регистрация / вход

Расчет и проектирование прямозубого редуктора

Министерство образования Российской Федерации Нижегородский государственный архитектурно строительный университет Кафедра технологии строительного производства

Министерство образования Российской Федерации

Нижегородский государственный архитектурно строительный университет

Кафедра технологии строительного производства

Курсовая работа по дисциплине «Механика»

Расчет и проектирование прямозубого редуктора

Выполнила: Китаева Е.А.

Группа: ПТз-06

Поверил: Серов Ю.А.

Нижний Новгород 2010


1) Основные данные для проектирования прямозубого редуктора:

мощность на выходном валу- N2 =10кВт;

число оборотов выходного вала- n2 =250 об/мин

2) Выбор электродвигателя привода:

Коэффициент полезного действия.

к.п.д. зубчатой пары ηз.п.=0,97(табл.20)

к.п.д. учитывающий потери в паре подшипников ηпод.=0,99

Общий к.п.д. привода:

η=ηз.п.* ηпод2 =0,97*0,992 =0,95

Требуемая мощность электродвигателя

Nэл.р.= N2 /η=10/0,95=10,52 кВт=10520 Вт

Из таблицы 1 выбираем ближайший по мощности электродвигатель. Принимаем электродвигатель АО2-61-4 N =13 кВт, m =1450 об/мин

3)Кинематический расчет:

Угловая скорость электродвигателя

ω1 =πn1 / 30=3,14*1450 / 30=151,6 рад/с

4) Выбор материала для зубчатой пары

Для шестерни принимаем сталь 50, термообработка-улучшение, твердость HB 258. Для зубчатого колеса- сталь 40, термообработка-нормализация, твердость HB152,

Пределы прочности материалов шестерни (задаемся диаметром заготовки до 200мм) σb1=740н/мм2 и зубчатого колеса (диаметр заготовки около 500мм) σb2=510н/мм2

(табл.5,6)

Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба:

для шестерни (σ-1 )1 =0,43* σb 1 =0,43*740=318н/мм2

для колеса (σ-1 )2 =0,43* σb 2 =0,43*510=219н/мм2

Допускаемые контактные напряжения:

Твердость поверхностей зубьев не более HB 350 [σн]=2,75 HB

Допускаемые напряжения определяем исходя из длительной работы редуктора:

для шестерни [σн ]1 =2,75*258*1=710н/мм2

для колеса [σн ]2 =2,75*152*1=418н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба зубьев

При одностороннем действии нагрузки [σF ]=(1,5-1,6) σ-1 / [n][Kσ ]

где [n]- коэффициент запаса прочности , [n]=1,5(табл. 8)

[Kσ ]-эффективный коэффициент концентрации напряжения у корня зуба, [Kσ ]=1,5(табл.9)

для шестерни [σF ]=1,5*318 / 1,5*1,5=212н/мм2

для колеса [σF ]=1,5*219/1,5*1,5=146 н/мм2

5) Межосевое расстояние передачи:

а=(u+1) 3 √(340/[σн ]2 )2 КТ1 /uψba

где u-передаточное число редуктора, u=n1/n2=1450/250=5.8;

Т1 –крутящий момент на валу шестерни;

Т1 =N11 =10520/151,76=69,3 Нм=69300 Нмм

К-коэффициент нагрузки, К=1,35

н ]2 -допускаемое контактное напряжение материала зубчатого колеса, [σн ]2 =418Н/мм2

ψba -коэффициент ширины колеса, ψba =0,4.

Подставляя выбранные значения величин, получим:

а=(5,8+1) 3 √(340/418)2 1,35*69300/5,8*0,4 = 203мм

Принимаем а=210 мм(табл.10)

6) Модуль зацепления:

m=(0,01-0,02)*a=(0,01-0,02)*200=2-4мм

Принимаем m=2,25(табл.11)

7) Основные параметры зубчатой пары:

Число зубьев шестерни и колеса:

z1 =2a / m(u+1)=2*210 / 2,25(5,8+1)=420/15,3=27,45

Принимаем z1 =27;

z2 =u*z1 =5,8*27=156,6

Принимаем z2 =157

Делительные диаметры шестерни и колеса (мм)

d1 =m* z1 =2,25*27=60,75 принимаем d1 =61

d2 =m* z2 =2,25*157=353,25 принимаем d2 =353

Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса

da1 =d1 +2m=61+2*2,25=65,5 принимаем 66

da2 =d2 +2m=353+2*2,25=357,5 принимаем 358

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

df1 =d1 -2,5m=61-2,5*2,25=55,375 принимаем 55

df2 =d2 -2,5m=353-5,625=347,375 принимаем 347

Рабочая ширина зубчатого колеса

b2ba *a=0,4*210=84мм.

Ширину шестерни из условия неточности сборки принимаем

b1 = b2 +5=84+5=89 мм

Фактическое передаточное число

uф =z2 /z1 =157/27=5,8 принимаем 6

8) Окружная скорость передачи:

V1 =π*d1 *n1 / 60=3,14**0,061*1450/ 60=4,628 м/сек.

При твердости материала менее HB 350 и данной окружной скорости назначаем 8-ую степень точности изготовления зубчатых колес.(табл.12)

9) Уточнение коэффициента нагрузки:

Кф νβ ,

где Кν -динамический коэффициент, Кν =1,5;(табл. 13)

Кβ -коэффициент концентрации нагрузки, Кβ =1+ Кβ / 2,

где Кβ =1,4(табл.15)-коэффициент концентрации нагрузки для неприрабатывающихся зубчатых колес при относительной ширине шестерни ψ bd 1 =b2 / d1 =84/61=1,37

Кф = Кνβ =1,5* 1+1,4/2 = 1,37

10) Проверка расчетных контактных напряжений:

σн =340 / а √Кф Т1 (uф +1)3 / b2 uф =340/210 √1,8*69,3*103 *(5,8+1)3 / 84*5,8=440 Н/мм2 >н ]2

Перенапряжение составляет

σн - [σн ]2 / [σн ]2 =440-418/418=5%

11) Силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие

F=2T1 / d1 =2* 69,6*103 / 61=2262,3 Н


Радиальное усилие Fr =Ft *tg *α, где α-угол зацепления, α=200 ; Fr =2262*0,364=823,47 Н

12) Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни:

σF = Ft * Кф / y*b2 *m,

где y-коэффициент формы зуба, у1 =0,411, у2 =0,4972(табл.16)

Проведем сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и зубчатого колеса на изгиб:

для шестерни: у1 * [σF ]1 =0,411*212=87,132 Н / мм2

для колеса: у2 * [σF ]2 =0,49 72* 146=72,59 Н / мм2

Расчет ведем для зубьев колеса, как наименее прочному элементу

σF 2 =2262,3*1,8/ 0,497*84*2,25=4072 / 93,93= 43,64< [σF ]2

13) Ориентировочный расчет валов:

Крутящие моменты на валах Т1 =69300Нмм

Т21 * uф =69300*6=415800 Нмм

Конструирование валов

Предварительно определяем диаметры валов из расчета только на кручение, задаваясь пониженными допускаемыми напряжениями [τ]=40 Н/ мм2

Ведущий вал d1 b ==і√89,6*103 / 0,2*40=20,5 мм

Принимаем d1 b =22мм(табл.17)

Значения диаметров остальных шеек вала подбираем конструктивно:

d1 c =25мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

d1 n =30мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)

d =35мм-диаметр вала под шестерней.

Ведомый вал d2 b = =і√415800 / 0,2*40=37,3 мм

Задаемся:

d2 b =35мм-диаметр выходного конца(табл.18)

d2 c =38мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

d2п =40мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)

d =42мм-диаметр вала под зубчатым колесом(табл.10)

14) Конструктивные размеры зубчатых колес и элементов корпуса:

Шестерня - выполняется сплошной.

Зубчатое колесо: диаметр ступицы d2ст =1,6* d =1,6*42=67 мм,

задаемся d2ст =68 мм.

Длина ступицы l 2ст =1,5*d =1,5*42=63 мм, принимаем l 2ст =1,5*42=64 мм.

Толщина обода δо =3*m=3*2,25=6,75 мм, принимаем 7мм

Толщина диска с2 =0,3*b2 =0,3*84=25,2 мм принимаем 25мм

Толщина стенки δ=0,025*а+1=0,025*203+1=6,075 мм; принимаем δ=7мм.

Радиус сопряжений R=(0,5-1,5) *δ=3,5-10мм, принимаем R=7мм.

Толщина наружных ребер δ1 =0,8 δ=0,8*7=5,6мм, принимаем δ1 =6мм.

Ширина фланца для крепления крышки к корпусу редуктора К=4*δ=4*7=28мм.

15) Подбор подшипников:

Расчет ведем без кучета догружения вала силой от муфты, возникающей в результате неточности монтажа .

Из предидущих расчетов Ft=2262 Fr=823 H

Реакция опор ведомого вала

Опоры располагаются симметрично относительно зубчатой пары.

В плоскости XYRcx=Rdx=Ft/2=2262/2=1131H

В плоскости XZRcy=Rdy=Fr/2=823/2=411,5 H

Суммарная реакция Rc=Rd=120 кгс

Приведенная нагрузка на подшипник при отсутствии осевой составляет Fa=0

P=R*Kk*Kb*Kt, где

R-радиальная нагрузка R=120 кгс

Кк-коэффициент вращения вала, при вращении Кк=1

Кδ-коэффициент безопасности для редуктора Кδ=1,4 (табл.28)

Кt-температурный коэффициент, при температуре менее 100°, Kt=1(табл.29),тогда

Р=120*1,4=168 кгс

Задаем долговечность работы подшипников узла h=10000 часов, тогда

С=P(0,00006*n*h)=168*(182.5*0,00006*10000)⅓=687

По табл. 20 подбираем шарикоподшипник, ориентируясь по посадочному диаметру вала и динамической грузоподъемности, № 104, С=736кгс

Габаритные размеры шарикоподшипника dxDxB=40x68x15

Проверочный расчет валов

Мэк=(МuІ+TІ2)Ѕ

l1=l2=65мм. Мизг=R*l1=1203.54*65=78230Hмм

Ведущий вал

М1эк=(78230І+69300І)Ѕ=423095Нмм

=20,5мм<35 мм

Ведомый вал

М1эк=(78230І+415800І)Ѕ=423095Нмм

d2k==32,1мм<42 мм

16) Посадка зубчатого колеса на вал:

Сопряжения - система отверстия; допуски соединения

Φ42 Н7/К6 (+0,025/ +0,018/+0,002)

Верхнее и нижнее отклонение отверстия BOA =+0,025мм, HOA =0мм

Верхнее и нижнее отклонение вала BOB =+0,018мм, HOB =+0,002мм

Предельные размеры отверстия dAmax =42,025мм, dAmin =42мм

Предельные размеры шейки вала dBmax =42,018мм, dBmin =42,002мм

Допуск на обработку отверстия δA = dAmax - dAmin =42,025-42=0,025мм

Допуск на обработку вала δB = dBmax - dBmin =42,018-42,002=0,016мм

Максимальный зазор Smax = dAmax - dBmin =42,025-42,002=0,023мм

Максимальный натяг Nmax = dBmax - dAmin =42,018-42=0,018мм

17) Посадка подшипника №108 на вал:

Отверстие внутреннего кольца подшипника класса «6» - Φ40-0,010 мм

для сопрягаемой с подшипником шейки вала назначаем допуск Φ40К6 (+0,018/ +0,002)

Верхнее и нижнее отклонение отверстия BOA =0мм, HOA =-0,010мм

Верхнее и нижнее отклонение вала BOB =+0,018мм, HOB =+0,002мм

Предельные размеры отверстия dAmax =40мм, dAmin =39,99мм

Предельные размеры шейки вала dBmax =40,018мм, dBmin =40,002мм

Допуск на обработку отверстия δA = dAmax - dAmin =40-39,99=0,01мм

Допуск на обработку вала δB = dBmax - dBmin =40,018-40,002=0,016мм

Максимальный и минимальный натягисоединения

Nmax = dBmax - dAmin =40,018-39,99=0,019мм

Nmin = dBmin - dAmax =40,002-40=0,002мм

18) Установка подшипника в корпус:

Назначаем: допуск на обработку отверстия Φ80Н7 (+0,030)

Внешний диаметр подшипника выполнен с допуском Φ80-0,011 мм

Предельные размеры отверстия dAmax =80,030мм, dAmin =80мм

Предельные размеры внешнего диаметра подшипника dBmax =80мм, dBmin =79,989мм

Допуск на обработку отверстия δA = dAmax - dAmin =80,030-80=0,03мм

Допуск на обработку внешнего диаметра вала δB = dBmax - dBmin =80-79,989=0,011мм

Максимальный и минимальный зазоры соединения

Smax = dAmax - dBmin =80,030-79,989=0,041мм

Smin = dAmin - dBmax =80-80=0мм


Литература

Методическое указание «Проектирование редуктора» Канд. техн. наук, доцент Ю.А. Серов Нижний Новгород 2004

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий