Расчет и проектирование прямозубого редуктора (125833)

Посмотреть архив целиком

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


ω1n1 / 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 HB 152,

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


                1. Межосевое расстояние передачи:


а=(u+1) 3√(340/н]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

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)


                1. Модуль зацепления:


m=(0,01-0,02)*a=(0,01-0,02)*200=2-4мм


Принимаем m=2,25(табл.11)


                1. 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


                1. 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)


                1. Уточнение коэффициента нагрузки:


Кфνβ,


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= Кνβ=1,5* 1+1,4/2 = 1,37


                1. 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>н]2


Перенапряжение составляет


σн - [σн]2 / н]2 =440-418/418=5%


                1. 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


                1. 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 * F]1=0,411*212=87,132 Н / мм2

для колеса: у2 * F]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


                1. 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 d1b==³√89,6*103 / 0,2*40=20,5 мм

Принимаем 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)

d=35мм-диаметр вала под шестерней.


Ведомый вал d2b= =³√415800 / 0,2*40=37,3 мм


Задаемся:

d2b=35мм-диаметр выходного конца(табл.18)

d2c=38мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

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

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


                1. 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 l2ст=1,5*d=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.

                1. 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 XY Rcx=Rdx=Ft/2=2262/2=1131H

В плоскости XZ Rcy=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)


Случайные файлы

Файл
referat.doc
141989.rtf
118672.rtf
63508.rtf
46557.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.