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: kс = 0,66
Коэффициент нагрузки в году: 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
Кинематические расчеты
1.1Выбор электродвигателя
Общий КПД двигателя:
η = ηз.п. · ηрем · ηп2
ηз.п. = 0,97…0,98; принимаем ηз.п. = 0,98 – КПД зубчатой цилиндрической 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 = 0,98 · 0,9 · 0,982 = 0,85
Требуемая мощность двигателя:
Ртр = Р3/ η = 4,8 / 0,85 = 5,65 кВт = 5650 Вт
Передаточное число привода:
U = Uз.п. · Uрем
Принимаем: Uз.п. = 5 — передаточное число зубчатой цилиндрической передачи;
Uрем = 2 — передаточное число клиноременной передачи.
U = 5 · 2 = 10
Номинальное число оборотов двигателя:
nдв = n2 · U = 150 · 10 = 1500 об/мин; n2 = n3
С учетом Ртр и nдв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132S4
Pном = 7,5 кВт; L1 = 80 мм.
nном = 1455 об/мин; d1 = 38 мм.
Передаточное отношение и разбивка его по ступеням
Фактические передаточные числа привода:
Uф = nном / n2 = 1455 / 150 = 9,7
Uз.п. = 5
Uрем = Uф / Uз.п. = 9,7 / 5 = 1,94
1.3 Вращающие моменты на валах
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 = 152,3 рад/с.
Быстроходный вал редуктора.
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 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. --PAGE_BREAK--
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 · 750 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =
= 364,2 · 107 циклов;
NН2 = L · 365 ·24 · n2 ·60 · kc · kг · С2 = 4 · 365 ·24 · 150 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =
= 14,6 · 107 циклов;
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 – число зацеплений зуба за один оборот колеса.
NHO = (3…4) · 107 = 3 · 107 циклов – базовое число циклов.
Коэффициент долговечности КНL:
КНL1 = /> = /> = 0,56; КНL2 = /> = /> = 0,82
Принимаем: КНL = 1.
SH = 1,2…1,3 – коэффициент безопасности при объемной обработке.
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 = 542 МПа;
[σ]H2 = /> КНL = 610/1,2 = 508 МПа;
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 = 364,2 · 107 циклов;
NF2 = NН2 = 14,6 · 107 циклов;
NFO = 4 · 106 циклов – базовое число циклов при изгибе.
Коэффициент долговечности КFL:
КFL1 = /> = /> = 0,57; КFL2 = /> = /> = 0,85
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.
Проектный расчет зубчатой 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 симметричном расположении 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 твердости материалов 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. продолжение
--PAGE_BREAK--
Минимальный угол наклона зубьев:
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°,
принемzc= (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 делительных окружностей:
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 контактных напряжений.
σН = ZEZHZε/>
Коэффициент жесткости материала:
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, β= arcsin (sin β· cos 20º) = arcsin (sin 10,26° · cos 20º) = 9,63º
ZН = />/>= 2,45
Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.
εβ = b2tgβ / π mt = b2tgβ cosβ / 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 = d2ω2 / 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 продолжение
--PAGE_BREAK--
Проверка напряжения изгиба.
σF = />YFS2YβYε
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 число зубьев:
ZV1= Z1/ cos3β= 21 / cos310,26° = 22
YFS2 = 3,6
Коэффициент угла наклона оси зуба:
Yβ = 1 – β / 140 = 1 – 10,26 / 140 = 0,927
Коэффициент перекрытия зацепления:
Yε = 1 / εα = 1 / 1,69 = 0,6
σF = />3,6 · 0,927 · 0,6 = 69,6 МПа
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:
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 крепления на 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 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 [τ]б = 12 МПа;
-для тихоходного вала [τ]т = 20 МПа
5.1 Тихоходный вал
Проектный расчет тихоходного вала. Диаметр выходной:
dт = /> = /> = 42,4 мм, принимаем dТ = 45 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dбп = 55 мм.
5.2 Быстроходный вал
Диаметр выходной:
dб = /> = /> = 29,8 мм, принимаем dб = 30 мм.
Диаметр под подшипники принимаем dбп = 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 Со = 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 Со = 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:
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 передача шевронная, то осевые нагрузки отсутствуют. продолжение
--PAGE_BREAK--
Усилие от муфты:
FM = 125/> = 125/> = 2182 H
Определение реакций подшипников 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 = 360 МПа, 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= SσSτ/ />= 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 Со= 41,5 кН.
Так как осевая составляющая реакции опоры FA= 0, эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
RЕ= V· Fr· Kδ· Kт, где:
V= 1 – так как вращается внутреннее кольцо;
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 расчетную грузоподъемность:
Сгр= RЕ/>= 3334 />= 17542 Н
С >> Сгр
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. продолжение
--PAGE_BREAK--
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 43,6 кН.
Статическая грузоподъемность Со= 25 кН.
43,6 > 17,542
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)
Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 ×7 ×45, t1= 4 мм.
σсм= 2 · 63,48 · 103/ 30 · (45 – 7)(7 – 4) = 37,1 МПа
Тихоходный вал Ø65 мм, шпонка 18 ×11 ×45, t1= 7 мм.
σсм = 2 · 304,83· 103 / 65 · (45 – 18)(11 – 7) = 86,8 МПа
9. Выбор и расчет количества 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 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
А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1991 г.
Проектирование механических передач — под ред. С.А. Чернавского,
Москва, «Машиностроение», 1984 г.
С.И. Тимофеев – Детали машин, Ростов, «Высшее образование», 2005 г.
Г.Б. Иосилевич – Прикладная механика, Москва, «Машиностроение», 1985 г.