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* σb1=0,43*740=318н/мм2
для колеса (σ-1)2=0,43* σb2=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. ............
