Расчет и проектирование прямозубого редуктора (стр. 1 из 2)
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* σb1=0,43*740=318н/мм2
для колеса (σ-1)2=0,43* σb2=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=N1/ω1=10520/151,76=69,3 Нм=69300 Нмм
К-коэффициент нагрузки, К=1,35
[σн]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
b2=ψba*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=Кν*Кβ,
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 ψbd1=b2 / d1=84/61=1,37
Кф= Кν*Кβ=1,5* 1+1,4/2 = 1,37
10) Проверка расчетных контактных напряжений:
σн=340 / а √КфТ1(uф+1)3 / b2uф=340/210 √1,8*69,3*103*(5,8+1)3 / 84*5,8=440 Н/мм2>[σн]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
σF2=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
Т2=Т1* 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 d1b=
=і√89,6*103 / 0,2*40=20,5 ммПринимаем d1b=22мм(табл.17)
Значения диаметров остальных шеек вала подбираем конструктивно:
d1c=25мм-диаметр вала под сальником(табл.19)
d1n=30мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)
d1ш=35мм-диаметр вала под шестерней.
Ведомый вал d2b=
=і√415800 / 0,2*40=37,3 ммЗадаемся:
d2b=35мм-диаметр выходного конца(табл.18)
d2c=38мм-диаметр вала под сальником(табл.19)
d2п=40мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)
d2к=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* d2к=1,6*42=67 мм,
задаемся d2ст=68 мм.
Длина ступицы l2ст=1,5*d2к=1,5*42=63 мм, принимаем l2ст=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 ммВедомый вал
М1эк=(78230І+415800І)Ѕ=423095Нмм
d2k=
=32,1мм<42 мм16) 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» - Φ40-0,010мм
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