Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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. 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
= 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 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. 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 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• Sm
2
= 1.2• 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, 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
= Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений – Режим нагружения, 4 – легкий 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
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
) sHP
=0.45 (540+440)=441 МПа, s 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
= NFEj
– эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE
j
= NУ
j
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба – 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 Суммарное число зубьев получим округлением Z Для косозубых и шевронных передач определяем делительный угол наклона зуба по формуле Z1
= 22, Z2
= 76, Uф
= 3,46. Если Z1
> 17, то принимают коэффициенты смещения x1
=0, x2
=0, суммарный x При u Определение диаметров окружностей зубчатых колес. Делительные окружности косозубых колес dj
= d1
= 56,122 мм, d2
= 193.8778 мм. Окружности впадин зубьев: dfj
= dj
- 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= 3. Проверочный расчет передачи
Проверка на выносливость по контактным напряжениям Определим контактные напряжения по формуле где Z 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 К В результате расчета получим: К 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 где K В таблице значение K 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+ здесь ZVj
= YF
1
= 4.035, YF
2
=3.633 Yb
- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность, Y Коэффициент торцевого перекрытия 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 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: Радиальная сила: Осевая сила: Fa
=Ft 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
= 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
= 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
)+ 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+ 4.11 Диаметры делительных окружностей звездочек
dj
= 4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки
nmax
= где W – геометрическая характеристика цепи, W= W= nmax
= 4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи
[p]= 4.14 Окружное усилие в цепи
Ft
= Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ d= Т – крутящий момент на валу, [Н×м] Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d= 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
= R2
= Моменты в опасном сечении MГ
= 448174,4 Н – изгибающий момент в горизонтальной плоскости; MB
= 0 – изгибающий момент в вертикальной плоскости; M где M 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; 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
= sа
= sm
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений, sm
= A = 3,14* sm
= 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; y фa
и фm
– амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений, Для от нулевого цикла фa
= фm
= фa
= ns
= Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении n= 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.
|