Курсовая работа: Расчет и проектирование прямозубого редуктора

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* 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

5) Межосевое расстояние передачи:

а=(u+1) ³ √(340/[σ_н ]₂ )² КТ₁ /uψ_ba

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

[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)

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 =ψ_ba *a=0,4*210=84мм.

Ширину шестерни из условия неточности сборки принимаем

b₁ = b₂ +5=84+5=89 мм

Фактическое передаточное число

u_ф =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:

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} =b₂ / d₁ =84/61=1,37

К_ф = К_ν *К_β =1,5* 1+1,4/2 = 1,37

10) Проверка расчетных контактных напряжений:

σ_н =340 / а √К_ф Т₁ (u_ф +1)³ / b₂ u_ф =340/210 √1,8*69,3*10³ *(5,8+1)³ / 84*5,8=440 Н/мм^{2 >} [σ_н ]2

Перенапряжение составляет

σ_н - [σ_н ]₂ / [σ_н ]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 F_r =F_t *t_g *α, где α-угол зацепления, α=20⁰ ; F_r =2262*0,364=823,47 Н

12) Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба шестерни:

σ_F = F_t * К_ф / 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 * [σ_F ]₁ =0,411*212=87,132 Н / мм²

для колеса: у₂ * [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

13) Ориентировочный расчет валов:

Крутящие моменты на валах Т₁ =69300Нмм

Т₂ =Т₁ * 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} ==і√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} = =і√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)

14) 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 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 мм

Ведомый вал

М1эк=(78230І+415800І)Ѕ=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