Реферат: Проектирование привода силовой установки

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

Проектирование приводасиловой установки


Содержание

Задание накурсовую работу

1.Кинематические расчеты

1.1 Выборэлектродвигателя

1.2Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

1.3 Скоростивращения валов

1.4Вращающие моменты на валах

2. Материалыи допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1Назначение материалов и термообработки

2.2 Расчетдопускаемых контактных напряжений

2.3 Расчетдопускаемых напряжений изгиба

3. Проектныйрасчет зубчатой передачи

4. Расчетразмеров корпуса редуктора

5. Проектныйрасчет валов

5.1Тихоходный вал

5.2Быстроходный вал

5.3Назначение подшипников валов

6.Уточненный расчет валов (тихоходный вал)

7.Уточненный расчет подшипников тихоходного вала

8. Выбор ипроверочный расчет шпоночных соединений

9. Выбор ирасчет количества масла

10. Сборкаредуктора

Списокиспользованной литературы

Приложение:эскизная компоновка редуктора, спецификация редуктора


Задание на курсовую работу

Кинематическая схема привода

/>

Мощность на выходном валу: Р3 = 3,0 кВт.

Число оборотов выходного вала: n3 = 100 мин-1.

Срок службы: L<sub/>= 4 года.

Коэффициент нагрузки в сутки: kс = 0,66

Коэффициент нагрузки в году: kг = 0,7

Режим работы: реверсивный.

Нагрузка: постоянная.


1. Кинематическиерасчеты

1.1 Выбор электродвигателя [1]

Общий КПД двигателя:

η = ηк.п. · ηрем · ηп2

ηк.п. = 0,97 – КПД конической передачи;

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 = 0,97 · 0,9 · 0,982 = 0,84

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Р3/ η = 3,0 / 0,84 = 3,57 кВт =3570 Вт

Передаточное число привода:

U = Uк.п. · Uрем

Принимаем: Uк.п. = 3 — передаточное число коническойпередачи;

Uрем = 2 — передаточное число клиноременной передачи.

U = 3 · 2 = 6

Номинальное число оборотов двигателя:


nдв = n2 · U = 100 · 6 = 600 об/мин; n2= n3

С учетом Ртр и nдв принимаем 3-хфазныйасинхронный двигатель типа: 4А132S8

Pном = 4 кВт; L1 = 80 мм.

nном = 720 об/мин; d1 = 38 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

Uф = nном / n2 = 720 / 100 = 7,2

Uк.п. = 3

Uрем = Uф / Uк.п. = 7,2 / 3 = 2,4

1.4 Вращающие моменты на валах

Вал двигателя.

Рдв = 4 кВт;

nдв = nном = 720 об/мин;

Тдв = Ртр / ωдв = 3570 /75,4 = 47,35 Н·м;

ωдв = πnдв / 30 = 3,14 · 720 / 30= 75,4 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

n1 = nдв / Uрем = 720 / 2,4 = 300об/мин;

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 300 / 30 =31,4 рад/с;

Т1 = Тдв · Uрем · ηрем· ηп = 47,35 · 2,4 · 0,9 · 0,98 = 100,23 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n2 = n1 / Uк.п = 300 / 3 = 100об/мин;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 100 / 30 =10,5 рад/с;

Т2= Т1 · Uк.п · ηк.п.· ηп = 100,23 · 3 · 0,97 · 0,98 = 285,84 Н·м.


2 Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1 Назначение материалов и термообработки. [1]

Принимаем для конической передачи марку стали и термообработку:

— для шестерни – сталь 35Х, нормализация, твердость 280…300 HВ1;

— для колеса – сталь 35Х, улучшение, твердость 260…280 HВ2. 

Средняя твердость зубьев шестерни:

НВСР1 = (280+300)/2 = 290;

Средняя твердость зубьев колеса:

НВСР2 = (260+280)/2 = 270.

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Действительное число циклов нагружений зуба:

NН1 = L · 365 ·24 · n1 ·60 · kc ·kг · С1 = 4 · 365 ·24 · 300 ·60 · 0,66 · 0,7 · 3 =

= 87,4 · 107 циклов;

NН2 = L · 365 ·24 · n2 ·60 · kc ·kг · С2 = 4 · 365 ·24 · 100 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 9,7 · 107 циклов;

L = 4 года – срок службы, kс = 0,66 — коэффициентнагрузки в сутки,

kг = 0,7 — коэффициент нагрузки в году,

С1 = Uк.п. = 3, С2 = 1 – числозацеплений зуба за один оборот колеса.

NHO = (3…4) · 107 = 3 · 107циклов – базовое число циклов.


Коэффициент долговечности КНL:

КНL1 = /> = /> = 0,66; КНL2 = /> = /> = 0,86

Принимаем: КНL = 1.

SH = 1,2…1,3 – коэффициент безопасности при объемнойобработке.

Принимаем: SH = 1,2.

Определим предельные контактные 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 допускаемые контактные напряжения:

[σ]H1 = /> КНL = 650/1,2 = 542МПа;

[σ]H2 = /> КНL = 610/1,2 = 508МПа;

Используем прочность по среднему допускаемому напряжению:

[σ]H = 0,5([σ]H1 + ([σ]H2)= 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Действительное число циклов при изгибе:

NF1 = NН1 = 87,4 · 107 циклов;

NF2 = NН2 = 9,7 · 107 циклов;

NFO = 4 · 106 циклов – базовое число цикловпри изгибе.

Коэффициент долговечности КFL:

КFL1 = /> = /> = 0,5; КFL2 = /> = /> = 0,67

Принимаем: КFL = 1.

SF = 1,7 – коэффициент безопасности при изгибе.

КFс = 1- коэффициент реверсивности.

Определим предельные напряжения при изгибе:

[σ]Flim1 = 2 НВСР1 = 2 · 290 = 580 МПа;

[σ]Flim2 = 2 НВСР2 = 2 · 270 = 540 МПа.

Определим допускаемые напряжения при изгибе:

[σ]F1 = /> КFL КFс =580/1,7 = 341 МПа;

[σ]F2 = /> КFL КFс =540/1,7 = 318 МПа.

Принимаем наименьшее: [σ]F = 318 МПа.


3. Проектныйрасчет зубчатой передачи

Внешний делительный диаметр колеса [1].

de2 ≥165 /> 

Для прямозубых колес:

vH = kHΒ =1

de2 ≥165 /> =240,8 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем de2= 250 мм.

Углы делительных конусов.

δ2 = arctg(Uк.п.) = arctg 3 =71,57º; δ1 = 90º — δ2 = 18,43º

Внешнее конусное расстояние:

Re = de2 / 2sin(δ2) = 250 / 2sin71,57 = 131,8 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285Re = 0,285 · 131,8 = 37,56 мм

Внешний окружной модуль:


me = />

vF = 0,85 – для прямозубых колес,

KFβ = 1 для прямозубых колес.

me = /> = 1,58 мм

Число зубьев колеса и шестерни:

z2 = de2 / me =250 / 1,58 = 158,6, принимаем z2 = 159.

z1 = z2 / Uк.п. = 159 / 3 = 53.

Передаточное число:

Uф = 159 / 53 = 3, отклонение ΔU = 0,02U — допустимо.

Внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

de1 = me z1 = 1,58 · 53 = 83,74мм;

de2 = me z2 = 1,58 · 159 = 251,22мм.

Диаметры вершин:

dae1 = de1 + 2(1 + Xe1)me cosδ1

dae2 = de2 + 2(1 — Xe2)me cosδ2

Xe1 = 0,34 – коэффициент смещения [1].

dae1 = 83,74 + 2 · 1,34 · 1,58 · cos18,43º = 87,76мм

dae2 = 251,22 + 2 · 0,66 · 1,58 · cos71,57º =251,88 мм

Средние делительные диаметры:

d1 = 0,857de1= 0,857 · 83,74 = 71,8 мм

d2 = 0,857de2 = 0,857 · 251,22 = 215,3 мм

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

σН = 470/>≤ [σ]H,

где Ft = /> = /> = 2655 H – окружная сила взацеплении.

VH = KHβ = KHα = 1

Величину KHv находим из [1], в зависимости от классапрочности и окружной скорости.

V = ω2d2 / 2 · 103 = 10,5 ·215,3 / 2 · 103 = 1,13 м/с

KHv = 1,04

σН = 470/>= 452 МПа < [σ]Н= 525 МПа

Проверка напряжения изгиба.


σF2 = YF2 Yβ/>KFαKFβ KFv ≤ [σ]F

Yβ = KFα = KFβ =1,vF = 0,85, KFv = 1,01, YF2 = 3,63 [4].

zv2 = z2 / cos δ2 = 159 / cos71,57º = 503,2

σF2 = 3,63 · /> · 1,01 = 193 МПа ≤ [σ]F= 318 МПа

Силы в зацеплении:

Fr1 = Fa2 = Ft ·tgα · cos δ1 = 2655 · tg20º · cos18,43º = 907 H

Fa1 = Fr2 = Ft ·tgα · cos δ2 = 2655 · tg20º · cos 71,57º = 302 H


4. Расчетразмеров корпуса редуктора

Принимаем корпус прямоугольной формы, с гладкими наружнымиобечайками без выступающих конструктивных элементов [1].

Материал корпуса – серый чугун СЧ-15.

Толщина стенок:

δ = 1,12/>= 1,12 · /> = 4,6 мм.

Принимаем: δ = δ1 = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03 · 250 + 12 = 19,5 мм – М20

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 20 = 15 мм – М16

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 20 = 12 мм – М12

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 20 = 10 мм – М10

Конструктивно принимаем разъемный корпус, состоящий из крышки иоснования, соединенный стяжными болтами.


5. Проектный расчет валов

В качестве материала валов используем сталь 45.

Допускаемое напряжение на кручение:

-для быстроходного вала [τ]б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [τ]т = 20 МПа

5.1 Тихоходный вал

Проектный расчет тихоходного вала

Диаметр выходной:

dт = /> = /> = 41,3 мм, принимаем dТ= 42 мм.

Диаметр под подшипники принимаем dбп = 50мм.

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной:

dб = /> = /> = 34,6 мм, принимаем dб= 35 мм.

Диаметр под подшипники принимаем dбп = 45мм.

5.3 Назначение подшипников валов

Тихоходный вал.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный46210 по

ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 24,9 кН.

Быстроходный вал.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный46109 по

ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 45 мм, D = 75 мм, b = 16 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 22,5 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 13,4 кН.

Проводим эскизную компоновку редуктора по рекомендациям [1], (см.приложение).


6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)

Размеры вала принимаем из эскизной компоновки.

Силы действующие на вал.

Окружная сила:

Ft = /> = /> = 2655 H

Радиальная сила:

Fr2 = Ft · tgα · cos δ2= 2655 · tg 20º · cos 71,57º = 302 H

Осевая сила:

Fa2 = Ft · tgα · cos δ1= 2655 · tg 20º · cos18,43º = 907 H

Изгибающий момент от осевой силы:

М = Fα2 d2 / 2 = 907 · 0,2153 / 2 =97,6 H·м

Усилие от муфты: FM = 125/>= 125/>= 2113 H

Определение реакций подшипников и построение эпюр изгибающих икрутящих моментов (рис. 1).

В вертикальной плоскости:

ΣМА = 0 = 97,6 — 302 · 0,036 + RBу ·0,132;

RBу = (302 · 0,036 – 97,6) / 0,132 = -657 H;

ΣМВ = 0 = 97,6 + 302 · 0,096 — RАу ·0,132;

RАу = (97,6 + 302 · 0,096) / 0,132 = 959 H;

Проверка: Σy = 0; -657 + 959 – 302 = 0

В горизонтальной плоскости:

ΣМА = 0 = 2655 · 0,036 + RBХ · 0,132 –2113 · 0,202;

RBХ = (2113 · 0,202 — 2655 · 0,036) / 0,132 = 2509 H;

ΣМВ = 0 = — 2655 · 0,096 — 2113 · 0,070 + RАХ· 0,132;

RАХ = (2655 · 0,096 + 2113 · 0,070) / 0,132 = 3051 H;

Проверка: ΣХ = 0; — 3051 + 2655 + 2509 – 2113 = 0

RA = /> = /> = 3198 H

RB = /> = /> = 2594 H

Rmax = RA = 3198 Н

Опасное сечение I – I.

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа,σт = 540 МПа, τт = 290 МПа, σ-1= 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I — I на сопротивление усталости.

σа = σu = Муmax / 0,1d3= 147,9 / 0,1 · 0,0503 = 11,8 МПа

τа = τк /2 = T2 / 2 ·0,2d3 = 285,84 / 0,4 · 0,0503 = 5,7 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 / 11,8 = 8,0; Sτ = τ-1Д / τа= 91 / 5,7 = 16,0

S = Sσ Sτ / /> = 8 · 16 / /> = 7,2 > [S]= 2,5

Прочность вала обеспечена.


7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала

Подшипник шариковый радиально-упорный 46210 ГОСТ 831-75.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН.

Статическая грузоподъемность Со = 24,9 кН.

Вычислим отношение: Fα / RA = 907 /3198 = 0,28

Fα / Со = 907 / 24900 = 0,036

По таблице [2] для 0,036 определяем: е = 0,34.

Поскольку 0,28 < е, то принимаем: Х = 1, Y = 0.

RЕ = (Х RA + Y Fα) · Kδ· Kт, где:

Kδ = 1,1 – считаем нагрузку спокойной;

Kт = 1, при t ≤ 100°C;

RЕ = (1· 3198 + 0 · 907) · 1,1 · 1 = 3518 Н

Определяем расчетную грузоподъемность:

Сгр = RЕ/> = 3518 /> = 16165 Н

С > Сгр

40,6 > 16,165


8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напряжение смятия:

σсм = 2Т / d(l – b)(h – t1) <[σ]см = 120 МПа

Быстроходный вал Ø35 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t1= 5 мм.

σсм = 2 · 100,23 · 103 / 35 · (45 –10)(8 – 5) = 54,5 МПа < [σ]см

Тихоходный вал Ø60 мм, шпонка 18 × 11 × 45, t1= 7 мм.

σсм = 2 · 285,84 · 103 / 60 · (45 –18)(11 – 7) = 88,2 МПа < [σ]см


9. Выбор и расчет количества масла

По контактным напряжениям [σ]H = 525 МПа искорости v = 1,13 м/c по [1], принимаем масло индустриальное И-40А.

Количество масла: (0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:

VM = 4 · 0,6 = 2,4 л


10. Сборка редуктора

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала устанавливаем в корпус редуктора быстроходный вал.Подшипники закрываем крышками.

Далее собираем тихоходный вал: закладываем шпонки; закрепляемколесо; устанавливаем подшипники. Собранный вал укладываем в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами.Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 4 часа, потомпромываем.  


Список использованной литературы

1. А.Е.Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1991г.

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.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству