Курсовой проект
Привод с цилиндрическимодноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
Екатеринбург 2010
Введение
Редукторомназывают механизм, состоящий зубчатых или червячных передач, выполненный в видеотдельного агрегата.
Редукторпредназначен для понижения угловой скорости и повышения крутящего моментаведомого вала по сравнению с ведущим.
Редукторсостоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в которомпомещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Чаще всего в технике применяются цилиндрическиезубчатые передачи из-за ряда преимуществ:
1. Компактность.
2. Возможность передачи больших мощностей.
3. Постоянство передаточного отношения.
4. Применение недефицитных материалов.
5. Простота в обслуживании.
Шевронныезубчатые колёса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образомдля тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осеваянагрузка на опоры.
/>
1. Выбор электродвигателя и расчеткинематических параметров привода1.1Требуемая мощность электродвигателя
Pтр=/>,
где T-крутящий момент на валуисполнительного механизма, Т=Н•М;
n – частота вращения валаисполнительного 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.1.2Выбор электродвигателя
Марка электродвигателя 132M6
Мощность Pэ=7,5 кВт.
Синхроннаячастота nc= 1000 об/мин.
Скольжение S=3,2%.
Диаметр вала электродвигателяdэ=32 мм.
Расчетпривода выполнен по кинематической схеме привода
1.3Частоты вращения валов
Валаэлектродвигателя nэ = nc•(1 – (0.01•S)) =1000*(1 – (0,01*3,2))=968 об/мин.
Валовредуктора: быстроходного nб=968 об/мин;
тихоходного nт= nб / Uред. =968/3,55=272,6 об/мин.
Вала исполнительногомеханизма (расчетная) nк= nт/Uц.п.=272,6/2,5=109,07 об/мин.1.4Передаточные 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.)=3,551.5Крутящие моменты на валах
Валэлектродвигателя Tэ=9550*6,8/968=67,09 Н•М.
Валыредуктора: быстроходный Tб=9550*6,8/968=67,09 Н•М,
тихоходный Tт= 9550*6,5/272,6=227,7 Н•М.
Валисполнительного механизма Tк=9550*5,98/109,07=523,6 Н•М.
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемыхнапряжений
Определяем размеры характерных сечений заготовокпо формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u >2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда
Dm1=20•/>= 20•/>=53,27 мм,
Sm2= 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, термообработкаулучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, Dm=125 мм > Dm1.
Выбираем для колеса Сталь 45, термообработканормализация, 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, SHj — коэффициент безопасности,
КHL — коэффициент долговечности;
КHLj =/>,
NHOj – базовоечисло циклов при действии контактных напряжений (табл. 4),
NHO1= />циклов, NHO2 =/> 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 – суммарноевремя работы передачи в часах;
th= L•365•24•Kг•Кс•ПВ;
Kг – коэффициентиспользования передачи в течение года;
Kс – коэффициентиспользования передачи в течение суток;
L – срок службы передачи вгодах; ПВ – продолжительность включения;
Кг= 0.5, Кс= 0.8, L= 10 лет, ПВ=70%=0.7, th= 24528 ч.
NSj — суммарное число циклов нагружения, NSj = 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 SHj найдем по табл. 5: sHlim1= 2 НВ1 + 70=2•262+70=594 МПа,
sHlim2= 2 НВ2 + 70=2•207+70=484 МПа, SH1= 1.1, SH2=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=441МПа.
Расчет допускаемых напряжений изгиба
/>,
где sF lim j — предел выносливости зубьев приизгибе (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): SF1= 1.7, SF2=1.7
KFLj — коэффициент долговечности при изгибе:
КFLj =/>,
qj – показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 6);
NFO – базовоечисло циклов при изгибе; NFO= />106.
NFEj –эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFEj= NУj/>Fj.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба – />Fj определяется по табл. 6 в зависимости от режима нагруженияи способа термообработки: />F1 =0.038, />F2 = 0.038,
NFE1 = 1424586240•0.038 = 54134277,12; NFE2 = 401179968•0.038 = 15244838,78
Поскольку NFE> NFO,принимаем
КFL1 = 1, КFL2 = 1;
KFCj — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложениянагрузки для реверсивного привода, KFC1= 0.65, KFC2= 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 передачаэлектродвигатель агрегат
где Ka – коэффициентвида передачи, Ka= 410для косозубых передач,
шba – коэффициентширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда по ГОСТ 2185–66 сучетом расположения опор относительно зубчатого венца шba = 0.4,
КН — коэффициент контактнойнагрузки, 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: bw2 = шba aw=0.4•125=50,
bw1 = bw2 +2…5=50+4 =54.Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейныхразмеров по ГОСТ 6636–69: bw1 = 54 мм, bw2 = 50 мм.
Модуль выбираем из диапазона m=(0.01…0.02)•aw=(1,25…2,5) и округляем до стандартного значения по ГОСТ9563–60 (табл. 1), учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовыхпередач не рекомендуется: m= 2,5.
Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль mn =m = 2,5.
Суммарное число зубьев: для прямозубой передачи Z/>=/>, для косозубойпередачи Z/>=/>, где b1 – начальныйделительный 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 наклоназуба по формуле/>/>= 11028’42’’. Число зубьев шестерни и колеса, атакже 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 u/>4.5 отличие фактического передаточного числа отноминального должно быть не больше 2.5%.
/>u=100/>=100/>=2.5%≤2.5%.
Определение диаметровокружностей зубчатых колес.
Делительные окружности косозубых колес dj=/>,
d1 = 56,122 мм, d2 = 193.8778 мм.
Окружности впадин зубьев: dfj = dj-/> (1.25 – xj),
df1 = 49.872 мм, df2 = 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 нерекомендуется.
3. Проверочный расчет передачи
Проверка на выносливостьпо контактным напряжениям
Определим контактные напряжения по формуле
/> =/>/>,
гдеZ/>= 8400 для косозубых передач.
KH-коэффициент контактной нагрузки, KH = KHб KHвKHV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен
KHб =1+A•(nст-5)•К/>,
гдеА=0.15 для косозубых передач,
К/> — коэффициент, учитывающийприработку зубьев. Если НВ2/>350,то К/> определяют по формуле:
К/>=0.002•НВ2 +0.036•(V-9),
В результате расчета получим: К/>=0.192, KHб= 1.086
Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: КНV =1.037
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колесаопределяется по формуле
КНb = 1+ (K/> -1) К/>,
где K/>=1.035 – коэффициент распределения нагрузки в начальныйпериод работы (табл. 9).
В таблице значение K/> дано в зависимости от коэффициента ширины венца подиаметру />, величина которогоопределяется выражением />=0.5 />(u + 1)= 0,91. Окончательнополучим КНb = 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%
Проверка на выносливостьпо напряжениям изгиба
Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:
/>,/>,
где YFj — коэффициентыформы зуба, определяются по формуле
YFj=3.47+/>+0.092•/>,
здесь ZVj=/> – эквивалентноечисло зубьев, ZV1= 23.3746, ZV2= 80.7487,
YF1= 4.035, YF2=3.633
Yb — коэффициент,учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
/>=0.885 > 0.7,
Y/> — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y/>=/> для непрямозубыхпередач. Получим Y/>= 0.603
Коэффициент торцевого перекрытия/>=(1.88–3.2•(/>+/>))•cos/>=1.6586.
Коэффициент нагрузки при изгибе КF определяем поформуле KF = KFб KFв KFV.
Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смыслчто и коэффициенты в формуле для КН. Для их определения используютследующие зависимости: KFб=1+A•(nст-5) для непрямозубых передач, KFв = 0.18+0.82 K/>, KFV = 1+1.5•(KHV-1) при НВ2
KFб = 1.45, KFв = 1.028, KFV= 1.056, KF= 1.574.
Расчетные напряжения изгиба
/>,
/>.
Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка нерегламентируется.
4. Определение сил взацеплении
Окружная сила: />, Ft= />= 2390.86 Н.
Радиальная сила: />,Fr=2390.86•/>= 887.96 Н.
Осевая сила: Fa=Ft/>, Fa=2390,86• tg/>=485.48Н.
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 вгодах; 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 – коэффициентдинамичности нагрузки, Kд=1 (т. к.спокойная);
Kн – коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек кгоризонту,
Kн= 1 (т.к. наклон меньше 60 град);
Kр – коэффициент, учитывающий способ регулировки натяженияцепи,
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 ведущейзвездочки
nmax=/>,
где W – геометрическая характеристика цепи, W=/>,
W= /> = 1,99,
/> — коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,
/>=sin/>= sin />=0,71
nmax=/> =1088,8об/мин. (n1
4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи
[p]=/>,[p]=/> =75,78 МПа.
4.14 Окружное усилие в цепи
Ft=/>=/>=3121,3 Н.
5. Расчеттихоходного вала
Расчетвыполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [/>k]. Ориентировочноопределяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле
d=/>,
Т – крутящий момент на валу, [Н×м]
Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартногоряда
d=/>=38 мм,
Наименованиеопасного сечения – I
Диаметр валав опасном сечении d =48 мм
Определениеопорных реакций
Горизонтальнаяплоскость
R1Г =81,63 Н
R2Г =2477,4 Н
Вертикальнаяплоскость
R1В =72,18 Н
R2В =815,77 Н
Радиальные опорныереакции:
R1 =/>= 8164,02 Н
R2 =/>= 2608,25 Н
Моменты вопасном сечении
MГ = 448174,4 Н – изгибающиймомент в горизонтальной плоскости;
MB= 0 – изгибающий момент ввертикальной плоскости;
M/>=/>=/>=448174,4 Н*мм
где M/> – суммарный изгибающиймомент.
Осевая сила в опасномсечении Fa=485,48 Н
Коэффициенты запасапрочности
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 прочностьамплитудных 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 покасательным напряжениям
nф = />
ф -1=142,158МПа–предел выносливости стали при симметричномцикле кручения,
k ф — эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
е ф – масштабный фактор, учитывающий размеры детали прикручении;
/>=0,6*/>+0,4=0,6*2,7+0,4=2,02
y/>=0,1– коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочностьамплитудных и средних напряжений цикла при кручении;
фa и фm – амплитудное и среднее напряжения цикла касательныхнапряжений,
Для от нулевого цикла фa = фm = />, где Wp– полярный моментсопротивления, 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
Толщинастенки 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.
Толщинаверхнего пояса (фланца) корпуса:
b=1.5 д, b =1,5*8= 12 мм,
Толщинанижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1=1,5 д1,
b1=1,5*8=12 мм,
Толщинанижнего пояса корпуса:
P=2.35*д=2.35*8=18.8 мм
Толщина ребероснования корпуса
m=0,9д=7,2 мм
толщина реберкрышки
m=0.9 д=7.2 мм
Диаметрфундаментальных болтов:
d1=0,036 aw +12, d1=0,036*125+12=16,5 мм,
послеокругления до ближайшего большего значения принимаем d1=16 мм.
Диаметрболтов:
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.
Расчетконических штифтов:
диаметр d= d3 d=12 мм
длина L = b+ b1 +5, l =12+12+5 = 29 мм
Высотабобышки под болт d2
hВ выбирают конструктивно,так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.
Смазываниезубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемое внутрькорпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
По таблицеустанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уHP=441 МПа, скорости V=2,8 м/с итемпературе около 500С – вязкость масла определяем равной 28*10-6 м2/с.
Принимаеммасло индустриальное И-30-А. (И-индустриальное, А – по эксплуатационным свойствам являетсямаслом без присадок, класс кинематической вязкости – 22).
Для контроля уровня масла используется фонарныймаслоуказатель. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемоепробкой с цилиндрической резьбой.
В крышкередуктора имеется люк. В крышке люка устанавливается отдушина, через которуювыходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Люк, закрываемыйкрышкой, используется для заливки масла и осмотра.
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательноочищают и покрывают малостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочнымчертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал одевают маслоотражательные кольца,и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100град. С.
в ведомый вал закладывают шпонку 16x10x52 мм инапрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорнуювтулку, маслоотражательные кольца и устанавливают конические роликоподшипники,предварительно нагретые в масле.
Далее быстроходный вал устанавливают в крышкукорпуса, тихоходный закладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса,покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Дляточной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют 2 коническихштифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Далее на валы одевают крышки подшипниковых узловс, предварительно установленными прокладками и манжетами (для сквозных крышек).
Закрепляют крышки болтами, проверяяповорачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должнысвободно поворачиваться).
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия спрокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрываютсмотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышкуболтами.
Собранныйредуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе,установленной техническими условиями.