Министерствообразования Российской Федерации
Нижегородскийгосударственный архитектурно строительный университет
Кафедратехнологии строительного производства
Курсоваяработа по дисциплине «Механика»
Расчет ипроектирование прямозубого редуктора
Выполнила: Китаева Е.А.
Группа: ПТз-06
Поверил: Серов Ю.А.
НижнийНовгород 2010
1) Основные данныедля проектирования прямозубого редуктора:
мощность на выходномвалу- N2=10кВт;
число оборотоввыходного вала- n2=250 об/мин
2) Выбор электродвигателяпривода:
Коэффициент полезногодействия.
к.п.д. зубчатой пары ηз.п.=0,97(табл.20)
к.п.д. учитывающий потерив паре подшипников ηпод.=0,99
Общий к.п.д. привода:
η=ηз.п.*ηпод2=0,97*0,992 =0,95
Требуемая мощностьэлектродвигателя
Nэл.р.= N2 /η=10/0,95=10,52 кВт=10520 Вт
Из таблицы 1 выбираемближайший по мощности электродвигатель. Принимаем электродвигатель АО2-61-4 N=13 кВт, m=1450 об/мин
3)Кинематический расчет:
Угловая скоростьэлектродвигателя
ω1=πn1 / 30=3,14*1450 / 30=151,6 рад/с
4) Выбор материала длязубчатой пары
Для шестерни принимаемсталь 50, термообработка-улучшение, твердость HB 258. Для зубчатого колеса- сталь 40,термообработка-нормализация, твердость HB 152,
Пределы прочностиматериалов шестерни (задаемся диаметром заготовки до 200мм) σb1=740н/мм2 и зубчатого колеса(диаметр заготовки около 500мм) σb2=510н/мм2
(табл.5,6)
Пределы выносливостипри 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 контактныенапряжения:
Твердость поверхностейзубьев не более HB 350[σн]=2,75 HB
Допускаемые напряженияопределяем 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 напряженияизгиба зубьев
При одностороннемдействии нагрузки [σF]=(1,5-1,6)σ-1 / [n][Kσ]
где [n]- коэффициент запаса прочности, [n]=1,5(табл. 8)
[Kσ]-эффективный коэффициент концентрациинапряжения 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) Межосевоерасстояние передачи:
а=(u+1) 3√(340/[σн]2)2КТ1/uψba
где u-передаточное число редуктора, u=n1/n2=1450/250=5.8;
Т1 –крутящиймомент на валу шестерни;
Т1=N1/ω1=10520/151,76=69,3Нм=69300 Нмм
К-коэффициент нагрузки,К=1,35
[σн]2-допускаемоеконтактное напряжение материала зубчатого колеса, [σн]2=418Н/мм2
ψba-коэффициент ширины колеса, ψba=0,4.
Подставляя выбранныезначения величин, получим:
а=(5,8+1) 3√(340/418)2 1,35*69300/5,8*0,4 =203мм
Принимаем а=210мм(табл.10)
6) Модульзацепления:
m=(0,01-0,02)*a=(0,01-0,02)*200=2-4мм
Принимаем m=2,25(табл.11)
7) Основныепараметры зубчатой пары:
Число зубьев шестерни иколеса:
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 диаметрышестерни 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 окружностейвыступов 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 окружностейвпадин 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 зубчатогоколеса
b2=ψba*a=0,4*210=84мм.
Ширину шестерни изусловия неточности сборки принимаем
b1= b2+5=84+5=89 мм
Фактическое передаточноечисло
uф=z2/z1=157/27=5,8 принимаем 6
8) Окружная скоростьпередачи:
V1=π*d1*n1 / 60=3,14**0,061*1450/ 60=4,628м/сек.
При твердости материаламенее HB 350 и данной окружной скоростиназначаем 8-ую степень точности изготовления зубчатых колес.(табл.12)
9) Уточнениекоэффициента нагрузки:
Кф=Кν*Кβ,
где Кν-динамическийкоэффициент, Кν=1,5;(табл. 13)
Кβ-коэффициентконцентрации нагрузки, Кβ=1+ Кβ’ /2,
где Кβ’=1,4(табл.15)-коэффициент концентрации нагрузки для неприрабатывающихсязубчатых колес при относительной ширине шестерниψbd1=b2 / d1=84/61=1,37
Кф= Кν*Кβ=1,5*1+1,4/2 = 1,37
10) Проверкарасчетных контактных напряжений:
σн=340 / а √КфТ1(uф+1)3 / b2uф=340/210 √1,8*69,3*103*(5,8+1)3 / 84*5,8=440Н/мм2>[σн]2
Перенапряжение составляет
σн — [σн]2 / [σн]2 =440-418/418=5%
11) Силы, действующиев 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) Расчетноенапряжение 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 сравнительнуюоценку 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 зубьевколеса, как наименее прочному элементу
σF2=2262,3*1,8/ 0,497*84*2,25=4072 / 93,93= 43,64
13) Ориентировочныйрасчет валов:
Крутящие моменты на валахТ1 =69300Нмм
Т2=Т1* uф=69300*6=415800 Нмм
Конструирование валов
Предварительно определяемдиаметры валов из расчета только на кручение, задаваясь пониженнымидопускаемыми напряжениями [τ]=40 Н/ мм2
Ведущий вал d1b=/>=³√89,6*103 / 0,2*40=20,5 мм
Принимаем d1b=22мм(табл.17)
Значения диаметровостальных 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= />=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 подподшипником(табл.20)
d2к=42мм-диаметр вала под зубчатымколесом(табл.10)
14) Конструктивныеразмеры зубчатых колес и элементов корпуса:
Шестерня — выполняетсясплошной.
Зубчатое колесо: диаметрступицы 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 стенкиδ=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 реберδ1=0,8 δ=0,8*7=5,6мм, принимаем δ1=6мм.
Ширина фланца длякрепления крышки к корпусу редуктора К=4*δ=4*7=28мм.
15) Подборподшипников:
Расчет ведем без кучетадогружения вала силой от муфты, возникающей в результате неточности монтажа .
Из предидущих расчетов Ft=2262 Fr=823 H
Реакция опор ведомоговала
Опоры располагаютсясимметрично 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 наподшипник при отсутствии осевой составляет Fa=0
P=R*Kk*Kb*Kt, где
R-радиальная нагрузка R=120 кгс
Кк-коэффициент вращениявала, при вращении Кк=1
Кδ-коэффициент безопасностидля 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 долговечностьработы подшипников узла h=10000часов, тогда
С=P(0,00006*n*h)=168*(182.5*0,00006*10000)⅓=687
По табл. 20 подбираемшарикоподшипник, ориентируясь по посадочному диаметру вала и динамическойгрузоподъемности, № 104, С=736кгс
Габаритные размерышарикоподшипника dxDxB=40x68x15
Проверочный расчет валов
Мэк=(Мu²+T²2)½
l1=l2=65мм. Мизг=R*l1=1203.54*65=78230Hмм
Ведущий вал
М1эк=(78230²+69300²)½=423095Нмм
/>=20,5мм
Ведомый вал
М1эк=(78230²+415800²)½=423095Нмм
d2k=/>=32,1мм
16) Посадка зубчатогоколеса на вал:
Сопряжения — системаотверстия; допуски соединения
Φ42 Н7/К6 (+0,025/+0,018/+0,002)
Верхнее и нижнееотклонение отверстия BOA=+0,025мм, HOA=0мм
Верхнее и нижнееотклонение вала BOB=+0,018мм,HOB=+0,002мм
Предельные размерыотверстия dAmax=42,025мм, dAmin=42мм
Предельные размеры шейкивала dBmax=42,018мм, dBmin=42,002мм
Допуск на обработкуотверстия δA=dAmax — dAmin=42,025-42=0,025мм
Допуск на обработку валаδB= 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 внутреннегокольца подшипника класса «6» — Φ40-0,010мм
для сопрягаемой сподшипником шейки вала назначаем допуск Φ40К6 (+0,018/ +0,002)
Верхнее и нижнееотклонение отверстия BOA=0мм, HOA=-0,010мм
Верхнее и нижнееотклонение вала BOB=+0,018мм,HOB=+0,002мм
Предельные размерыотверстия dAmax=40мм, dAmin=39,99мм
Предельные размеры шейкивала dBmax=40,018мм, dBmin=40,002мм
Допуск на обработкуотверстия δA=dAmax — dAmin=40-39,99=0,01мм
Допуск на обработку валаδB= dBmax — dBmin=40,018-40,002=0,016мм
Максимальный иминимальный натягисоединения
Nmax= dBmax — dAmin=40,018-39,99=0,019мм
Nmin= dBmin — dAmax=40,002-40=0,002мм
18) Установка подшипникав корпус:
Назначаем: допуск наобработку отверстия Φ80Н7 (+0,030)
Внешний диаметрподшипника выполнен с допуском Φ80-0,011мм
Предельные размерыотверстия dAmax=80,030мм, dAmin=80мм
Предельные размерывнешнего диаметра подшипника dBmax=80мм, dBmin=79,989мм
Допуск на обработкуотверстия δA=dAmax — dAmin=80,030-80=0,03мм
Допуск на обработкувнешнего диаметра вала δB= dBmax — dBmin=80-79,989=0,011мм
Максимальный иминимальный зазоры соединения
Smax= dAmax — dBmin=80,030-79,989=0,041мм
Smin= dAmin — dBmax=80-80=0мм
Литература
Методическое указание «Проектированиередуктора» Канд. техн. наук, доцент Ю.А. Серов Нижний Новгород 2004