Міністерство освіти Російської Федерації
Нижегородський державний архітектурно будівельний університет
Кафедра технології будівельного виробництва
Курсова робота з дисципліни В«МеханікаВ»
Розрахунок і проектування прямозубого редуктора
Виконала: Китаєва О.О.
Група: ПТЗ-06
Повірив: Сєров Ю.О.
Нижній Новгород 2010
1) Основні дані для проектування прямозубого редуктора:
потужність на вихідному валу-N 2 = 10кВт;
число обертів вихідного вала-n 2 = 250 об/хв
2) Вибір електродвигуна приводу:
Коефіцієнт корисної дії.
к.к.д. зубчастої пари О·з.п. = 0,97 (табл.20)
к.к.д. враховує втрати в парі підшипників О·под. = 0,99
Загальний к.к.д. приводу:
О· = О·з.п. * О·под 2 = 0,97 * 0,99 2 = 0,95
Необхідна потужність електродвигуна
Nел.р. = N 2 /О· = 10/0, 95 = 10,52 кВт = 10520 Вт
З таблиці 1 вибираємо найближчий за потужністю електродвигун. Приймаються електродвигун АО2-61-4 N = 13 квт, m = 1450 об/хв
3) Кінематичний розрахунок:
Кутова швидкість електродвигуна
П‰ 1 = ПЂn 1 /30 = 3,14 * 1450/30 = 151,6 рад/с
4) Вибір матеріалу для зубчастої пари
Для шестерні приймаємо сталь 50, термообробка-поліпшення, твердість HB 258. Для зубчастого колеса-сталь 40, термообробка-нормалізація, твердість HB 152,
Межіміцності матеріалів шестірні (задаємося діаметром заготовки до 200мм) Пѓb1 = 740н/мм2 і зубчастого колеса (Діаметр заготовки близько 500мм) Пѓb2 = 510н/мм2
(табл.5, 6)
Межі витривалості при симетричному циклі вигину:
для шестерні (Пѓ -1 ) 1 = 0,43 * Пѓ b 1 = 0,43 * 740 = 318н/мм 2
для колеса (Пѓ -1 ) 2 = 0,43 * Пѓ b 2 = 0,43 * 510 = 219н/мм 2
Допустимі контактні напруги:
Твердість поверхонь зубів не більше HB 350 [ОЈн] = 2,75 HB
Допустимі напруги визначаємо виходячи з тривалої роботи редуктора:
для шестерні [Пѓ н ] 1 = 2,75 * 258 * 1 = 710н/мм 2
для колеса [Пѓ н ] 2 = 2,75 * 152 * 1 = 418н/мм 2
Допустимі напруги вигину зубів
При односторонньому дії навантаження [Пѓ F ] = (1,5-1,6) Пѓ -1 /[n] [K Пѓ ]
де [n] - коефіцієнт запасу міцності, [n] = 1,5 (табл. 8)
[K Пѓ ]-ефективний коефіцієнт концентрації напруги у кореня зуба, [K Пѓ ] = 1,5 (табл.9)
для шестерні [Пѓ F ] = 1,5 * 318/1,5 * 1,5 = 212н/мм 2
для колеса [Пѓ F ] = 1,5 * 219/1, 5 * 1,5 = 146 н/мм 2
5) Міжосьова відстань передачі:
а = (u +1) 3 в€љ (340/[Пѓ н ] 2 ) 2 КТ 1 /uП€ ba
де u-передавальне число редуктора, u = n1/n2 = 1450/250 = 5.8;
Т 1 -крутний момент на валу шестерні;
Т 1 = N 1 /П‰ 1 = 10520/151, 76 = 69,3 Нм = 69300 Нмм
К-коефіцієнт навантаження, К = 1,35
[Пѓ н ] 2 -допустиме контактне напруження матеріалу зубчастого колеса, [Пѓ н ] 2 = 418Н/мм 2
П€ ba -коефіцієнт ширини колеса, П€ ba = 0,4.
Підставляючи вибрані значення величин, одержимо:
а = (5,8 +1) 3 в€љ (340/418) 2 1,35 * 69300/5, 8 * 0,4 = 203мм
Приймаються а = 210 мм (табл.10)
6) Модуль зачеплення:
m = (0,01-0,02) * a = (0,01-0,02) * 200 = 2-4мм
Приймаються m = 2,25 (табл.11)
7) Основні параметри зубчастої пари:
Кількість зубів шестерні і колеса:
z 1 = 2a/m (u +1) = 2 * 210/2,25 (5,8 +1) = 420/15, 3 = 27,45
Приймаються z 1 = 27;
z 2 = u * z 1 = 5,8 * 27 = 156,6
Приймаються z 2 = 157
Ділильні діаметри шестерні і колеса (мм)
d 1 = m * z 1 = 2,25 * 27 = 60,75 Приймаються d 1 = 61
d 2 = m * z 2 = 2,25 * 157 = 353,25 приймаємо d 2 = 353
Діаметри кіл виступів шестерні і колеса
...
