Проектирование привода силовой установки

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

Задание на курсовой проект

Спроектировать привод силовой установки.

Кинематическая схема привода.

Мощность на выходном валу: Р₃ = 4,8 кВт.

Число оборотов выходного вала: n₃ = 150 мин^-1.

Срок службы: L = 4 года.

Коэффициент нагрузки в сутки: k_с = 0,66

Коэффициент нагрузки в году: k_г = 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. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД двигателя:

? = ?_з.п. · ?_рем · ?_п²

?_з.п. = 0,97…0,98; принимаем ?_з.п. = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

?_рем = 0,9…0,95; принимаем ?_рем = 0,9 - КПД клиноременной передачи;

?_п = 0,98…0,99; принимаем ?_п = 0,98 - КПД пары подшипников качения.

? = 0,98 · 0,9 · 0,98² = 0,85

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ ? = 4,8 / 0,85 = 5,65 кВт = 5650 Вт

Передаточное число привода:

U = U_з.п. · U_рем

Принимаем: U_з.п. = 5 - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи;

U_рем = 2 - передаточное число клиноременной передачи.

U = 5 · 2 = 10

Номинальное число оборотов двигателя:

n_дв = n₂ · U = 150 · 10 = 1500 об/мин; n₂ = n₃

С учетом Р_тр и n_дв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132S4

P_ном = 7,5 кВт; L₁ = 80 мм.

n_ном = 1455 об/мин; d₁ = 38 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

U_ф = n_ном / n₂ = 1455 / 150 = 9,7

U_з.п. = 5

U_рем = U_ф / U_з.п. = 9,7 / 5 = 1,94

1.3 Вращающие моменты на валах

Вал двигателя.

Р_дв = 7,5 кВт;

n_дв = n_ном = 1455 об/мин;

Т_дв = Р_тр / ?_дв = 5650 / 152,3 = 37,10 Н·м;

?_дв = ?n_дв / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

n₁ = n_дв / U_рем = 1455 / 1,94 = 750 об/мин;

?₁ = ?n₁ / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78,5 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · ?_рем · ?_п = 37,10 · 1,94 · 0,9 · 0,98 = 63,48 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n₂ = n₁ / U_з.п = 750 / 5 = 150 об/мин;

?₂ = ?n₂ / 30 = 3,14 · 150 / 30 = 15,7 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_з.п · ?_з.п. · ?_п = 63,48 · 5 · 0,98 · 0,98 = 304,83 Н·м.

2. Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1 Назначение материалов и термообработки

Принимаем для цилиндрической 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:

НВ_СР1 = (280+300)/2 = 290;

Средняя твердость зубьев колеса:

НВ_СР2 = (260+280)/2 = 270.

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Действительное число циклов нагружений зуба:

N_Н1 = L · 365 ·24 · n₁ ·60 · k_c · k_г · С₁ = 4 · 365 ·24 · 750 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =

= 364,2 · 10⁷ циклов;

N_Н2 = L · 365 ·24 · n₂ ·60 · k_c · k_г · С₂ = 4 · 365 ·24 · 150 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 14,6 · 10⁷ циклов;

L = 4 года - срок службы, k_с = 0,66 - коэффициент нагрузки в сутки,

k_г = 0,7 - коэффициент нагрузки в году,

С₁ = U_з.п. = 5, С₂ = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса.

N_HO = (3…4) · 10⁷ = 3 · 10⁷ циклов - базовое число циклов.

Коэффициент долговечности К_НL:

К_НL1 = = = 0,56; К_НL2 = = = 0,82

Принимаем: К_НL = 1.

S_H = 1,2…1,3 - коэффициент безопасности при объемной обработке.

Принимаем: S_H = 1,2.

Определим предельные контактные напряжения:

[?]_Hlim1 = (1,8…2,1) НВ_СР1 + 70 = 2 НВ_СР1 + 70 = 2 · 290 + 70 = 650 МПа;

[?]_Hlim2 = (1,8…2,1) НВ_СР2 + 70 = 2 НВ_СР2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения:

[?]_H1 = К_НL = 650/1,2 = 542 МПа;

[?]_H2 = К_НL = 610/1,2 = 508 МПа;

Используем прочность по среднему допускаемому напряжению:

[?]_H = 0,5([?]_H1 + ([?]_H2) = 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Действительное число циклов при изгибе:

N_F1 = N_Н1 = 364,2 · 10⁷ циклов;

N_F2 = N_Н2 = 14,6 · 10⁷ циклов;

N_FO = 4 · 10⁶ циклов - базовое число циклов при изгибе.

Коэффициент долговечности К_FL:

К_FL1 = = = 0,57; К_FL2 = = = 0,85

Принимаем: К_FL = 1.

S_F = 1,7 - коэффициент безопасности при изгибе.

К_Fс = 1- коэффициент реверсивности.

Определим предельные напряжения при изгибе:

[?]_Flim1 = 2 НВ_СР1 = 2 · 290 = 580 МПа;

[?]_Flim2 = 2 НВ_СР2 = 2 · 270 = 540 МПа.

Определим допускаемые напряжения при изгибе:

[?]_F1 = К_FL К_Fс = 580/1,7 = 341 МПа;

[?]_F2 = К_FL К_Fс = 540/1,7 = 318 МПа.

Принимаем наименьшее:

[?]_F = 318 МПа.

3. Проектный расчет зубчатой передачи

U_з.п. = 5

Межосевое расстояние:

?_? = К_?(U_з.п. + 1) = 430 · (5 + 1) = 133,4 мм.

К_? = 430 - для шевронной передачи [3].

?_ba = 0,4-0,5 - при симметричном расположении колес, берем: ?_ba = 0,4.

Примем: К_Н = К_Н?

?_bd = 0,5?_ba (U_з.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2

По ?_bd = 1,2 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: К_Н? = 1,24.

Принимаем ?_? = 125 мм.

Модуль зацепления:

m = (0,01-0,02) ?_? = 1,25 - 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ?_ва · ?_? = 0,4 · 125 = 50 мм

b₁ = b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм - ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

?_min = arcsin = arcsin = 8,05°

При ? = ?_min сумма чисел зубьев z_c = z₁ + z₂ = (2?_?/m)cos ?_min = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77

Округляем до целого: z_c = 123

Угол наклона зубьев:

? = arccos = arccos = 10,26°,

при нем z_c = (2 · 125/2)cos 10,26° = 123

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c / (U_з.п. + 1) = 123 / (5 + 1) ? 21

z₂ = 123 - 21 = 102 - колеса.

Передаточное число:

U_ф = 102 / 21 = 4,9, отклонение ?U = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = m z₁ /cos ? = 2 · 21 / cos 10,26° = 43 мм - шестерни;

d₂ = m z₂ /cos ? = 2 · 102 / cos 10,26° = 207 мм - колеса.

Торцевой (окружной) модуль:

m_t = m /cos ? = 2 / cos 10,26° = 2,033

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m = 43 + 2 · 2 = 47 мм;

d_а2 = d₂ + 2m = 207 + 2 · 2 = 211 мм.

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

?_Н = Z_E Z_H Z_?

Коэффициент жесткости материала:

Z_E = ; В_i = E_i / (1 - ?_i²).

У колес из стали 35Х:

Е = Е₁ = Е₂ = 210 ГПа; ?₁ = ?₂ = 0,3.

Z_E = = = = 5,78 · 10⁴

Коэффициент формы зуба:

Z_Н = ; tg ?_t = tg 20? / cos? = tg 20? / cos 10,26° = 0,37

?_t = 20,3?, ?₀ = arcsin (sin ? · cos 20?) = arcsin (sin 10,26° · cos 20?) = 9,63?

Z_Н = = 2,45

Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.

?_? = b₂ tg? / ? m_t = b₂ tg? cos? / ? m = 50 · tg10,26° · cos10,26° / 3,14 · 2 = 1,42 >1

Z_? = = = 0,77

?_? = (1,88 - 3,2 ) cos? = (1,88 - 3,2 ) cos10,26° = 1,69

Окружная сила:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 304,83 / 207 · 10^-3 = 2945 H

Коэффициент внешней силы:

К_Н = К_Н? · К_НV · К_Н?

После уточнения: К_Н? = 1,14

К_НV = 1 + ?_Н q₀ V_t = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,6= 1

?_Н = 0,04; q₀ = 4,7;

окружная скорость:

V_t = d₂ ?₂ / 2 = 207 · 10^-3 · 15,7 / 2 = 1,6 м/с

К_Н? = К_Н? (V_t ; степень точности); К_Н? = 1,04

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

?_Н = 5,78 · 10⁴ · 2,45 · 0,77 = 169,5 МПа < 525 МПа = [?]_H

Проверка напряжения изгиба.

?_F = Y_FS2 Y_? Y_?

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_F? · K_FV · K_F? = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18

К_F? = 1,13

K_FV = 1 + ?_F q₀ V_t = 1 + 0,16 · 4,7 · 1,6= 1

?_F = 0,16

K_F? = К_Н? = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, ?)

Эквивалентное число зубьев:

Z_V1 = Z₁ / cos³ ? = 21 / cos³ 10,26° = 22

Y_FS2 = 3,6

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_? = 1 - ? / 140 = 1 - 10,26 / 140 = 0,927

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_? = 1 / ?_? = 1 / 1,69 = 0,6

?_F = 3,6 · 0,927 · 0,6 = 69,6 МПа < 318 МПа = [?]_F

4. Расчет размеров корпуса редуктора

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

Материал корпуса - серый чугун СЧ-15.

Толщина стенок:

? = 1,12 = 1,12 · = 4,68 мм.

Принимаем: ? = ?₁ = 8 мм

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

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35? = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03?_? + 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 принимаем разъемный корпус, состоящий из крышки и основания, соединенный стяжными болтами.

5. Проектный расчет валов

В качестве материала валов используем сталь 45.

Допускаемое напряжение на кручение:

-для быстроходного вала [?]_б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [?]_т = 20 МПа

5.1 Тихоходный вал

Проектный расчет тихоходного вала. Диаметр выходной:

d_т = = = 42,4 мм, принимаем d_Т = 45 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 55 мм.

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной:

d_б = = = 29,8 мм, принимаем d_б = 30 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 35 мм.

5.3 Назначение подшипников валов

Тихоходный вал. Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 311 по ГОСТ 8338-75. Его размеры: d = 55 мм, D = 120 мм, b = 29 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 71,5 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 41,5 кН.

Быстроходный вал.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный 307 по ГОСТ 8338-75. Его размеры: d = 35 мм, D = 80 мм, b = 21 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 33,2 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 18 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:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 304,83 / 207 · 10^-3 = 2945 H

Радиальная сила:

F_r = F_t · tg? / cos ? = 2945 · tg 20°/ cos10,26° = 1089 H

Так как передача шевронная, то осевые нагрузки отсутствуют.

Усилие от муфты:

F_M = 125 = 125 = 2182 H

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

В вертикальной плоскости:

?М_А = 0 = -1089 · 0,060 + R_BZ · 0,120;

R_BZ = (1089 · 0,060) / 0,120 = 544,5 H;

?М_В = 0 = 1089 · 0,060 - R_АZ · 0,120;

R_АZ = (1089 · 0,060) / 0,120 = 544,5 H;

Проверка: ?Z = 0; 544,5 + 544,5 - 1089 = 0

В горизонтальной плоскости:

?М_А = 0 = 2945 · 0,060 + R_BХ · 0,120 - 2182 · 0,203;

R_BХ = (2182 · 0,203 - 2945 · 0,060) / 0,120 = 2219 H;

?М_В = 0 = - 2182 · 0,083 - 2945 · 0,060 + R_АХ · 0,120;

R_АХ = (2182 · 0,083 + 2945 · 0,060) / 0,120 = 2982 H;

Проверка

?Х = 0; - 2982 + 2945 + 2219 - 2182 = 0

R_A = = = 3031 H

R_B = = = 2285 H

R_max = R_A = 3031 Н

Опасное сечение I - I.

Материал вала - сталь 45,

НВ = 240, ?_в = 780 МПа, ?_т = 540 МПа, ?_т = 290 МПа,

?_-1 = 360 МПа, ?_-1 = 200 МПа, ?_? = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

?_а = ?_u = М_уmax / 0,1d³ = 181,1 / 0,1 · 0,055³ = 10,9 МПа

?_а = ?_к /2 = T₂ / 2 · 0,2d³ = 304,83 / 0,4 · 0,055³ = 4,6 МПа

К_? / К_d? = 3,8 [2]; К_? / К_d? = 2,2 [2]; K_F? = K_F? = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_?Д = (К_? / К_d? + 1 / К_F? - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_?Д = (К_? / К_d? + 1 / К_F? - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

?_-1Д = ?_-1 / K_?Д = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

?_-1Д = ? _-1 / K_?Д = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_? = ?_-1Д / ?_а = 94,7 / 10,9 = 8,7; S_? = ? _-1Д / ? _а = 91 / 4,6 = 19,8

S = S_? S_? / = 8,7 · 19,8 / = 8,0 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Рис. 1

7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала

Подшипник шариковый радиальный однорядный 311 ГОСТ 8338-75.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 71,5 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 41,5 кН.

Так как осевая составляющая реакции опоры F_A = 0, эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

R_Е = V · F_r · K_? · K_т , где:

V = 1 - так как вращается внутреннее кольцо;

K_? = 1,1 - считаем нагрузку спокойной;

K_т = 1, при t ? 100°C;

F_r = R_A = 3031 Н.

R_Е = 1· 3031 · 1,1 · 1 = 3334 Н

Определяем расчетную грузоподъемность:

С_гр = R_Е = 3334 = 17542 Н

С >> С_гр

71,5 >> 17,542

В связи с этим возможно заменить подшипник 311 на подшипник 211.

Его размеры: d = 55 мм, D = 100 мм, b = 21 мм.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 43,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 25 кН.

43,6 > 17,542

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напряжение смятия:

?_см = 2Т / d(l - b)(h - t₁) < [?]_см = 120 МПа

Быстроходный вал O30 мм, шпонка 7 ? 7 ? 45, t₁ = 4 мм.

?_см = 2 · 63,48 · 10³ / 30 · (45 - 7)(7 - 4) = 37,1 МПа < [?]_см

Тихоходный вал O65 мм, шпонка 18 ? 11 ? 45, t₁ = 7 мм.

?_см = 2 · 304,83· 10³ / 65 · (45 - 18)(11 - 7) = 86,8 МПа < [?]_см

9. Выбор и расчет количества масла

По контактным напряжениям [?]_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:

V_M = 7,5 · 0,6 = 4,5 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; закрепляем колесо; 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, потом промываем.

Список использованной литературы

1. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, "Высшая школа", 1991 г.

2. Проектирование механических 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.