Реферат: Проектирование привода силовой установки
Владимирский государственныйуниверситет
Кафедра теоретическойи прикладной механики
КУРСОВОЙ ПРОЕКТПО ДЕТАЛЯМ МАШИН
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДАСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ
Задание на курсовойпроект
Спроектировать приводсиловой установки.
Кинематическая схемапривода.
/>
Мощность на выходномвалу: Р3 = 4,8 кВт.
Число оборотов выходноговала: n3 = 150 мин-1.
Срок службы: L<sub/>= 4 года.
Коэффициент нагрузки всутки: kс = 0,66
Коэффициент нагрузки вгоду: kг = 0,7
Режим работы:реверсивный.
Нагрузка: постоянная.
Содержание
Задание на курсовую работу
Содержание
1. Кинематические расчеты
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням
1.3 Скорости вращения валов
1.4 Вращающие моменты на валах
2. Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес
2.1 Назначение материалов и термообработки
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба
3. Проектный расчет зубчатой передачи
4. Расчет размеров корпуса редуктора
5. Проектный расчет валов
5.1 Тихоходный вал
5.2 Быстроходный вал
5.3 Назначение подшипников валов
6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)
7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала
8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
9. Выбор и расчет количества масла
10. Сборка редуктора
Список использованной литературы
1. Кинематическиерасчеты
1.1 Выбор электродвигателя
Общий КПД двигателя:
η = ηз.п. · ηрем · ηп2
ηз.п. = 0,97…0,98; принимаем ηз.п. = 0,98 – КПД зубчатой цилиндрическойпередачи;
ηрем = 0,9…0,95; принимаем ηрем = 0,9 – КПД клиноременной передачи;
ηп = 0,98…0,99; принимаем ηп = 0,98 – КПД пары подшипников качения.
η = 0,98 · 0,9 · 0,982 =0,85
Требуемая мощностьдвигателя:
Ртр = Р3/η = 4,8 / 0,85 = 5,65 кВт = 5650 Вт
Передаточное числопривода:
U = Uз.п. · Uрем
Принимаем: Uз.п. = 5 — передаточное число зубчатойцилиндрической передачи;
Uрем = 2 — передаточное числоклиноременной передачи.
U = 5 · 2 = 10
Номинальное числооборотов двигателя:
nдв = n2 · U =150 · 10 = 1500 об/мин; n2 = n3
С учетом Ртр иnдв принимаем 3-хфазный асинхронныйдвигатель типа: 4А132S4
Pном = 7,5 кВт; L1 = 80 мм.
nном = 1455 об/мин; d1 = 38 мм.
1.2 Передаточноеотношение и разбивка его по ступеням
Фактические передаточныечисла привода:
Uф = nном / n2 = 1455 / 150 = 9,7
Uз.п. = 5
Uрем = Uф / Uз.п.= 9,7 / 5 = 1,94
1.3 Вращающие моменты навалах
Вал двигателя.
Рдв = 7,5 кВт;
nдв = nном = 1455 об/мин;
Тдв = Ртр/ ωдв = 5650 / 152,3 = 37,10 Н·м;
ωдв = πnдв / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3рад/с.
Быстроходный валредуктора.
n1 = nдв / Uрем = 1455 / 1,94 = 750 об/мин;
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78,5 рад/с;
Т1 = Тдв· Uрем · ηрем · ηп = 37,10 · 1,94 · 0,9 · 0,98 = 63,48 Н·м.
Тихоходный вал редуктора.
n2 = n1 / Uз.п = 750 / 5 = 150 об/мин;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 150 / 30 = 15,7 рад/с;
Т2= Т1· Uз.п · ηз.п. · ηп = 63,48 · 5 · 0,98 · 0,98 = 304,83 Н·м.
2. Материалы идопускаемые напряжения зубчатых колес
2.1 Назначение материалови термообработки
Принимаем дляцилиндрической передачи марку стали и термообработку:
— для шестерни – сталь35Х, нормализация, твердость 280…300 HВ1;
— для колеса – сталь 35Х,улучшение, твердость 260…280 HВ2.
Средняя твердость зубьевшестерни:
НВСР1 =(280+300)/2 = 290;
Средняя твердость зубьевколеса:
НВСР2 =(260+280)/2 = 270.
2.2 Расчет допускаемыхконтактных напряжений
Действительное числоциклов нагружений зуба:
NН1 = L · 365 ·24 · n1 ·60 · kc · kг · С1 = 4 · 365 ·24 · 750 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =
= 364,2 · 107циклов;
NН2 = L · 365 ·24 · n2 ·60 · kc · kг · С2 = 4 · 365 ·24 · 150 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =
= 14,6 · 107циклов;
L = 4 года – срок службы, kс = 0,66 — коэффициент нагрузки в сутки,
kг = 0,7 — коэффициент нагрузки в году,
С1 = Uз.п. = 5, С2 = 1 – числозацеплений зуба за один оборот колеса.
NHO = (3…4) · 107 = 3 · 107циклов – базовое число циклов.
Коэффициент долговечностиКНL:
КНL1 = /> = /> = 0,56; КНL2 = /> = /> = 0,82
Принимаем: КНL = 1.
SH = 1,2…1,3 – коэффициент безопасностипри объемной обработке.
Принимаем: SH = 1,2.
Определим предельныеконтактные напряжения:
[σ]Hlim1= (1,8…2,1) НВСР1 + 70 = 2 НВСР1 + 70 = 2 · 290 + 70 =650 МПа;
[σ]Hlim2= (1,8…2,1) НВСР2 + 70 = 2 НВСР2 + 70 = 2 · 270 + 70 =610 МПа.
Определим допускаемыеконтактные напряжения:
[σ]H1 = /> КНL = 650/1,2 = 542 МПа;
[σ]H2 = /> КНL = 610/1,2 = 508 МПа;
Используем прочность посреднему допускаемому напряжению:
[σ]H= 0,5([σ]H1 + ([σ]H2) = 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.
2.3 Расчет допускаемыхнапряжений изгиба
Действительное числоциклов при изгибе:
NF1 = NН1 = 364,2 · 107 циклов;
NF2 = NН2 = 14,6 · 107 циклов;
NFO = 4 · 106 циклов –базовое число циклов при изгибе.
Коэффициент долговечностиКFL:
КFL1 = /> = /> = 0,57; КFL2 = /> = /> = 0,85
Принимаем: КFL = 1.
SF = 1,7 – коэффициент безопасности приизгибе.
КFс = 1- коэффициент реверсивности.
Определим предельныенапряжения при изгибе:
[σ]Flim1= 2 НВСР1 = 2 · 290 = 580 МПа;
[σ]Flim2= 2 НВСР2 = 2 · 270 = 540 МПа.
Определим допускаемыенапряжения при изгибе:
[σ]F1 = /> КFL КFс = 580/1,7 = 341 МПа;
[σ]F2 = /> КFL КFс = 540/1,7 = 318 МПа.
Принимаем наименьшее:
[σ]F<sub/>=318 МПа.
3. Проектный расчетзубчатой передачи
Uз.п. = 5
Межосевое расстояние:
αω =Кα(Uз.п. + 1) /> = 430 · (5 + 1) /> = 133,4 мм.
Кα = 430– для шевронной передачи [3].
Ψba = 0,4-0,5 – при симметричномрасположении колес, берем: Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (Uз.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2
По Ψbd = 1,2 и соотношений твердостиматериалов колеса и шестерни принимаем: КНβ = 1,24.
Принимаем αω= 125 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω= 1,25 – 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω= 0,4 · 125 = 50 мм
b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм – ширина шестерни.
Минимальный угол наклоназубьев:
βmin = arcsin/> = arcsin/> = 8,05°
При β = βmin сумма чисел зубьев zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77
Округляем до целого: zc = 123
Угол наклона зубьев:
β = arccos/> = arccos/> = 10,26°,
при нем zc = (2 · 125/2)cos 10,26° = 123
Число зубьев шестерни:
z1 = zc / (Uз.п. + 1) = 123 / (5 + 1) ≈ 21
z2 = 123 – 21 = 102 – колеса.
Передаточное число:
Uф = 102 / 21 = 4,9, отклонение ΔU = 0,02U — допустимо.
Диаметры делительныхокружностей:
d1 = m z1 /cos β= 2 · 21 / cos 10,26° = 43 мм – шестерни;
d2 = m z2 /cos β= 2 · 102 / cos 10,26° = 207 мм – колеса.
Торцевой (окружной)модуль:
mt = m /cos β = 2 / cos 10,26° = 2,033
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2m = 43+ 2 · 2 = 47 мм;
dа2 = d2 + 2m =207 + 2 · 2 = 211 мм.
Проверочный расчет.
Проверка контактныхнапряжений.
σН = ZE ZH Zε/>
Коэффициент жесткостиматериала:
ZE = />;Вi = Ei / (1 – μi2).
У колес из стали 35Х:
Е = Е1 = Е2= 210 ГПа; μ1 = μ2 = 0,3.
ZE = />=/>= />= 5,78 · 104
Коэффициент формы зуба:
ZН = />/>; tg αt = tg 20º / cosβ = tg 20º / cos 10,26° = 0,37
αt= 20,3º, β0= arcsin (sin β · cos 20º) = arcsin(sin 10,26° · cos 20º) = 9,63º
ZН = />/>= 2,45
Коэффициент полной длинылинии контакта всех зубьев в зацеплении.
εβ =b2 tgβ / π mt = b2 tgβcosβ / π m = 50 · tg10,26°· cos10,26° / 3,14 · 2 = 1,42 >1
Zε = />=/> = 0,77
εα =(1,88 – 3,2 />) cosβ = (1,88 – 3,2 />) cos10,26°= 1,69
Окружная сила:
Ft = 2Т2 / d2 = 2 · 304,83 / 207 · 10-3 = 2945 H
Коэффициент внешней силы:
КН = КНβ· КНV · КНα
После уточнения: КНβ= 1,14
КНV = 1 + δН q0Vt/>/> = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,6/>/>=1
δН =0,04; q0= 4,7;
окружная скорость:
Vt = d2 ω2 / 2 = 207 · 10-3 · 15,7 /2 = 1,6 м/с
КНα = КНα(Vt; степень точности); КНα= 1,04
КН = 1,14 · 1· 1,04 = 1,19
σН = 5,78 · 104 · 2,45 · 0,77/> = 169,5 МПа < 525 МПа =[σ]H
Проверка напряженияизгиба.
σF = />YFS2 Yβ Yε
Коэффициент внешней силы:
КF = КFβ · KFV · KFα = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18
КFβ = 1,13
KFV = 1 + δF q0Vt/>/> = 1 + 0,16 · 4,7 · 1,6/>/>=1
δF = 0,16
KFα = КНα = 1,04
Коэффициент формы(жесткости зуба на изгиб):
YFS2 = YFS2(ZV1, χ)
Эквивалентное числозубьев:
ZV1= Z1 / cos3 β = 21 / cos3 10,26° = 22
YFS2 = 3,6
Коэффициент угла наклонаоси зуба:
Yβ = 1 – β / 140 = 1 – 10,26 / 140 = 0,927
Коэффициент перекрытиязацепления:
Yε = 1 / εα = 1 /1,69 = 0,6
σF = />3,6· 0,927 · 0,6 = 69,6 МПа < 318 МПа = [σ]F
4. Расчет размеровкорпуса редуктора
Принимаем корпуспрямоугольной формы, с гладкими наружными обечайками без выступающихконструктивных элементов [1].
Материал корпуса – серыйчугун СЧ-15.
Толщина стенок:
δ = 1,12/> = 1,12 · /> = 4,68 мм.
Принимаем: δ = δ1= 8 мм
Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм
Толщина бобышки крепленияна раму:
p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм
Диаметры болтов:
d1 = 0,03αω + 12 = 0,03 · 125 + 12= 15,8 мм – М16
d2 = 0,75d1 = 0,75 · 16 = 12 мм – М12
d3 = 0,6d1 = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10
d4 = 0,5d1 = 0,5 · 16 = 8 мм – М8
Конструктивно принимаемразъемный корпус, состоящий из крышки и основания, соединенный стяжнымиболтами.
5. Проектный расчет валов
В качестве материалавалов используем сталь 45.
Допускаемое напряжение накручение:
-для быстроходного вала [τ]б = 12 МПа;
-для тихоходного вала [τ]т = 20 МПа
5.1 Тихоходный вал
Проектный расчеттихоходного вала. Диаметр выходной:
dт = /> = /> = 42,4 мм, принимаем dТ = 45 мм.
Диаметр под подшипникипринимаем dбп = 55 мм.
5.2 Быстроходный вал
Диаметр выходной:
dб = /> = /> = 29,8 мм, принимаем dб = 30 мм.
Диаметр под подшипникипринимаем dбп = 35 мм.
5.3 Назначениеподшипников валов
Тихоходный вал. Предварительновыбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 311 по ГОСТ 8338-75. Егоразмеры: d = 55 мм, D = 120 мм, b = 29 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 71,5 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 41,5 кН.
Быстроходный вал.
Предварительно выбираемподшипник шариковый радиальный однорядный 307 по ГОСТ 8338-75. Его размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, b = 21 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 33,2 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 18 кН.
Проводим эскизнуюкомпоновку редуктора по рекомендациям [1], (см. приложение).
6. Уточненный расчетвалов (тихоходный вал)
Размеры вала принимаем изэскизной компоновки.
Силы действующие на вал.
Окружная сила:
Ft = 2Т2 / d2 = 2 · 304,83 / 207 · 10-3 = 2945 H
Радиальная сила:
Fr= Ft · tgα / cos β = 2945 · tg 20°/ cos10,26° = 1089 H
Так как передачашевронная, то осевые нагрузки отсутствуют.
Усилие от муфты:
FM = 125/> = 125/> = 2182 H
Определение реакцийподшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 1).
В вертикальной плоскости:
ΣМА = 0 =-1089 · 0,060 + RBZ ·0,120;
RBZ = (1089 · 0,060) / 0,120 = 544,5 H;
ΣМВ = 0 =1089 · 0,060 – RАZ · 0,120;
RАZ = (1089 · 0,060) / 0,120 = 544,5 H;
Проверка: ΣZ = 0; 544,5 + 544,5 – 1089 = 0
В горизонтальной плоскости:
ΣМА = 0 =2945 · 0,060 + RBХ · 0,120 – 2182 · 0,203;
RBХ = (2182 · 0,203 — 2945 · 0,060) / 0,120 = 2219 H;
ΣМВ = 0 =- 2182 · 0,083 — 2945 · 0,060 + RАХ · 0,120;
RАХ = (2182 · 0,083 + 2945 · 0,060) /0,120 = 2982 H;
Проверка
ΣХ = 0; — 2982 +2945 + 2219 – 2182 = 0
RA = /> = /> = 3031 H
RB = /> = /> = 2285 H
Rmax = RA = 3031 Н
Опасное сечение I – I.
Материал вала – сталь 45,
НВ = 240, σв= 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.
σа = σu = Муmax / 0,1d3 = 181,1 / 0,1 · 0,0553 = 10,9 МПа
τа = τк/2 = T2 / 2 · 0,2d3 = 304,83 /0,4 · 0,0553 = 4,6 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 [2]; KFσ = KFτ = 1 [2]; KV = 1 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1/ KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ-1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа= 94,7 / 10,9 = 8,7; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 4,6 =19,8
S = Sσ Sτ / /> = 8,7 · 19,8 / /> = 8,0 > [S] = 2,5
Прочность валаобеспечена.
/>
Рис. 1
7. Уточненный расчетподшипников тихоходного вала
Подшипник шариковыйрадиальный однорядный 311 ГОСТ 8338-75.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 71,5 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 41,5 кН.
Так как осеваясоставляющая реакции опоры FA = 0, эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
RЕ = V · Fr · Kδ · Kт, где:
V = 1 – так как вращается внутреннеекольцо;
Kδ = 1,1 – считаем нагрузку спокойной;
Kт = 1, при t ≤ 100°C;
Fr = RA = 3031 Н.
RЕ = 1· 3031 · 1,1 · 1 = 3334 Н
Определяем расчетнуюгрузоподъемность:
Сгр = RЕ/> = 3334/> = 17542 Н
С >> Сгр
71,5 >> 17,542
В связи с этим возможнозаменить подшипник 311 на подшипник 211.
Его размеры: d = 55 мм, D = 100 мм, b = 21 мм.
Динамическаягрузоподъемность подшипника: С = 43,6 кН.
Статическаягрузоподъемность Со = 25 кН.
43,6 > 17,542
8. Выбор и проверочныйрасчет шпоночных соединений
Шпонки выбираем подиаметру вала по ГОСТ 23360-70.
Напряжение смятия:
σсм = 2Т/ d(l – b)(h – t1) < [σ]см = 120 МПа
Быстроходный вал Ø30мм, шпонка 7 × 7 × 45, t1 = 4 мм.
σсм = 2 ·63,48 · 103 / 30 · (45 – 7)(7 – 4) = 37,1 МПа < [σ]см
Тихоходный вал Ø65мм, шпонка 18 × 11 × 45, t1 = 7 мм.
σсм = 2 ·304,83· 103 / 65 · (45 – 18)(11 – 7) = 86,8 МПа < [σ]см
9. Выбор и расчетколичества масла
По контактным напряжениям[σ]H = 525 МПа и скорости v = 1,6 м/c по[1], принимаем масло индустриальное И-40А.
Количество масла:(0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:
VM = 7,5 · 0,6 = 4,5 л
10. Сборка редуктора
Детали перед сборкойпромыть и очистить.
Сначала устанавливаем вкорпус редуктора быстроходный вал. Подшипники закрываем крышками.
Далее собираем тихоходныйвал: закладываем шпонки; закрепляем колесо; устанавливаем подшипники. Собранныйвал укладываем в корпус редуктора.
Закрываем редукторкрышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.
После этого редукторзаполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потом промываем.
Список использованнойлитературы
1. А.Е. Шейнблит –Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1991 г.
2. Проектированиемеханических передач — под ред. С.А. Чернавского,
Москва, «Машиностроение», 1984 г.
3. С.И. Тимофеев –Детали машин, Ростов, «Высшее образование», 2005 г.
4. Г.Б. Иосилевич –Прикладная механика, Москва, «Машиностроение», 1985 г.