Курсовая работа: Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
Название: Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа |
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 привода1.1 Требуемая мощность электродвигателяPтр =, 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 электродвигателяМарка 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 валовВала 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 числаРедуктора 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 валахВал 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 валаРасчет 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 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. |