|
Курсовая работа: Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редукторомКурсовая работа: Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редукторомКурсовой 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 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; sH 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. NSj - суммарное число циклов нагружения, NSj = 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; 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 SHj найдем по табл. 5: sHlim1= 2 НВ1 + 70=2•262+70=594 МПа, sHlim2= 2 НВ2 + 70=2•207+70=484 МПа, SH1= 1.1, SH2=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): 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: 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: 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 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= 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 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, ZV1= 23.3746, ZV2= 80.7487, YF1= 4.035, YF2=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 = 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 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 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 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, 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; 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 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. |
НОВОСТИ |
ВХОД |
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, рефераты на тему, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |