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



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, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, Dm=125 мм > Dm1.

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;

H lim j предел контактной выносливости, SHj  коэффициент безопасности,

КHL - коэффициент долговечности;



КHLj =,



NHOj – базовое число 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 – 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.

Nj  суммарное число циклов нагружения, Nj = 60•nj•c•th;

с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

nj – частота вращения j-го колеса, n1= 968 об/мин, n2= 272,6 об/мин;

N1= 60•968•1•24528 = 1424586240=1,4•109,

N2= 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 H lim j и SHj найдем по табл. 5: Hlim1= 2 НВ1 + 70=2•262+70=594 МПа,

Hlim2= 2 НВ2 + 70=2•207+70=484 МПа, SH1= 1.1, SH2=1.1

Допускаемые контактные напряжения: HP1= 540 МПа, HP2=440 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

HP=0.45 (HP1+HP2)  1.23•HP2,

HP=0.45 (540+440)=441 МПа, =1.23•HP2=541.2 МПа.

Учитывая, что НР ≤ 1.23•HP2, окончательно принимаем HP=441 МПа.

Расчет допускаемых напряжений изгиба



,



где F lim j  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7),

F lim 1 =1.75•HB1=1.75•262 = 458.5 МПа, F 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 – базовое число циклов при изгибе; NFO = 106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= NУj 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,

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 приложения нагрузки для реверсивного привода, KFC1= 0.65, KFC2= 0.65.

Допускаемые напряжения изгиба: F P 1 = 175.309 МПа, F 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: bw2 = шba aw=0.4•125=50,

bw1 = bw2 +2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров 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 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 1 – 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= 11028’42’’. 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),

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 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



KHб =1+A•(nст-5)•К,



где А=0.15 для косозубых передач,

К- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2350, 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 колеса определяется по формуле



КНb = 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 КНb = 1.0067, коэффициент контактной нагрузки KH= 1.134. Расчетные контактные напряжения H =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, ZV1= 23.3746, ZV2= 80.7487,

YF1= 4.035, YF2=3.633

Y  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 = KFб KFв KFV.

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для КН. Для их определения используют следующие зависимости: KFб=1+A•(nст-5) для непрямозубых передач, KFв = 0.18+0.82 K, KFV = 1+1.5•(KHV-1) при НВ2 <350.

KFб = 1.45, KFв = 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, [Нм]

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 n  коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,



n = ,



-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;



-1 =0,43*В; В=570 МПа



-1=0,43*570=245,1 МПа

k  эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

 – масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;

=2,7 (по таблице)

= 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

=0,15 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при изгибе;

а – амплитуда цикла нормальных напряжений,



а =,



Wx –осевой момент сопротивления,

Wx=10,86*10-6,

а=41,268 МПа

m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений,



m = ,



A = 3,14*1,809*10-3 мм2 – площадь опасного сечения

m =  КПа = 0,27 МПа

n  коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



nф = 



ф -1=142,158 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,

k ф  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



=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

n=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 500С – 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.