На головну

 Розрахунок і проектування прямозубого редуктора - Промисловість, виробництво

Міністерство освіти Російської Федерації

Нижегородський державний архітектурно будівельний університет

Кафедра технології будівельного виробництва

Курсова робота з дисципліни «Механіка»

Розрахунок і проектування прямозубого редуктора

Виконала: Китаєва Е.А.

Група: ПТЗ-06

Повірив: Сєров Ю.О.

Нижній Новгород 2010

1) Основні дані для проектування прямозубого редуктора:

потужність на вихідному валу- N2 = 10кВт;

число обертів вихідного вала- n2 = 250 об / хв

2) Вибір електродвигуна приводу:

Коефіцієнт корисної дії.

к.к.д. зубчастої пари ?з.п. = 0,97 (табл.20)

к.к.д. враховує втрати в парі підшипників ?под. = 0,99

Загальний к.к.д. приводу:

? = ?з.п. * ?под2 = 0,97 * 0,992 = 0,95

Необхідна потужність електродвигуна

Nел.р. = N2 / ? = 10 / 0,95 = 10,52 кВт = 10520 Вт

З таблиці 1 вибираємо найближчий по потужності електродвигун. Приймаємо електродвигун АО2-61-4 N = 13 кВт, m = 1450 об / хв

3) Кінематичний розрахунок:

Кутова швидкість електродвигуна

?1 = ?n1 / 30 = 3,14 * 1450/30 = 151,6 рад / с

4) Вибір матеріалу для зубчастої пари

Для шестерні приймаємо сталь 50, термообробка-поліпшення, твердість HB 258. Для зубчастого колеса-сталь 40, термообробка-нормалізація, твердість HB 152,

Межі міцності матеріалів шестерні (задаємося діаметром заготовки до 200мм) ?b1 = 740н / мм2 і зубчастого колеса (діаметр заготовки близько 500мм) ?b2 = 510н / мм2

(Табл.5,6)

Межі витривалості при симетричному циклі вигину:

для шестерні (?-1) 1 = 0,43 * ?b1 = 0,43 * 740 = 318н / мм2

для колеса (?-1) 2 = 0,43 * ?b2 = 0,43 * 510 = 219н / мм2

Допустимі контактні напруги:

Твердість поверхонь зубів не більше HB 350 [?н] = 2,75 HB

Допустимі напруги визначаємо виходячи з тривалої роботи редуктора:

для шестірні [?н] 1 = 2,75 * 258 * 1 = 710н / мм2

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

Допустимі напруги вигину зубів

При односторонньому дії навантаження [?F] = (1,5-1,6) ?-1 / [n] [K?]

де [n] - коефіцієнт запасу міцності, [n] = 1,5 (табл. 8)

[K?] -ефективний коефіцієнт концентрації напруги біля кореня зуба, [K?] = 1,5 (табл.9)

для шестірні [?F] = 1,5 * 318 / 1,5 * 1,5 = 212н / мм2

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

5) Міжосьова відстань передачі:

а = (u + 1) 3v (340 / [?н] 2) 2КТ1 / u?ba

де u-передавальне число редуктора, u = n1 / n2 = 1450/250 = 5.8;

Т1-крутний момент на валу шестерні;

Т1 = N1 / ?1 = 10520 / 151,76 = 69,3 Нм = 69300 Нмм

К-коефіцієнт навантаження, К = 1,35

[?н] 2-допустима контактна напруга матеріалу зубчастого колеса, [?н] 2 = 418Н / мм2

?ba-коефіцієнт ширини колеса, ?ba = 0,4.

Підставляючи обрані значення величин, отримаємо:

а = (5,8 + 1) 3v (340/418) 21,35 * 69300 / 5,8 * 0,4 = 203мм

Приймаємо а = 210 мм (табл.10)

6) Модуль зачеплення:

m = (0,01-0,02) * a = (0,01-0,02) * 200 = 2-4мм

Приймаємо m = 2,25 (табл.11)

7) Основні параметри зубчастої пари:

Число зубів шестерні і колеса:

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

Приймаємо z1 = 27;

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

Приймаємо z2 = 157

Ділильні діаметри шестерні і колеса (мм)

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

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

Діаметри кіл виступів шестерні і колеса

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

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

Діаметри кіл западин зубів шестерні і колеса

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

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

Робоча ширина зубчастого колеса

b2 = ?ba * a = 0,4 * 210 = 84мм.

Ширину шестерні з умови неточності збірки приймаємо

b1 = b2 + 5 = 84 + 5 = 89 мм

Фактичне передавальне число

uф = z2 / z1 = 157/27 = 5,8 приймаємо 6

8) Окружна швидкість передачі:

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

При твердості матеріалу менш HB 350 і даної окружної швидкості призначаємо восьмий ступінь точності виготовлення зубчастих коліс. (Табл.12)

9) Уточнення коефіцієнта навантаження:

Кф = К? * К?,

де К?-динамічний коефіцієнт, К? = 1,5; (табл. 13)

К?-коефіцієнт концентрації навантаження, К? = 1 + К? '/ 2,

де К? '= 1,4 (табл.15) -коефіцієнт концентрації навантаження для непрірабативающіхся зубчастих коліс при відносній ширині шестерні ?bd1 = b2 / d1 = 84/61 = 1,37

Кф = К? * К? = 1,5 * 1 + 1,4 / 2 = 1,37

10) Перевірка розрахункових контактних напружень:

?н = 340 / а vКфТ1 (uф + 1) 3 / b2uф = 340/210 v1,8 * 69,3 * 103 * (5,8 + 1) 3/84 * 5,8 = 440 Н / мм2> [?н] 2

Перенапруження становить

?н- [?н] 2 / [?н] 2 = 440-418 / 418 = 5%

11) Сили, що діють в зачепленні:

Окружне зусилля

F = 2T1 / d1 = 2 * 69,6 * 103/61 = 2262,3 Н

Радіальне зусилля Fr = Ft * tg * ?, де ?-кут зачеплення, ? = 200; Fr = 2262 * 0,364 = 823,47 Н

12) Розрахункове напруження згину в небезпечному перерізі зуба шестерні:

?F = Ft * Кф / y * b2 * m,

де y-коефіцієнт форми зуба, у1 = 0,411, у2 = 0,4972 (табл.16)

Проведемо порівняльну оцінку міцності зубів шестерні і зубчастого колеса на вигин:

для шестірні: у1 * [?F] 1 = 0,411 * 212 = 87,132 Н / мм2

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

Розрахунок ведемо для зубів колеса, як найменш міцному елементу

?F2 = 2262,3 * 1,8 / 0,497 * 84 * 2,25 = 4072 / 93,93 = 43,64 <[?F] 2

13) Орієнтовний розрахунок валів:

Крутний момент на валах Т1 = 69300Нмм

Т2 = Т1 * uф = 69300 * 6 = 415 800 Нмм

Конструювання валів

Попередньо визначаємо діаметри валів з розрахунку тільки на крутіння, задаючись зниженими допускаються напруженням [?] = 40 Н / мм2

Ведучий вал d1b == ?v89,6 * 103 / 0,2 * 40 = 20,5 мм

Приймаємо d1b = 22мм (табл.17)

Значення діаметрів інших шийок валу підбираємо конструктивно:

d1c = 25мм-діаметр валу під сальником (табл.19)

d1n = 30мм-діаметр валу під підшипником (табл.20)

d1ш = 35мм-діаметр валу під шестернею.

Ведений вал d2b == ?v415800 / 0,2 * 40 = 37,3 мм

Задаємося:

d2b = 35мм-діаметр вихідного кінця (табл.18)

d2c = 38мм-діаметр валу під сальником (табл.19)

d2п = 40мм-діаметр валу під підшипником (табл.20)

d2к = 42мм-діаметр валу під зубчастим колесом (табл.10)

14) Конструктивні розміри зубчастих коліс та елементів корпусу:

Шестерня - виконується суцільний.

Зубчасте колесо: діаметр маточини d2ст = 1,6 * d2к = 1,6 * 42 = 67 мм,

задаємося d2ст = 68 мм.

Довжина маточини l2ст = 1,5 * d2к = 1,5 * 42 = 63 мм, приймаємо l2ст = 1,5 * 42 = 64 мм.

Товщина обода ?о = 3 * m = 3 * 2,25 = 6,75 мм, приймаємо 7мм

Товщина диска с2 = 0,3 * b2 = 0,3 * 84 = 25,2 мм приймаємо 25мм

Товщина стінки ? = 0,025 * а + 1 = 0,025 * 203 + 1 = 6,075 мм; приймаємо ? = 7мм.

Радіус сполучень R = (0,5-1,5) * ? = 3,5-10мм, приймаємо R = 7мм.

Товщина зовнішніх ребер ?1 = 0,8 ? = 0,8 * 7 = 5,6мм, приймаємо ?1 = 6мм.

Ширина фланця для кріплення кришки до корпусу редуктора К = 4 * ? = 4 * 7 = 28мм.

15) Підбір підшипників:

Розрахунок ведемо без кучета довантажений вала силою від муфти, що виникає внаслідок неточності монтажу.

З попередніх розрахунків Ft = 2262 Fr = 823 H

Реакція опор веденого вала

Опори розташовуються симетрично щодо зубчастої пари.

У площині XY Rcx = Rdx = Ft / 2 = 2262/2 = 1131H

У площині XZ Rcy = Rdy = Fr / 2 = 823/2 = 411,5 H

Сумарна реакція Rc = Rd = 120 кгс

Наведена навантаження на підшипник при відсутності осьової становить Fa = 0

P = R * Kk * Kb * Kt, де

R-радіальне навантаження R = 120 кгс

Кк-коефіцієнт обертання валу, при обертанні Кк = 1

К?-коефіцієнт безпеки для редуктора К? = 1,4 (табл.28)

Кt-температурний коефіцієнт, при температурі менше 100 °, Kt = 1 (табл.29), тоді

Р = 120 * 1,4 = 168 кгс

Задаємо довговічність роботи підшипників вузла h = 10000 годин, тоді

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

За табл. 20 підбираємо шарикопідшипник, орієнтуючись по посадковому діаметру валу і динамічної вантажопідйомності, № 104, С = 736кгс

Габаритні розміри шарикопідшипника dxDxB = 40x68x15

Перевірочний розрахунок валів

Мек = (Мu? + T?2) ?

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

Ведучий вал

М1ек = (78230? + 69300?) ? = 423095Нмм

= 20,5мм <35 мм

Ведений вал

М1ек = (78230? + 415800?) ? = 423095Нмм

d2k == 32,1мм <42 мм

16) Посадка зубчастого колеса на вал:

Сполучення - система отвори; допуски з'єднання

?42 Н7 / К6 (+ 0,025 / + 0,018 / + 0,002)

Верхнє і нижнє відхилення отвору BOA = + 0,025 мм, HOA = 0 мм

Верхнє і нижнє відхилення вала BOB = + 0,018мм, HOB = + 0,002 мм

Граничні розміри отвору dAmax = 42,025мм, dAmin = 42мм

Граничні розміри шийки валу dBmax = 42,018мм, dBmin = 42,002мм

Допуск на обробку отвори ?A = dAmax- dAmin = 42,025-42 = 0,025 мм

Допуск на обробку вала ?B = dBmax- dBmin = 42,018-42,002 = 0,016мм

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

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

17) Посадка підшипника №108 на вал:

Отвір внутрішнього кільця підшипника класу «6» - ?40-0,010мм

для сопрягаемой з підшипником шийки валу призначаємо допуск ?40К6 (+ 0,018 / +0,002)

Верхнє і нижнє відхилення отвору BOA = 0 мм, HOA = -0,010мм

Верхнє і нижнє відхилення вала BOB = + 0,018мм, HOB = + 0,002 мм

Граничні розміри отвору dAmax = 40мм, dAmin = 39,99мм

Граничні розміри шийки валу dBmax = 40,018мм, dBmin = 40,002мм

Допуск на обробку отвори ?A = dAmax- dAmin = 40-39,99 = 0,01 мм

Допуск на обробку вала ?B = dBmax- dBmin = 40,018-40,002 = 0,016мм

Максимальний і мінімальний натягісоедіненія

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

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

18) Установка підшипника в корпус:

Призначаємо: допуск на обробку отвори ?80Н7 (+0,030)

Зовнішній діаметр підшипника виконаний з допуском ?80-0,011мм

Граничні розміри отвору dAmax = 80,030мм, dAmin = 80мм

Граничні розміри зовнішнього діаметра підшипника dBmax = 80мм, dBmin = 79,989мм

Допуск на обробку отвори ?A = dAmax- dAmin = 80,030-80 = 0,03мм

Допуск на обробку зовнішнього діаметра вала ?B = dBmax- dBmin = 80-79,989 = 0,011мм

Максимальний і мінімальний зазори з'єднання

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

Smin = dAmin- dBmax = 80-80 = 0мм

Література

Методичне вказівку «Проектування редуктора» Канд. техн. наук, доцент Ю.А. Сєров Нижній Новгород 2004

© 8ref.com - українські реферати
8ref.com