В данной курсовой работе проектируется косозубый цилиндрический горизонтальный одноступенчатый редуктор.
Редуктором называют особый механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Он служит для передачи вращения от вала двигателя к валу исполнительного механизма. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором размещены элементы передачи: подшипники, валы, зубчатые колёса.
Требуемая мощность электродвигателя
Где P — Мощность на ведомом валу;
- ?0 — Общий КПД привода.
?0 = ?зп
- ?рп·?2пп·?м
где ?зп — КПД зубчатой передачи;
- ?рп — КПД ременной передачи;
- ?пп — КПД одной пары подшипников.
- КПД муфты.
0 = 0.98
- 0.96
- 0.992 0,99 =0.913
По требуемой мощности выбираем электродвигатель. Электродвигатель подбирается с ближайшей большей мощностью, а так же учитывая, что отношение синхронной частоты вращения электродвигателя к частоте вращения на ведомом валу не должна превышать 16.
Принимаю двигатель 132М6, мощностью 7.5 кВт и частотой вращения 1000 об/мин и коэффициентом скольжением S=3,2%.
Частота вращения вала электродвигателя(ведущий вал).
n1 = nс
- (1 -)=1000
- (1 — )= 968 об/мин
1.1 Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам
Передаточное число зубчатой передачи рекомендуется выбирать из диапазона 2,5<u<4. ГОСТ 2185-66 .
Принимаю передаточное число зубчатой передачи u =4 (номинальное передаточное число).
Тогда Передаточное число ременной передачи
Общее передаточное число привода: uоб = =
Частоты вращения валов (отсчет валов начинается с электродвигателя).
n1 = 968 об/мин
n2 = n1/ = 968/3.72=260.22 об/мин
n3 = n2/ = 260.22/4=65.05 об/мин
Мощности, передаваемые валами.
Р1 = Ртр = 7.12кВт
Р2 = Р1
- ?рп
- ?пп = 7.12
- 0.96
- 0,99 = 6.77кВт
Р3 = Р2
- ?рп
- ?пп·?м = 6.77
- 0,98
- 0,99·0,99 = 6.5 кВт
Моменты на валах
Тi = 9550·
Привод звена промышленного робота (колона)
... управляющего устройства. Передаточное устройство содержит механические передачи и соединительные муфты, необходимые для передачи вырабатываемой двигателем механической энергии исполнительному механизму. привод промышленный робот Преобразовательное устройство ... 13, удерживают шарниры плеча в любом положении без вращения роторов электродвигателей. Эти шарниры смонтированы на стойке 14, приваренной к ...
|
Номер вала № |
Частота вращения, об\мин |
Мощность,кВт |
Крутящий момент ,Нм |
|
|
1 |
n1=968 |
Р1=7.12 |
T1=70.24 |
|
|
2 |
n2=260.22 |
Р2=6.77 |
=248.46 |
|
|
3 |
n3=65.05 |
Р3=6.5 |
=954.27 |
|
2.1 Подбор материала
Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки Dm и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колесаSm . При передаточном числе зубчатой передачи .Для этого воспользуемся формулами
Dm = Km ·
где Т2 — крутящий момент на шестерне Н*м;
- U — передаточное число зубчатой передачи;
- km — коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой передачи km = 20).
Sm = 1.2
- (1 + U) ·
Dm = 20
- мм
Sm = 1.2
- (1+4)
— = 23.76мм
Ориентировочный диаметр заготовки зубчатого колеса:
Выбор стали изготовления для зубчатой передачи шестерни и колеса. , Сталь 45, термообработка — улучшение , Твердость поверхности зубьев: , Шестерня 269-302 HB , Колесо 235-262 HB , Определение средних значений твердости поверхности зуба
2.2 Расчет допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения: для их определения воспользуемся зависимостью. J=1-вал-шестерня,J=2- вал колесо.
?РНi =
Где ?Hlimj — предел контактной выносливости для j вала;
- KHLj — коэффициент долговечности;
- SHj — коэффициент безопасности.
?Hlim1 = 2НВ1+ 70 = 641 МПа
?Hlim2 = 2НВ2+70= 567 МПа
Коэффициенты определим из таблицы 2.1. для термообработки улучшение, нормализация они будут иметь значения:
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
- Где NHO — базовое число циклов напряжений;
- NHE — эквивалентное число циклов напряжений.
Базовые числа циклов при действии контактных напряжений.Базовое число циклов напряжений известно из характеристик материала NHO1 = 23.5·106, NHO2 = 16.8·106 (табл. 1.1) . Эквивалентное число циклов можно определить по формуле:
NHEi = µh
- N?
Где µh — коэффициент эквивалентности определяемый по режиму работы из таблицы 3.1 (для легкого µh = 0.125);
- N? — суммарное число циклов напряжений за весь срок службы.
N?i = 60
- n
- c
- th
Где n — частота вращения;
- с — число зацеплений за один оборот колеса.с=1;
- th — суммарное время работы передачи в часах.
th = 365
- L
- 24
- Kг
- Кс
- ПВ
где ПВ = 0.01ПВ% = 0.01
- 15 = 0.15 -относительная продолжительность включения.
L — срок службы 10 лет;
- Кг — Коэффициент использования привода в течение года. Кг =0,8
Кс-Коэффициент использования привода в течение суток. Кс=0,5
th = 365
- 10
- 24
- 0.8
- 0.5
- 0.15 = 5256 ч
N?1 = 60
- 968
- 1
- 5256 = 3.05*
NHE1 = 0.125
- = 38.13
NHE2= 0.125
- 7.62= 9.53
Поскольку
Примем
определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:
?НРmin=?HP2= 520.61МПа
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:
?HP = 0.45·(?НР1 + ?НР2)=496.5?НРmin
Где ?HP| = 1,23 ·1,23·520.61=640.35 МПа
2.3 Расчет допускаемых напряжений на изгиб
где ?Flim — предел изгибной выносливости зуба;
- SF- коэффициент безопасности;
- KFC — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
- KFL — коэффициент долговечности.
Предел изгибной выносливости зубьев:
Коэффициент безопасности при изгибе:
Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: коэффициент долговечности при изгибе:
- Где q — показатель степени кривой усталости табл. 3.1 (для термообработки нормализация улучшение q = 6);
- NFO — базовое число циклов при изгибе 4*106;
- NFE — эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.
Базовое число циклов при изгибе
Эквивалентное число циклов напряжения при изгибе , Поскольку , Определим допускаемые напряжения изгиба
2.4 Проектный расчет передачи
Расчет межосевого расстояния
Где Kа = 410 для косозубых передач;
- T2 — крутящий момент на шестерне Н*м;
- KН=1,2 — коэффициент контактной нагрузки;
- ?ba=0,4- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию примем по ГОСТ 2185-66.
Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 =180 мм.
Рекомендуемый диапазон выбора модуля:
m = (0.01…0.02)?w= (0.01…0.02)180= 1.8…3.6.
Из полученного диапазона принимаю стандартный модуль ГОСТ 9563-60 m=2мм
Суммарное число зубьев для косозубых передач определяется по формуле:
Делительный угол наклона зуба определяется по формуле:
Число зубьев шестерни определяют по формуле:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число определяется:
Значение uф не должен отличаться от номинального более чем на 2.5%. Проверим это: =
Ширина венца колеса определяется по формуле:
Принимаю bw2 = 75мм, а bw1 = bw2 +5= 78 мм. (ГОСТ 6636-69)
Диаметр делительных окружностей косозубых колес определяется:
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес.
Т.к. число зубьев шестерни то коэффициент смещения ==0
Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:
Назначим степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 nст = 8.
2.5 Проверочный расчет передачи
Проверка контактной прочности зубьев
- для косозубой передачи.
Коэффициент контактной нагрузки
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
Где — коэффициент учитывающий переработку зубьев
=0,002=0,208
=1+0,15(8-5)0,208=1,093
Для определения (коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы) вычислим коэффициент ширины венца по диаметру.
По значению определим методом линейной интерполяции
Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции
=1.093
Выполним расчет перегрузки
Проверка изгибной прочности зубьев
Напряжение изгиба в зубе шестерни
Коэффициент формы зуба при xj=0
Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Коэффициент нагрузки при изгибе
В результате получим
Тогда
Напряжение изгиба в зубьях колеса
2.6 Силы зацепления
- окружная сила
- распорная сила
- осевая сила
3. Конструирование зубчатого редуктора
3.1 Расчет тихоходного вала (ведомый)
Расчет вала начинают с определения диаметра выходного конца, на который крепится механизм передающий крутящий момент исполнительному механизму.
Расчет выходного вала определяется по формуле.
d1 =
где T1 — крутящий момент на тихоходном валу;
- [?] — пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.
d1 = мм
d2 = d1 +5 = 60 +5 = 65мм
d3= d2 +5 = 65 +5 =70 мм
d4 = d3 + 5 = 70+5 = 75 мм
d5 = d4 +5 =75 +5 =80 мм
Для тихоходного вала подберем подшипник из легкой серии : №214 с параметрами d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм, r = 2.5 мм,C0 =45кН, С=60.5 кН
Длину выходного конца вала примем :L=2d=260=120мм
3.2 Расчет быстроходного вала( ведущий)
Расчет выходного конца вала определяется по формуле.
d1 =
где T2 — крутящий момент на быстроходном валу;
- [?] — пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.
d1 = мм
d2 = d1 +5 = 40 + 5 = 45 мм
d3 =d2 +5= 50 мм
d4 = d5 +5 = 55 мм
d5 = d4 +5= 60мм
Для быстроходного вала подберем подшипник из легкой серии №210 с параметрами d=50 D =90 мм, В = 20мм, C0 =23.2кН, С=35.1 кН
Длина выходного конца вала рассчитывается по формуле:
L=2d=235=80 мм
Построение эпюр изгибающих моментов
На вал-шестерню: Fр=50…100=50=0.8 кН ;m=50.83 Нм
На вал-колес0 :Fм =50…100 =50=1.54кН ;m=53.25 Н
Тихоходный вал
Плоскость H-горизонтальная:
Проверка:FH=
Плоскость V-вертикальная:
Проверка:FV=-6.62-1.54+6.07-2.09=0
Построение эпюр:
MAH=0
MBH=0
MCслева=RBH
Mcсправа=RDH =0.9487.42 кН
MVB= — Fм
MVC= -FмBV
4. Быстроходный вал
Плоскость H-горизонтальная:
Проверка:FH=-2.46+0.91-1.55=0
Плоскость V- вертикальная:
=0
0
Проверка:FV ==-0.8+4.92-6.62+2.5=0
5. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности
5.1 Расчет подшипников на долговечность на вал-шестерне
Суммарные реакции:
R1=
R2=
Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.
P= KбKТ (XVR+YPа )
R-суммарная реакция.
Pа ==1.42 кН
V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Kб = 1,3 — коэффициент безопасности (табл.1,6)
KТ=1-температурный коэффициент.
X=0,56 -коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.
е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 ?0,19
0,26?0,19 -выполняется
При выполнении этого условия e ?0,19 ,Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле
Y===1,69
Отношение:
=0.28
> e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.
выбираем максимальное значение R=5,16кН
Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :
P= KбKТ (XVR+YPа )=1,31(10,565.16+1,691.42)=6.88кН
C=35.1кН — статическая грузоподъемность подшипника.
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:
Lh==8504.8 ч
Эквивалентная долговечность подшипника Lэкв ==68038.4 ч > 12500 ч.
5.2 Расчет подшипников на долговечность на вал-колесе
Суммарные реакции:
R3=
R4=
Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.
P= KбKТ (XVR+YPа )
R-суммарная реакция.
Pа ==1.42 кН
V — коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.
Kб = 1,3 — коэффициент безопасности (табл.1,6)
KТ=1-температурный коэффициент.
X=0,56 — коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.
е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 =0.226 ?0,19
0,226?0,19 -выполняется
При выполнении этого условия e?0,19 , Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле
Y= ==1.91
Отношение:
=0.233
>e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.
Выбираем максимальное значение R=6.26Кн
Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :
P= KбKТ (XVR+YPа )=1,3(0,566.26+1.911.42)=8.08кН
Долговечность подшипников в оборотах:
C=60.5кН — статическая грузоподъемность подшипника.
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:
Lh==107638.45 ч
Эквивалентная долговечность подшипника
Lэкв ==861107.6 ч > 12500 ч.
6. Расчет шпонки
6.1 Шпонка на колесе
Шпонки призматические ГОСТ 23360-78, (табл. 1.8)
Диаметр участка вала d= 75 мм,
b = 22 мм, h = 14 мм — сечения шпонки
Длина шпонки l = 70 мм,
Крутящий момент на валу Т3= 988.46 Нм,
Рабочая длина шпонки lр=l-b= 70-22=48 мм,
Глубина шпоночного паза на валу t1= 7.5 мм,
Проверочный расчет шпонки: сигма смятия
см=?[см]
где Т — крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н
- м;
- h — высота шпонки;
- tl — глубина паза на валу;
- lр- рабочая длина шпонки.
см= =109.83 МПа <= 120 МПа;
[см]=120 МПа — для стальных ступиц для реверсивного привода
7. Расчет валов
7.1 Расчет тихоходного вала на статическую прочность
Сечение С
Осевой момент сопротивления:
Wx = = =41396.48мм3
Момент сопротивления полярный:
Wp = ==82792.97 мм3
Напряжения изгиба:
?и== ==3.62МПа
Напряжение кручения:
?к===9.84 МПа
Касательные напряжения
[?]== = 375 МПа
где -предел текучести для Сталь 45 S-коэффициент предела прочности
?экв== = 17.14 МПа?[?]=375 МПа
7.2 Расчет на усталостную прочность (сечение под подшипником)
Сечение В
M=0,23кН*м
Т3=957.24Н*м
Fa=1.42 кН
dп=70мм
Wx = ==33656.88мм3
Wp= = = 67313.75мм3
А===3846.5мм2- Площадь сечения под подшипником
?а= ==6.83 МПа
?m== =0.4 МПа
?a= ?m ===7.34 МПа
Пределы выносливости углеродистой стали при симметричном цикле ? -1 =0,43 ?b= 0,43890=382,7 МПа?-1= 0,58 ? -1 =0,58382,7=222 МПа
=4,76 по методу линейной интерполяции
= 0,6 +0,4 =0,64,76+0,4=3,26
KF=1,2 коэффициент влияния шероховатости поверхности
Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,01890) = 0,198
??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099
Kv=1коэффициент упрочнения
Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
K?D= (KF-1)/ Kv= (4,76+1,2-1)/1=4,96
K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,26+1,2-1)/1=3,46
Коэффициенты запаса прочности
S?===11.25
== =8.5
S===6.78>[S]=2
Усталостная прочность вала в сечении под подшипником обеспечена.
7.3 Расчет вала на усталостную прочность в сечении под колесом. dk=80 мм
Сечение С
dк=75мм
М=0,15кНм
Т3= 954.27Нм
Fa=1.42кН
Осевой момент сопротивления:
Wx = — = 36384.6мм3
Момент сопротивления полярный:
Wp = =77781.09мм3
А = =4859 мм2
?а= ==4.12 МПа
?m== =0.29 МПа
?a= ?m ===6.13 МПа
? -1 =0,43 ?b= 0,43*890=382,7 МПа
?-1= 0,58 ? -1 =0,58*382,7=222 МПа
=2,08
??=1,68/dk0,19= 1,68/800.19=0,73
??=1,63/ dk0,22 =1,63/800,22=0,62
K?/??=2,19/0,73=3
K?/??=2,03/0,62=3,35
KF=1,33
?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,01890) = 0,198
??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099
Kv=1
K?D= (KF-1)/ Kv= (3+1,33-1)/1=3,33
K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,35+1,33-1)/1=3,68
S?=== 27.73
== = 9.58
S==9.06> [S]=2
Усталостная прочность вала в сечении под колесом обеспечена.
Заключение
Выполнив данный курсовой проект, я закрепил навыки черчения, ознакомился с основными методиками, справочными данными и примерами расчетов механических передач. Узнал основные узлы одноступенчатого косозубого цилиндрического горизонтального редуктора.
Закрепил умение пользоваться справочной литературой, работу с таблицами.
