Расчет и проектирование прямозубого редуктора

Министерство образования Российской Федерации

Нижегородский государственный архитектурно строительный университет

Кафедра технологии строительного производства

Курсовая работа по дисциплине «Механика»

Выполнила: Китаева Е.А.

Группа: ПТз-06

Поверил: Серов Ю.А.

Нижний Новгород 2010

Основные данные для проектирования прямозубого редуктора:

мощность на выходном валу- N_>2>=10кВт;

число оборотов выходного вала- n_>2>=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.= N_>2>/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

ω_>1>=πn_>1> / 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* σ_>b>_>1>=0,43*740=318н/мм²

для колеса (σ_>-1>)_>2>=0,43* σ_>b>_>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 [σ_>н>]_>1>=2,75*258*1=710н/мм²

для колеса [σ_>н>]_>2>=2,75*152*1=418н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба зубьев

При одностороннем действии нагрузки [σ_>F>]=(1,5-1,6) σ_>-1> / [n][K_>σ>]

где [n]- коэффициент запаса прочности , [n]=1,5(табл. 8)

[K_>σ>]-эффективный коэффициент концентрации напряжения у корня зуба, [K_>σ>]=1,5(табл.9)

для шестерни [σ_>F>]=1,5*318 / 1,5*1,5=212н/мм²

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

Межосевое расстояние передачи:

а=(u+1) ³√(340/[σ_>н>]_>2>)² КТ_>1>/uψ_>ba>

где u-передаточное число редуктора, u=n1/n2=1450/250=5.8;

Т_>1>–крутящий момент на валу шестерни;

Т_>1>=N_>1>/ω_>1>=10520/151,76=69,3 Нм=69300 Нмм

К-коэффициент нагрузки, К=1,35

[σ_>н>]_>2>-допускаемое контактное напряжение материала зубчатого колеса, [σ_>н>]_>2>=418Н/мм²

ψ_>ba>-коэффициент ширины колеса, ψ_>ba>=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)

Модуль зацепления:

m=(0,01-0,02)*a=(0,01-0,02)*200=2-4мм

Принимаем m=2,25(табл.11)

Основные параметры зубчатой пары:

Число зубьев шестерни и колеса:

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

Принимаем z_>1>=27;

z_>2>=u*z_>1>=5,8*27=156,6

Принимаем z_>2>=157

Делительные диаметры шестерни и колеса (мм)

d_>1>=m* z_>1>=2,25*27=60,75 принимаем d_>1>=61

d_>2>=m* z_>2>=2,25*157=353,25 принимаем d_>2>=353

Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса

da_>1>=d_>1>+2m=61+2*2,25=65,5 принимаем 66

da_>2>=d_>2>+2m=353+2*2,25=357,5 принимаем 358

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

df_>1>=d_>1>-2,5m=61-2,5*2,25=55,375 принимаем 55

df_>2>=d_>2>-2,5m=353-5,625=347,375 принимаем 347

Рабочая ширина зубчатого колеса

b_>2>=ψ_>ba>*a=0,4*210=84мм.

Ширину шестерни из условия неточности сборки принимаем

b_>1>= b_>2>+5=84+5=89 мм

Фактическое передаточное число

u_>ф>=z_>2>/z_>1>=157/27=5,8 принимаем 6

Окружная скорость передачи:

V_>1>=π*d_>1>*n_>1> / 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)

Уточнение коэффициента нагрузки:

К_>ф>=К_>ν>*К_>β>,

где К_>ν>-динамический коэффициент, К_>ν>=1,5;(табл. 13)

К_>β>-коэффициент концентрации нагрузки, К_>β>=1+ К_>β>^’/ 2,

где К_>β>^’=1,4(табл.15)-коэффициент концентрации нагрузки для неприрабатывающихся зубчатых колес при относительной ширине шестерни ψ_>bd>_>1>=b_>2> / d_>1>=84/61=1,37

К_>ф>= К_>ν>*К_>β>=1,5* 1+1,4/2 = 1,37

Проверка расчетных контактных напряжений:

σ_>н>=340 / а √К_>ф>Т_>1>(u_>ф>+1)³ / b_>2>u_>ф>=340/210 √1,8*69,3*10³*(5,8+1)³ / 84*5,8=440 Н/мм²^>[σ_>н>]2

Перенапряжение составляет

σ_>н>- [σ_>н>]_>2>/ [σ_>н>]_>2>=440-418/418=5%

Силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие

F=2T_>1> / d_>1>=2* 69,6*10³ / 61=2262,3 Н

Радиальное усилие F_>r>=F_>t>*t_>g>*α, где α-угол зацепления, α=20⁰; F_>r>=2262*0,364=823,47 Н

Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни:

σ_>F>= F_>t>* К_>ф> / y*b_>2>*m,

где y-коэффициент формы зуба, у_>1>=0,411, у_>2>=0,4972(табл.16)

Проведем сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и зубчатого колеса на изгиб:

для шестерни: у_>1>* [σ_>F>]_>1>=0,411*212=87,132 Н / мм²

для колеса: у_>2>* [σ_>F>]_>2>=0,49 72* 146=72,59 Н / мм²

Расчет ведем для зубьев колеса, как наименее прочному элементу

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

Ориентировочный расчет валов:

Крутящие моменты на валах Т_>1> =69300Нмм

Т_>2>=Т_>1>* u_>ф>=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 d_>1>_>b>==³√89,6*10³ / 0,2*40=20,5 мм

Принимаем d_>1>_>b>=22мм(табл.17)

Значения диаметров остальных шеек вала подбираем конструктивно:

d_>1>_>c>=25мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

d_>1>_>n>=30мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)

d_>1ш>=35мм-диаметр вала под шестерней.

Ведомый вал d_>2>_>b>= =³√415800 / 0,2*40=37,3 мм

Задаемся:

d_>2>_>b>=35мм-диаметр выходного конца(табл.18)

d_>2>_>c>=38мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

d_>2п>=40мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)

d_>2к>=42мм-диаметр вала под зубчатым колесом(табл.10)

Конструктивные размеры зубчатых колес и элементов корпуса:

Шестерня - выполняется сплошной.

Зубчатое колесо: диаметр ступицы d_>2ст>=1,6* d_>2к>=1,6*42=67 мм,

задаемся d_>2ст>=68 мм.

Длина ступицы l_>2ст>=1,5*d_>2к>=1,5*42=63 мм, принимаем l_>2ст>=1,5*42=64 мм.

Толщина обода δ_>о>=3*m=3*2,25=6,75 мм, принимаем 7мм

Толщина диска с_>2>=0,3*b_>2>=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 δ_>1>=0,8 δ=0,8*7=5,6мм, принимаем δ_>1>=6мм.

Ширина фланца для крепления крышки к корпусу редуктора К=4*δ=4*7=28мм.

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)

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=(Мu²+T²2)½

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

Ведущий вал

М1эк=(78230²+69300²)½=423095Нмм

=20,5мм<35 мм

Ведомый вал

М1эк=(78230²+415800²)½=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 BO_>A>=+0,025мм, HO_>A>=0мм

Верхнее и нижнее отклонение вала BO_>B>=+0,018мм, HO_>B>=+0,002мм

Предельные размеры отверстия d_>Amax>=42,025мм, d_>Amin>=42мм

Предельные размеры шейки вала d_>Bmax>=42,018мм, d_>Bmin>=42,002мм

Допуск на обработку отверстия δ_>A>= d_>Amax>- d_>Amin>=42,025-42=0,025мм

Допуск на обработку вала δ_>B>= d_>Bmax>- d_>Bmin>=42,018-42,002=0,016мм

Максимальный зазор S_>max>= d_>Amax>- d_>Bmin>=42,025-42,002=0,023мм

Максимальный натяг N_>max>= d_>Bmax>- d_>Amin>=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 BO_>A>=0мм, HO_>A>=-0,010мм

Верхнее и нижнее отклонение вала BO_>B>=+0,018мм, HO_>B>=+0,002мм

Предельные размеры отверстия d_>Amax>=40мм, d_>Amin>=39,99мм

Предельные размеры шейки вала d_>Bmax>=40,018мм, d_>Bmin>=40,002мм

Допуск на обработку отверстия δ_>A>= d_>Amax>- d_>Amin>=40-39,99=0,01мм

Допуск на обработку вала δ_>B>= d_>Bmax>- d_>Bmin>=40,018-40,002=0,016мм

Максимальный и минимальный натягисоединения

N_>max>= d_>Bmax>- d_>Amin>=40,018-39,99=0,019мм

N_>min>= d_>Bmin>- d_>Amax>=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 d_>Amax>=80,030мм, d_>Amin>=80мм

Предельные размеры внешнего диаметра подшипника d_>Bmax>=80мм, d_>Bmin>=79,989мм

Допуск на обработку отверстия δ_>A>= d_>Amax>- d_>Amin>=80,030-80=0,03мм

Допуск на обработку внешнего диаметра вала δ_>B>= d_>Bmax>- d_>Bmin>=80-79,989=0,011мм

Максимальный и минимальный зазоры соединения

S_>max>= d_>Amax>- d_>Bmin>=80,030-79,989=0,041мм

S_>min>= d_>Amin>- d_>Bmax>=80-80=0мм

Литература

Методическое указание «Проектирование редуктора» Канд. техн. наук, доцент Ю.А. Серов Нижний Новгород 2004