определение модуля зацепления
Принимаем m=2.75мм
,тогда
,
Mежосевое расстояние: 
.
6.2
Проверочный расчёт
Проверка передачи на контактную прочность:
,
Zm=275 МПа1/2
Определим окружную скорость:
,
уточним коэффициент расчётной нагрузки:
,
,
следовательно: 
,
,
определяем удельную расчётную окружную силу:
,
,
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
.
а) Определим коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
для 
,
для 
,
, 
.
б) Проверяем на прочность зуб шестерни:
,
, где
.
Проверка на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической
деформации или хрупкого излома):
,
Конструирование зубчатого колеса и шестерни
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса
- диаметр вершин зубьев:
,
,
- диаметр впадин зубьев:
,
7.
Расчет валов
.1
Расчет вала-шестерни
.1.1 Проектировочный расчет вала-шестерни
Примем в качестве материала для рассчитываемого вала сталь 20Х2Н4А
(
);
Принимаем условное допускаемое напряжение кручения 
Уточненный расчет на изгиб с кручением
Расчетная схема вала имеет вид :
Длины расчетных участков:
На вал действуют следующие нагрузки:
Окружные силы: 
Радиальные силы: 
Рассмотрим отдельно нагрузки, действующие в плоскости Х и Y и построим эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях:
Эпюра изгибающих моментов от действия окружных сил:
Эпюра изгибающих моментов от действия радиальных сил:
Определим суммарный изгибающий момент по формуле:
;
;
;
.
Определим приведенный момент по формуле:
;
;
;
;
.
7.2
Проверочный расчет вала-шестерни
-крутящий момент;
-суммарный изгибающий момент;
-осевая сила;
-площадь поперечного сечения.
-момент инерции при расчетах на жесткость (осевой)
Частные коэффициент запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности попределу текучести:
8.
Подбор подшипников
Определяем расчетный ресурс (долговечность) подшипника, ч:
где р - показатель степени: р=3 - для шарикоподшипников,
а23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на
долговечность особых свойств металла: а23=0.7
Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен
требуемому.
По ГОСТ 8338-75 подберем радиальные шарикоподшипники.
1. Вал - шестерня:
d=17мм, n=5200об/мин, RE=Fr1=19.54H, Lh=1000ч.
Возьмем подшипник 303(d=17мм, D=47мм, B=14мм, С=1090кгс, n=12500 об/мин.)
Подшипник подходит.
9.
Расчет шлицев
Расчет из условия общности форм упрощенного и уточненного
расчетов проводим по номинальным условным допускаемым напряжениям от
наибольшего длительно действующего вращающего момента в предположении
равномерного распределения давления по поверхности зубьев.
где 
- крутящий момент;
-длина соединения;
-высота
зуба;
. Рассчитаем эвольвентные шлицы на выходном валу планетарной
передачи(
).
;
;
;
;
.
2. Расчет шлицевой муфты
(
).
Ψ=0.75
;
;
;
;
.Расчет
шлицевой муфты включения передачи
(
).
Ψ=0.75
;
;
;;
.Расчет
шлицевой муфты включения передачи
(
).
Ψ=0.75
;
;
;;
10.Проверочный расчет втулок
Список
используемой литературы
1. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984,
336с.
2. Ткаченко В.А. Проектирование многосателлитных
планетарных передач. Х., ХГУ,1961, 132с.
. Полетучий А.И. Волновые зубчатые передачи.
Харьков, ХАИ, 1979, 106с.
. Расчеты и проектирование зубчатых передач.
Артеменко Н.П., Волошин Ю.И., Ефоян А.С., Рыдченко В.М.- Харьков: ХАИ, 1980.-
113с.
. Анурьев В.И. Справочник
конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. М.: Машиностроение, 1979.
. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин.
Курсовое проектирование. - 3-е издание, перераб. и доп. - М.: Машиностроение,
2002.-536 с., ил.
. Безручко К.В., Гайдуков В.Ф., Губин С.В.,
Драновский В.И., Карпов Я.С., Туркин И.Б.. Солнечные батареи автоматических
космических аппаратов.-Харьков: Национальный аэрокосмический университет 'ХАИ',
2001.-276с.
8. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для
студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд.,
перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.: ил.