Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором

Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, его структура и сферы практического применения. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет передач редуктора.

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 = K K 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

R =81,63 Н

R =2477,4 Н

Вертикальная плоскость

R =72,18 Н

R =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.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ