Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

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.

 

 

Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

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.

 

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

 

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.

 

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

 

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

 

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_m1=20• = 20• =53,27 мм,

 

S_m2= 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_m1.

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_Hj - коэффициент безопасности,

К_HL - коэффициент долговечности;

 

К_HLj = ,

 

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

N_HO1= циклов, N_HO2 =  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_Sj - суммарное число циклов нагружения, N_Sj = 60•n_j•c•t_h;

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

n_j – частота вращения j-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_Hj 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_H1= 1.1, S_H2=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_F1= 1.7, S_F2=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_{Уj 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_FE1 = 1424586240•0.038 = 54134277,12; N_FE2 = 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_FC1= 0.65, K_FC2= 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_w2 = ш_ba a_w=0.4•125=50_,

b_w1 = b_w2 +2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69: b_w1 = 54 мм, b_w2 = 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 = 11⁰28’42’’. 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 u 4.5 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_f1 = 49.872 мм, d_f2 = 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.