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 с

Внимание, отключите Adblock

Вы посетили наш сайт со включенным блокировщиком рекламы!
Ссылка для скачивания станет доступной сразу после отключения Adblock!

Скачать