Скачать .docx |
Курсовая работа: Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
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 напряжения sH =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.