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

P_тр =,

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 = з_ред* з_ц.п.

з_зп – кпд зубчатой передачи, з_зп =0,98;

з_пк – кпд пары подшипников качения, з_пк =0,99;

з_ц.п = кпд цепной передачи з_ц.п. =0,92

з_ред = з_{з. п. *} з_п.к. ² =0,98*0,99² =0,96

з₀ =0,96*0,92=0,88

P_тр = =6,8 кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

Марка электродвигателя 132M6

Мощность P_э =7,5 кВт.

Синхронная частота n_c = 1000 об/мин.

Скольжение S=3,2%.

Диаметр вала электродвигателя d_э =32 мм.

Расчет привода выполнен по кинематической схеме привода

1.3 Частоты вращения валов

Вала электродвигателя n_э = n_c •(1 – (0.01•S)) =1000*(1 – (0,01*3,2))=968 об/мин.

Валов редуктора: быстроходного n_б =968 об/мин;

тихоходного n_т = n_б / U_ред. =968/3,55=272,6 об/мин.

Вала исполнительного механизма (расчетная) n_к = n_т /U_ц.п. =272,6/2,5=109,07 об/мин.

1.4 Передаточные числа

Редуктора U_p =n_б /n_т =968/272,6=3,55

Передач:

U_З.П. =3,2; U_Ц.П. =2,5; U_{ПРИВОДА} =8,06

U_{З.П.(ТАБЛ.)} =3,55

1.5 Крутящие моменты на валах

Вал электродвигателя T_э =9550*6,8/968=67,09 Н•М.

Валы редуктора: быстроходный T_б =9550*6,8/968=67,09 Н•М,

тихоходный T_т = 9550*6,5/272,6=227,7 Н•М.

Вал исполнительного механизма T_к =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

D_{m 1} =20•= 20•=53,27 мм,

S_{m 2} = 1.2•= 1.2••= 14.54 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен d_к = u•D_m1 = 3,55•53.27=189,1 мм.

Выбираем для шестерни Сталь 45, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, D_m =125 мм > D_{m 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;

s_{H lim j} -предел контактной выносливости, S_{H j} - коэффициент безопасности,

К_HL - коэффициент долговечности;

К_HLj =,

N_HOj – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4),

N_{HO 1} = циклов, N_{HO 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

t_h – суммарное время работы передачи в часах;

t_h = L•365•24•K_г •К_с •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, t_h = 24528 ч.

N_{S j} - суммарное число циклов нагружения, N_{S j} = 60•n_j •c•t_{h ;}

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

n_j – частота вращенияj-го колеса, n₁ = 968 об/мин, n₂ = 272,6 об/мин;

N_S1 = 60•968•1•24528 = 1424586240=1,4•10⁹ ,

N_S2 = 60•272,6•1•24528 = 401179968 =0.4•10⁹

N_HEj – эквивалентное число циклов контактных напряжений;

N_{HE j} = N_{Уj h;} N_HE1 =178073280 =0,18•10⁹ , N_HE2 = 50147496 =0.05•10⁹

Коэффициенты долговечности: К_HL1 = 1, К_HL2 = 1.

Значения s_{H lim j} и S_{H j} найдем по табл. 5: s_Hlim1 = 2 НВ₁ + 70=2•262+70=594 МПа,

s_Hlim2 = 2 НВ₂ + 70=2•207+70=484 МПа, S_{H 1} = 1.1, S_{H 2} =1.1

Допускаемые контактные напряжения: s_HP1 = 540 МПа, s_HP2 =440 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

s_HP =0.45 (s_HP1 +s_HP2 ) 1.23•s_HP2 ,

s_HP =0.45 (540+440)=441 МПа, s=1.23•s_HP2 =541.2 МПа.

Учитывая, что s_НР ≤ 1.23•s_HP2 , окончательно принимаем s_HP =441 МПа.

Расчет допускаемых напряжений изгиба

,

где s_{F lim j} - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7),

s_{F lim 1} =1.75•HB₁ =1.75•262 = 458.5 МПа, s_{F lim 2} = 1.75•207 = 362.25 МПа.

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7): S_{F 1} = 1.7, S_{F 2} =1.7

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

К_FLj =,

q_j – показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 6);

N_FO – базовое число циклов при изгибе; N_FO = 10⁶ .

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j} = N_{У 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,

N_{FE 1} = 1424586240•0.038 = 54134277,12; N_{FE 2} = 401179968•0.038 = 15244838,78

Поскольку N_FE > N_FO , принимаем

К_FL1 = 1, К_FL2 = 1;

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода, K_{FC 1} = 0.65, K_{FC 2} = 0.65.

Допускаемые напряжения изгиба: s_{F P 1} = 175.309 МПа, s_{F P 2} = 138.507 МПа.

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_w = K_a •(u + 1) ,

редуктор передача электродвигатель агрегат

где K_a – коэффициент вида передачи, K_a = 410 для косозубых передач,

ш_ba – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда по ГОСТ 2185–66 с учетом расположения опор относительно зубчатого венца ш_ba = 0.4,

К_Н - коэффициент контактной нагрузки, принимаем на этапе проектного расчета К_Н =1.2.

Расчетное межосевое расстояние a_w = 123.69 мм. Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения (табл. 2): a_w =125 мм.

Находим ширину колеса и шестерни по формулам: b_{w 2} = ш_ba a_w =0.4•125=50_,

b_{w 1} = b_{w 2} +2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69: b_{w 1} = 54 мм, b_{w 2} = 50 мм.

Модуль выбираем из диапазона m=(0.01…0.02)•a_w =(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 m_n =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: Z_У = 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-Z_{1, ;}

Z₁ = 22, Z₂ = 76, U_ф = 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 d_j =,

d₁ = 56,122 мм, d₂ = 193.8778 мм.

Окружности впадин зубьев: d_fj = d_j - (1.25 – x_j ),

d_{f 1} = 49.872 мм, d_{f 2} = 187.6268 мм.

Окружности вершин зубьев:

d_a1 = 2• a_w – d_f2 – 0.5•m = 61.1232 мм,

d_a2 = 2• a_w – d_f1 – 0.5•m = 198.878 мм.

Окружная скорость в зацеплении V= = 2.845 м/с. Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст =8 (табл. 8), учитывая, что n_ст =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.

K_H - коэффициент контактной нагрузки, K_H = K_Hб K_Hв K_HV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен

K_{H б} =1+A•(n_ст -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, K_{H б} = 1.086

Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: К_{Н V} =1.037

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колесаопределяется по формуле

К_{Н 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 К_{Н b} = 1.0067, коэффициент контактной нагрузки K_H = 1.134. Расчетные контактные напряжения s_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 Y_Fj - коэффициенты формы зуба, определяются по формуле

Y_Fj =3.47++0.092•,

здесь Z_Vj = – эквивалентное число зубьев, Z_{V 1} = 23.3746, Z_{V 2} = 80.7487,

Y_{F 1} = 4.035, Y_{F 2} =3.633

Y_b - 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 К_F определяем по формуле K_F = K_{F б} K_{F в} K_{FV .}

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для К_Н . Для их определения используют следующие зависимости: K_{F б} =1+A•(n_ст -5) для непрямозубых передач, K_{F в} = 0.18+0.82 K, K_FV = 1+1.5•(K_HV -1) при НВ₂ <350.

K_{F б} = 1.45, K_{F в} = 1.028, K_FV = 1.056, K_F = 1.574.

Расчетные напряжения изгиба

< ,

< .

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

4. Определение сил в зацеплении

Окружная сила: , F_t = = 2390.86 Н.

Радиальная сила: , F_r =2390.86•= 887.96 Н.

Осевая сила: F_a =F_{t ,} F_a = 2390,86•tg=485.48 Н.

4.1 Суммарное время работы передачи

t_h = 0.01•L•365•24•K_г •К_с •ПВ;

K_г – коэффициент использования передачи в течение года;

K_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;

К_г =0,5, К_с =0,8, L=10 г., ПВ=70%,

t_h = 24528 ч.

4.2 Эквивалентный срок службы передачи

t_hE =K_E •t_h ,

где K_E – коэффициент приведения режима нагружения,

K_E =0,125,

t_hE =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

U_ф == 2,5.

4.6 Коэффициент эксплуатации

K_э =K_д •K_н •K_р •K_с ,

где K_д – коэффициент динамичности нагрузки, K_д =1 (т. к. спокойная);

K_н – коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонту,

K_н = 1 (т.к. наклон меньше 60 град);

K_р – коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи,

K_р =1,25 т.к. периодический;

K_с – коэффициент, учитывающий способ смазки передачи,

K_с = 1,4 (т.к. при периодической смазке K_с =(1,3……1,4));

K_э =1*1*1,25*1,4=1,75.

4.7 Выбор цепи

Расчетное значение шага цепи

t_p =, t_p = =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 q_m =1,9 кг/м,

диаметр ролика D_p =11,91 мм,

расстояние между внутренними пластинами B_BH =12,7 мм.

4.8 Число звеньев цепи

L_t =2•A_t +0.5•(Z₁ +Z₂ )+=2*40+0,5*(24+60)+=122,8

Приняли после округления L_t =123.

4.9 Длина цепи

L=t•L_t =19,05*123=2343 мм.

4.10 Межосевое расстояние

a=0.25•t•[Y+,

где Y=L_t -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

d_j =, d₁ ==145,9 мм, d₂ = =364 мм.

4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки

n_max =,

где W – геометрическая характеристика цепи, W=,

W= = 1,99,

- коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,

=sin= sin =0,71

n_max = =1088,8 об/мин. (n₁ < n_max ; 272,6 < 1088,8)

4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи

[p]=, [p]= =75,78 МПа.

4.14 Окружное усилие в цепи

F_t ===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 в =48 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г =81,63 Н

R_2Г =2477,4 Н

Вертикальная плоскость

R_1В =72,18 Н

R_2В =815,77 Н

Радиальные опорные реакции:

R₁ == 8164,02 Н

R₂ == 2608,25 Н

Моменты в опасном сечении

M_Г = 448174,4 Н – изгибающий момент в горизонтальной плоскости;

M_B = 0 – изгибающий момент в вертикальной плоскости;

M===448174,4 Н*мм

где M– суммарный изгибающий момент.

Осевая сила в опасном сечении F_a =485,48 Н

Коэффициенты запаса прочности

n =,

где n_s - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

n_s = ,

s_-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

s_-1 =0,43*s_В; s_В =570 МПа

s_-1 =0,43*570=245,1 МПа

k_s - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

e_s – масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;

=2,7 (по таблице)

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

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

s_а – амплитуда цикла нормальных напряжений,

s_а =,

W_x –осевой момент сопротивления,

W_x =10,86*10^-6 ,

s_а =41,268 МПа

s_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

s_m = ,

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

s_m =КПа = 0,27 МПа

n_t - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n_ф =

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

y=0,1 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при кручении;

ф_a и ф_m – амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений,

Для от нулевого цикла ф_a = ф_m = , где W_p – полярный момент сопротивления, W_p =2* W_x =2*10,86*10^-6 =21,72*10^-6

ф_a = 5,24 МПа

n_s =2,31;n_ф =13,43

Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

n=2,28 >2

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

д = 0,025*a_w +1=0.025*125+1=4,125 => д = 8 мм.

д₁ = 0.02*a_w +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 д_1,

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 a_w +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

h_В 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 у_HP =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.