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:

η = η_з.п. · η_рем · η_п²

η_з.п. = 0,97…0,98; принимаем η_з.п. = 0,98 – КПД зубчатой цилиндрической передачи;

η_рем = 0,9…0,95; принимаем η_рем = 0,9 – КПД клиноременной передачи;

η_п = 0,98…0,99; принимаем η_п = 0,98 – КПД пары подшипников качения.

η = 0,98 · 0,9 · 0,98² = 0,85

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ η = 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.

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 / ω_дв = 5650 / 152,3 = 37,10 Н·м;

ω_дв = πn_дв / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

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

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78,5 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · η_рем · η_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;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 150 / 30 = 15,7 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_з.п · η_з.п. · η_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:

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

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

Определим допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H1 = К_НL = 650/1,2 = 542 МПа;

[σ]_H2 = К_НL = 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:

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:

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

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

Определим допускаемые напряжения при изгибе:

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

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

Принимаем наименьшее:

[σ]_F = 318 МПа.

3. Проектный расчет зубчатой передачи

U_з.п. = 5

Межосевое расстояние:

α_ω = К_α(U_з.п. + 1) = 430 · (5 + 1) = 133,4 мм.

К_α = 430 – для шевронной передачи [3].

Ψ_ba = 0,4-0,5 – при симметричном расположении колес, берем: Ψ_ba = 0,4.

Примем: К_Н = К_Нβ

Ψ_bd = 0,5Ψ_ba (U_з.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2

По Ψ_bd = 1,2 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: К_Нβ = 1,24.

Принимаем α_ω = 125 мм.

Модуль зацепления:

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

Ширина колеса:

b₂ = ψ_ва · α_ω = 0,4 · 125 = 50 мм

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

Минимальный угол наклона зубьев:

β_min = arcsin = arcsin = 8,05°

При β = β_min сумма чисел зубьев z_c = z₁ + z₂ = (2α_ω/m)cos β_min = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77

Округляем до целого: z_c = 123

Угол наклона зубьев:

β = 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 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:

m_t = m /cos β = 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.

σ_Н = Z_E Z_H Z_ε

Коэффициент жесткости материала:

Z_E = ; В_i = E_i / (1 – μ_i²).

У колес из стали 35Х:

Е = Е₁ = Е₂ = 210 ГПа; μ₁ = μ₂ = 0,3.

Z_E = = = = 5,78 · 10⁴

Коэффициент формы зуба:

Z_Н = ; tg α_t = tg 20º / cosβ = tg 20º / cos 10,26° = 0,37

α_t = 20,3º, β₀ = arcsin (sin β · cos 20º) = arcsin (sin 10,26° · cos 20º) = 9,63º

Z_Н = = 2,45

Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.

ε_β = b₂ tgβ / π m_t = b₂ tgβ cosβ / π m = 50 · tg10,26° · cos10,26° / 3,14 · 2 = 1,42 >1

Z_ε = = = 0,77

ε_α = (1,88 – 3,2 ) cosβ = (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_Нβ · К_НV · К_Нα

После уточнения: К_Нβ = 1,14

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

δ_Н = 0,04; q₀ = 4,7;

окружная скорость:

V_t = d₂ ω₂ / 2 = 207 · 10^-3 · 15,7 / 2 = 1,6 м/с

К_Нα = К_Нα (V_t ; степень точности); К_Нα = 1,04

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

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

Проверка напряжения изгиба.

σ_F = Y_FS2 Y_β Y_ε

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_Fβ · K_FV · K_Fα = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18

К_Fβ = 1,13

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

δ_F = 0,16

K_Fα = К_Нα = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, χ)

Эквивалентное число зубьев:

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

Y_FS2 = 3,6

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_β = 1 – β / 140 = 1 – 10,26 / 140 = 0,927

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_ε = 1 / ε_α = 1 / 1,69 = 0,6

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

3. 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 = 0,03α_ω + 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:

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 · tgα / cos β = 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:

ΣМ_А = 0 = -1089 · 0,060 + R_BZ · 0,120;

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

ΣМ_В = 0 = 1089 · 0,060 – R_АZ · 0,120;

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

Проверка: ΣZ = 0; 544,5 + 544,5 – 1089 = 0

В горизонтальной плоскости:

ΣМ_А = 0 = 2945 · 0,060 + R_BХ · 0,120 – 2182 · 0,203;

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

ΣМ_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

ΣХ = 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, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, τ_т = 290 МПа,

σ_-1 = 360 МПа, τ_-1 = 200 МПа, ψ_τ = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_уmax / 0,1d³ = 181,1 / 0,1 · 0,055³ = 10,9 МПа

τ_а = τ_к /2 = T₂ / 2 · 0,2d³ = 304,83 / 0,4 · 0,055³ = 4,6 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2]; K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 10,9 = 8,7; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 4,6 = 19,8

S = S_σ S_τ / = 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_δ · K_т , где:

V = 1 – так как вращается внутреннее кольцо;

K_δ = 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:

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

Быстроходный вал Ø30 мм, шпонка 7 × 7 × 45, t₁ = 4 мм.

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

Тихоходный вал Ø65 мм, шпонка 18 × 11 × 45, t₁ = 7 мм.

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

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:

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.