Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 53
Министерство образования Российской Федерации Нижегородский государственный архитектурно строительный университет Кафедра технологии строительного производства 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* σb
1
=0,43*740=318н/мм2
для колеса (σ-1
)2
=0,43* σb
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 [σн
]1
=2,75*258*1=710н/мм2
для колеса [σн
]2
=2,75*152*1=418н/мм2
Допускаемые напряжения изгиба зубьев
При одностороннем действии нагрузки [σF
]=(1,5-1,6) σ-1
/ [n][Kσ
] где [n]- коэффициент запаса прочности , [n]=1,5(табл. 8) [Kσ
]-эффективный коэффициент концентрации напряжения 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) Межосевое расстояние передачи: а=(u+1) 3
√(340/[σн
]2
)2
КТ1
/uψba
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 [σн
]2
-допускаемое контактное напряжение материала зубчатого колеса, [σн
]2
=418Н/мм2
ψba
-коэффициент ширины колеса, ψba
=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
=ψba
*a=0,4*210=84мм. Ширину шестерни из условия неточности сборки принимаем b1
= b2
+5=84+5=89 мм Фактическое передаточное число uф
=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: Кф
=Кν
*Кβ
, где Кν
-динамический коэффициент, Кν
=1,5;(табл. 13) Кβ
-коэффициент концентрации нагрузки, Кβ
=1+ Кβ
’
/ 2, где Кβ
’
=1,4(табл.15)-коэффициент концентрации нагрузки для неприрабатывающихся зубчатых колес при относительной ширине шестерни ψ
bd
1
=b2
/ d1
=84/61=1,37 Кф
= Кν
*Кβ
=1,5* 1+1,4/2 = 1,37 10) Проверка расчетных контактных напряжений: σн
=340 / а √Кф
Т1
(uф
+1)3
/ b2
uф
=340/210 √1,8*69,3*103
*(5,8+1)3
/ 84*5,8=440 Н/мм2
>
[σн
]2 Перенапряжение составляет σн
- [σн
]2
/ [σн
]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 Fr
=Ft
*tg
*α, где α-угол зацепления, α=200
; Fr
=2262*0,364=823,47 Н 12) Расчетное напряжение 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 сравнительную оценку 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 зубьев колеса, как наименее прочному элементу σF
2
=2262,3*1,8/ 0,497*84*2,25=4072 / 93,93= 43,64< [σF
]2
13) Ориентировочный расчет валов: Крутящие моменты на валах Т1
=69300Нмм Т2
=Т1
* uф
=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 d1
b
= Принимаем d1
b
=22мм(табл.17) Значения диаметров остальных шеек вала подбираем конструктивно: d1
c
=25мм-диаметр вала под сальником(табл.19) d1
n
=30мм-диаметр вала под подшипником(табл.20) d1ш
=35мм-диаметр вала под шестерней. Ведомый вал d2
b
= Задаемся: d2
b
=35мм-диаметр выходного конца(табл.18) d2
c
=38мм-диаметр вала под сальником(табл.19) d2п
=40мм-диаметр вала под подшипником(табл.20) d2к
=42мм-диаметр вала под зубчатым колесом(табл.10) 14) Конструктивные размеры зубчатых колес и элементов корпуса: Шестерня - выполняется сплошной. Зубчатое колесо: диаметр ступицы d2ст
=1,6* d2к
=1,6*42=67 мм, задаемся d2ст
=68 мм. Длина ступицы l
2ст
=1,5*d2к
=1,5*42=63 мм, принимаем l
2ст
=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 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 Ведомый вал М1эк=(78230І+415800І)Ѕ=423095Нмм d2k= 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 BOA
=+0,025мм, HOA
=0мм Верхнее и нижнее отклонение вала BOB
=+0,018мм, HOB
=+0,002мм Предельные размеры отверстия dAmax
=42,025мм, dAmin
=42мм Предельные размеры шейки вала dBmax
=42,018мм, dBmin
=42,002мм Допуск на обработку отверстия δA
= dAmax
- dAmin
=42,025-42=0,025мм Допуск на обработку вала δB
= 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 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 BOA
=0мм, HOA
=-0,010мм Верхнее и нижнее отклонение вала BOB
=+0,018мм, HOB
=+0,002мм Предельные размеры отверстия dAmax
=40мм, dAmin
=39,99мм Предельные размеры шейки вала dBmax
=40,018мм, dBmin
=40,002мм Допуск на обработку отверстия δA
= dAmax
- dAmin
=40-39,99=0,01мм Допуск на обработку вала δB
= dBmax
- dBmin
=40,018-40,002=0,016мм Максимальный и минимальный натягисоединения Nmax
= dBmax
- dAmin
=40,018-39,99=0,019мм Nmin
= dBmin
- dAmax
=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 dAmax
=80,030мм, dAmin
=80мм Предельные размеры внешнего диаметра подшипника dBmax
=80мм, dBmin
=79,989мм Допуск на обработку отверстия δA
= dAmax
- dAmin
=80,030-80=0,03мм Допуск на обработку внешнего диаметра вала δB
= dBmax
- dBmin
=80-79,989=0,011мм Максимальный и минимальный зазоры соединения Smax
= dAmax
- dBmin
=80,030-79,989=0,041мм Smin
= dAmin
- dBmax
=80-80=0мм Литература Методическое указание «Проектирование редуктора» Канд. техн. наук, доцент Ю.А. Серов Нижний Новгород 2004
|