Курсовой проект
Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
Екатеринбург 2010
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Чаще всего в технике применяются цилиндрические зубчатые передачи из-за ряда преимуществ:
1. Компактность.
2. Возможность передачи больших мощностей.
3. Постоянство передаточного отношения.
4. Применение недефицитных материалов.
5. Простота в обслуживании.
Шевронные зубчатые колёса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.
1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
1.1 Требуемая мощность электродвигателя
Pтр
=,
где T-крутящий момент на валу исполнительного механизма, Т=Н•М;
n – частота вращения вала исполнительного механизма, n=120 об/мин;
з0
– общий КПД привода,
з0
= зред*
зц.п.
ззп
– кпд зубчатой передачи, ззп
=0,98;
зпк
– кпд пары подшипников качения, зпк
=0,99;
зц.п
= кпд цепной передачи зц.п.
=0,92
зред
= зз. п. *
зп.к.
2
=0,98*0,992
=0,96
з0
=0,96*0,92=0,88
Pтр
= =6,8 кВт.
1.2 Выбор электродвигателя
Марка электродвигателя 132M6
Мощность Pэ
=7,5 кВт.
Синхронная частота nc
= 1000 об/мин.
Скольжение S=3,2%.
Диаметр вала электродвигателя dэ
=32 мм.
Расчет привода выполнен по кинематической схеме привода
1.3 Частоты вращения валов
Вала электродвигателя nэ
= nc
•(1 – (0.01•S)) =1000*(1 – (0,01*3,2))=968 об/мин.
Валов редуктора: быстроходного nб
=968 об/мин;
тихоходного nт
= nб
/ Uред.
=968/3,55=272,6 об/мин.
Вала исполнительного механизма (расчетная) nк
= nт
/Uц.п.
=272,6/2,5=109,07 об/мин.
1.4 Передаточные числа
Редуктора Up
=nб
/nт
=968/272,6=3,55
Передач:
UЗ.П.
=3,2; UЦ.П.
=2,5; UПРИВОДА
=8,06
UЗ.П.(ТАБЛ.)
=3,55
1.5 Крутящие моменты на валах
Вал электродвигателя Tэ
=9550*6,8/968=67,09 Н•М.
Валы редуктора: быстроходный Tб
=9550*6,8/968=67,09 Н•М,
тихоходный Tт
= 9550*6,5/272,6=227,7 Н•М.
Вал исполнительного механизма Tк
=9550*5,98/109,07=523,6 Н•М.
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда
Dm
1
=20•= 20•=53,27 мм,
Sm
2
= 1.2•= 1.2••= 14.54 мм.
Диаметр заготовки для колеса равен dк
= u•Dm1
= 3,55•53.27=189,1 мм.
Выбираем для шестерни Сталь 45, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, Dm
=125 мм > Dm
1.
Выбираем для колеса Сталь 45, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба шестерни 207 НВ
Механические свойства материалов:
Шестерня
Материал Сталь 45
Термическая обработка Улучшение
Твердость поверхности зуба 235–262 НВ
Колесо
Материал Сталь 45
Термическая обработка нормализация
Твердость поверхности зуба 179–207 НВ
Расчет допускаемых контактных напряжений
,
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
sH
lim
j
-предел контактной выносливости, SH
j
- коэффициент безопасности,
КHL
- коэффициент долговечности;
КHLj
=,
NHOj
– базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4),
NHO
1
= циклов, NHO
2
= циклов
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений – h,
определим по табл. 6 в зависимости от режима нагружения.
Режим нагружения, 4 – легкий h
= 0,125
th
– суммарное время работы передачи в часах;
th
= L•365•24•Kг
•Кс
•ПВ;
Kг – коэффициент использования передачи в течение года;
Kс – коэффициент использования передачи в течение суток;
L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;
Кг= 0.5, Кс= 0.8, L= 10 лет, ПВ=70%=0.7, th
= 24528 ч.
NS
j
- суммарное число циклов нагружения, NS
j
= 60•nj
•c•th
;
с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;
nj
– частота вращенияj-го колеса, n1
= 968 об/мин, n2
= 272,6 об/мин;
NS1
= 60•968•1•24528 = 1424586240=1,4•109
,
NS2
= 60•272,6•1•24528 = 401179968 =0.4•109
NHEj
– эквивалентное число циклов контактных напряжений;
NHE j
= NУj
h;
NHE1
=178073280 =0,18•109
, NHE2
= 50147496 =0.05•109
Коэффициенты долговечности: КHL1
= 1, КHL2
= 1.
Значения sH
lim
j
и SH
j
найдем по табл. 5: sHlim1
= 2 НВ1
+ 70=2•262+70=594 МПа,
sHlim2
= 2 НВ2
+ 70=2•207+70=484 МПа, SH
1
= 1.1, SH
2
=1.1
Допускаемые контактные напряжения: sHP1
= 540 МПа, sHP2
=440 МПа.
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи
sHP
=0.45 (sHP1
+sHP2
) 1.23•sHP2
,
sHP
=0.45 (540+440)=441 МПа, s=1.23•sHP2
=541.2 МПа.
Учитывая, что sНР
≤ 1.23•sHP2
, окончательно принимаем sHP
=441 МПа.
Расчет допускаемых напряжений изгиба
,
где sF
lim
j
- предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7),
sF lim 1
=1.75•HB1
=1.75•262 = 458.5 МПа, sF lim 2
= 1.75•207 = 362.25 МПа.
SFj
- коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7): SF
1
= 1.7, SF
2
=1.7
KFLj
- коэффициент долговечности при изгибе:
КFLj
=,
qj
– показатели степени кривой усталости: q1
= 6, q2
= 6 (табл. 6);
NFO
– базовое число циклов при изгибе; NFO
= 106
.
NFEj
– эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE
j
= NУ
j
Fj.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба – Fj
определяется по табл. 6 в зависимости от режима нагружения и способа термообработки: F1
=0.038, F2
= 0.038,
NFE
1
= 1424586240•0.038 = 54134277,12; NFE
2
= 401179968•0.038 = 15244838,78
Поскольку NFE
> NFO
, принимаем
КFL1
= 1, КFL2
= 1;
KFCj
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода, KFC
1
= 0.65, KFC
2
= 0.65.
Допускаемые напряжения изгиба: sF
P 1
= 175.309 МПа, sF
P 2
= 138.507 МПа.
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
aw
= Ka
•(u + 1) ,
редуктор передача электродвигатель агрегат
где Ka
– коэффициент вида передачи, Ka
= 410 для косозубых передач,
шba
– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда по ГОСТ 2185–66 с учетом расположения опор относительно зубчатого венца шba
= 0.4,
КН
- коэффициент контактной нагрузки, принимаем на этапе проектного расчета КН
=1.2.
Расчетное межосевое расстояние aw
= 123.69 мм. Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения (табл. 2): aw
=125 мм.
Находим ширину колеса и шестерни по формулам: bw
2
= шba
aw
=0.4•125=50,
bw
1
= bw
2
+2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69: bw
1
= 54 мм, bw
2
= 50 мм.
Модуль выбираем из диапазона m=(0.01…0.02)•aw
=(1,25…2,5) и округляем до стандартного значения по ГОСТ 9563–60 (табл. 1), учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется: m= 2,5.
Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль mn
=m = 2,5.
Суммарное число зубьев: для прямозубой передачи Z=, для косозубой передачи Z=, где b1
– начальный делительный угол наклона зуба(=12 для косозубых передач).
Суммарное число зубьев получим округлением Z=97,81 до ближайшего целого числа: ZУ
= 98.
Для косозубых и шевронных передач определяем делительный угол наклона зуба по формуле
= 110
28’42’’. Число зубьев шестерни и колеса, а также уточненное передаточное отношение равны:
, Z2
= Z-Z1,
;
Z1
= 22, Z2
= 76, Uф
= 3,46.
Если Z1
> 17, то принимают коэффициенты смещения x1
=0, x2
=0, суммарный x
= 0.
При u4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.
u=100=100=2.5%≤2.5%.
Определение диаметров окружностей зубчатых колес.
Делительные окружности косозубых колес dj
=,
d1
= 56,122 мм, d2
= 193.8778 мм.
Окружности впадин зубьев: dfj
= dj
- (1.25 – xj
),
df
1
= 49.872 мм, df
2
= 187.6268 мм.
Окружности вершин зубьев:
da1
= 2• aw
– df2
– 0.5•m = 61.1232 мм,
da2
= 2• aw
– df1
– 0.5•m = 198.878 мм.
Окружная скорость в зацеплении V= = 2.845 м/с. Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст
=8 (табл. 8), учитывая, что nст
=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.
3. Проверочный расчет передачи
Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Определим контактные напряжения по формуле
=,
где Z= 8400 для косозубых передач.
KH
- коэффициент контактной нагрузки, KH
= KHб
KHв
KHV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен
KH
б
=1+A•(nст
-5)•К,
где А=0.15 для косозубых передач,
К- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2
350, то К определяют по формуле:
К=0.002•НВ2
+ 0.036•(V-9),
В результате расчета получим: К= 0.192, KH
б
= 1.086
Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: КН
V
=1.037
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колесаопределяется по формуле
КН
b
= 1+ (K -1) К,
где K=1.035 – коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл. 9).
В таблице значение K дано в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1)= 0,91. Окончательно получим КН
b
= 1.0067, коэффициент контактной нагрузки KH
= 1.134. Расчетные контактные
=419.743 МПа. Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Поскольку <HP,
выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям
=100=100=4,82%<15%.
Проверка на выносливость по напряжениям изгиба
Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:
, ,
где YFj
- коэффициенты формы зуба, определяются по формуле
YFj
=3.47++0.092•,
здесь ZVj
= – эквивалентное число зубьев, ZV
1
= 23.3746, ZV
2
= 80.7487,
YF
1
= 4.035, YF
2
=3.633
Yb
- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
= 0.885 > 0.7,
Y- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y= для непрямозубых передач. Получим Y= 0.603
Коэффициент торцевого перекрытия=(1.88–3.2•(+))•cos=1.6586.
Коэффициент нагрузки при изгибе КF
определяем по формуле KF
= KF
б
KF
в
KFV
.
Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для КН
. Для их определения используют следующие зависимости: KF
б
=1+A•(nст
-5) для непрямозубых передач, KF
в
= 0.18+0.82 K, KFV
= 1+1.5•(KHV
-1) при НВ2
<350.
KF
б
= 1.45, KF
в
= 1.028, KFV
= 1.056, KF
= 1.574.
Расчетные напряжения изгиба
< ,
< .
Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.
4. Определение сил в зацеплении
Окружная сила: , Ft
= = 2390.86 Н.
Радиальная сила: , Fr
=2390.86•= 887.96 Н.
Осевая сила: Fa
=Ft
,
Fa
= 2390,86•tg=485.48 Н.
4.1 Суммарное время работы передачи
th
= 0.01•L•365•24•Kг
•Кс
•ПВ;
Kг
– коэффициент использования передачи в течение года;
Kс
– коэффициент использования передачи в течение суток;
L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;
Кг
=0,5, Кс
=0,8, L=10 г., ПВ=70%,
th
= 24528 ч.
4.2 Эквивалентный срок службы передачи
thE
=KE
•th
,
где KE
– коэффициент приведения режима нагружения,
KE
=0,125,
thE
=0,125*24528=3066 ч.
4.3 Число зубьев ведущей звездочки
Z1
=29–2•U=24.
4.4 Число зубьев ведомой звездочки
Z2
=Z1
•U=60.
4.5 Фактическое передаточное отношение
Uф
== 2,5.
4.6 Коэффициент эксплуатации
Kэ
=Kд
•Kн
•Kр
•Kс
,
где Kд
– коэффициент динамичности нагрузки, Kд
=1 (т. к. спокойная);
Kн
– коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонту,
Kн
= 1 (т.к. наклон меньше 60 град);
Kр
– коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи,
Kр
=1,25 т.к. периодический;
Kс
– коэффициент, учитывающий способ смазки передачи,
Kс
= 1,4 (т.к. при периодической смазке Kс
=(1,3……1,4));
Kэ
=1*1*1,25*1,4=1,75.
4.7 Выбор цепи
Расчетное значение шага цепи
tp
=, tp
= =16,68 мм.
Выбрана цепь ПР – 19,05–2500
со следующими характеристиками:
шаг t =19,05 мм,
площадь опорной поверхности шарнира цепи A= 105,8 мм2
,
масса одного погонного метра цепи qm
=1,9 кг/м,
диаметр ролика Dp
=11,91 мм,
расстояние между внутренними пластинами BBH
=12,7 мм.
4.8 Число звеньев цепи
Lt
=2•At
+0.5•(Z1
+Z2
)+=2*40+0,5*(24+60)+=122,8
Приняли после округления Lt
=123.
4.9 Длина цепи
L=t•Lt
=19,05*123=2343 мм.
4.10 Межосевое расстояние
a=0.25•t•[Y+,
где Y=Lt
-0.5•(Z1
+Z2
)= 123–0,5*(24+60)=81,
a= 0.25•19,05•[81+=763,7 мм
4.11 Диаметры делительных окружностей звездочек
dj
=, d1
==145,9 мм, d2
= =364 мм.
4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки
nmax
=,
где W – геометрическая характеристика цепи, W=,
W= = 1,99,
- коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,
=sin= sin =0,71
nmax
= =1088,8 об/мин. (n1
< nmax
; 272,6 < 1088,8)
4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи
[p]=, [p]= =75,78 МПа.
4.14 Окружное усилие в цепи
Ft
===3121,3 Н.
5. Расчет тихоходного вала
Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k
]. Ориентировочно определяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле
d=,
Т – крутящий момент на валу, [Н×м]
Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда
d==38 мм,
Наименование опасного сечения – I
Диаметр вала в опасном сечении d =48 мм
Определение опорных реакций
Горизонтальная плоскость
R1Г
=81,63 Н
R2Г
=2477,4 Н
Вертикальная плоскость
R1В
=72,18 Н
R2В
=815,77 Н
Радиальные опорные реакции:
R1
== 8164,02 Н
R2
== 2608,25 Н
Моменты в опасном сечении
MГ
= 448174,4 Н – изгибающий момент в горизонтальной плоскости;
MB
= 0 – изгибающий момент в вертикальной плоскости;
M===448174,4 Н*мм
где M– суммарный изгибающий момент.
Осевая сила в опасном сечении Fa
=485,48 Н
Коэффициенты запаса прочности
n =,
где ns
- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,
ns
= ,
s-1
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;
s-1
=0,43*sВ;
sВ
=570 МПа
s-1
=0,43*570=245,1 МПа
ks
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
es
– масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;
=2,7 (по таблице)
= 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
ys
=0,15 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при изгибе;
sа
– амплитуда цикла нормальных напряжений,
sа
=,
Wx
–осевой момент сопротивления,
Wx
=10,86*10-6
,
sа
=41,268 МПа
sm
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений,
sm
= ,
A = 3,14*1,809*10-3
мм2
– площадь опасного сечения
sm
=КПа = 0,27 МПа
nt
- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
nф
=
ф -1
=142,158 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,
kф
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
е ф
– масштабный фактор, учитывающий размеры детали при кручении;
=0,6*+0,4=0,6*2,7+0,4=2,02
y=0,1 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при кручении;
фa
и фm
– амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений,
Для от нулевого цикла фa
= фm
= , где Wp
– полярный момент сопротивления, Wp
=2* Wx
=2*10,86*10-6
=21,72*10-6
фa
= 5,24 МПа
ns
=2,31;nф
=13,43
Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении
n=2,28 >2
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:
д = 0,025*aw
+1=0.025*125+1=4,125 => д = 8 мм.
д1
= 0.02*aw
+1=0.02*125+1=3,5 => д1
=8 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
b=1.5 д, b =1,5*8= 12 мм,
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1
=1,5 д1,
b1
=1,5*8=12 мм,
Толщина нижнего пояса корпуса:
P=2.35*д=2.35*8=18.8 мм
Толщина ребер основания корпуса
m=0,9д=7,2 мм
толщина ребер крышки
m=0.9 д=7.2 мм
Диаметр фундаментальных болтов:
d1
=0,036 aw
+12, d1
=0,036*125+12=16,5 мм,
после округления до ближайшего большего значения принимаем d1
=16 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников
d2
=0,7d1
, d2
=0,7*16=11,2 мм,
принимаем d2
=12 мм,
на фланцах:
d3
=0,55d1
, d3
=0,55*16=8,8,
принимаем d3
=12 мм.
Расчет конических штифтов:
диаметр d= d3
d=12 мм
длина L = b+ b1
+5, l =12+12+5 = 29 мм
Высота бобышки под болт d2
hВ
выбирают конструктивно, так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уHP
=441 МПа, скорости V=2,8 м/с и температуре около 500
С – вязкость масла определяем равной 28*10-6
м2
/с.
Принимаем масло индустриальное И-30-А.(И-индустриальное, А – по эксплуатационным свойствам является маслом без присадок, класс кинематической вязкости – 22).
Для контроля уровня масла используется фонарный маслоуказатель. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
В крышке редуктора имеется люк. В крышке люка устанавливается отдушина, через которую выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Люк, закрываемый крышкой, используется для заливки масла и осмотра.
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал одевают маслоотражательные кольца, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 град. С.
в ведомый вал закладывают шпонку 16x10x52 мм и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Далее быстроходный вал устанавливают в крышку корпуса, тихоходный закладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют 2 конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Далее на валы одевают крышки подшипниковых узлов с, предварительно установленными прокладками и манжетами (для сквозных крышек).
Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.