Расчет и проектирование прямозубого редуктора

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

СКАЧАТЬ ДОКУМЕНТ

Все материалы в разделе "Промышленность и производство"

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]
перед публикацией все комментарии рассматриваются модератором сайта - спам опубликован не будет

Ваше имя:

Комментарий

Хотите опубликовать свою статью или создать цикл из статей и лекций?
Это очень просто – нужна только регистрация на сайте.

Copyright © MirZnanii.com 2015-2018. All rigths reserved.