125833 (690713)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

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 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_b1=0,43*740=318н/мм²

для колеса (σ_-1)₂=0,43* σ_b2=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

1. 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)

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=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

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:

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_bd1=b₂ / d₁=84/61=1,37

К_ф= К_ν*К_β=1,5* 1+1,4/2 = 1,37

1. Проверка расчетных контактных напряжений:

σ_н=340 / а √К_фТ₁(u_ф+1)³ / b₂u_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%

1. 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

1. 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_F2=2262,3*1,8/ 0,497*84*2,25=4072 / 93,93= 43,64< [σ_F]₂

1. 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_1b= =³√89,6*10³ / 0,2*40=20,5 мм

Принимаем d_1b=22мм(табл.17)

Значения диаметров остальных шеек вала подбираем конструктивно:

d_1c=25мм-диаметр вала под сальником(табл.19)

d_1n=30мм-диаметр вала под подшипником(табл.20)

d_1ш=35мм-диаметр вала под шестерней.

Ведомый вал d_2b= =³√415800 / 0,2*40=37,3 мм

Задаемся:

d_2b=35мм-диаметр выходного конца(табл.18)

d_2c=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)

1. 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.

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)

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_-0,010мм

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_-0,011мм

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

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы