Проектування приводу силової установки Проведення розрахунку

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Володимирський державний університет

Кафедра теоретичної і прикладної механіки

КУРСОВИЙ ПРОЕКТ з деталей машин

ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ СИЛОВИЙ УСТАНОВКИ

Завдання на курсовий проект

Спроектувати привід силової установки.

Кінематична схема приводу.

Потужність на вихідному валу: Р ​​3 = 4,8 кВт.

Число оборотів вихідного валу: n 3 = 150 хв -1.

Термін служби: L = 4 роки.

Коефіцієнт навантаження на добу: k з = 0,66

Коефіцієнт навантаження на рік: k р = 0,7

Режим роботи: реверсивний.

Навантаження: постійна.

Зміст

Завдання на курсову роботу

Зміст

1. Кінематичні розрахунки

1.1 Вибір електродвигуна

1.2 Передаточне відношення і розбиття його по щаблях

1.3 Швидкості обертання валів

1.4 обертаючі моменти на валах

2. Матеріали та допустимі напруження зубчастих коліс

2.1 Призначення матеріалів і термообробки

2.2 Розрахунок допускаються контактних напружень

2.3 Розрахунок допустимих напружень вигину

3. Проектний розрахунок зубчастої передачі

4. Розрахунок розмірів корпусу редуктора

5. Проектний розрахунок валів

5.1 Тихохідний вал

5.2 Швидкохідний вал

5.3 Призначення підшипників валів

6. Уточнений розрахунок валів (тихохідний вал)

7. Уточнений розрахунок підшипників тихохідного валу

8. Вибір і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

9. Вибір і розрахунок кількості олії

10. Збірка редуктора

Список використаної літератури

  1. Кінематичні розрахунки

1.1 Вибір електродвигуна

Загальний ККД двигуна:

η = η з.п. · η рем · η п 2

η з.п. = 0,97 ... 0,98; приймаємо η з.п. = 0,98 - ККД зубчастої циліндричної передачі;

η рем = 0,9 ... 0,95; приймаємо η рем = 0,9 - ККД клиноремінною передачі;

η п = 0,98 ... 0,99; приймаємо η п = 0,98 - ККД пари підшипників кочення.

η = 0,98 · 0,9 · 0,98 2 = 0,85

Необхідна потужність двигуна:

Р тр = Р 3 / η = 4,8 / 0,85 = 5,65 кВт = 5650 Вт

Передаточне число привода:

U = U з.п. · U рем

Приймаємо: U з.п. = 5 - передавальне число зубчастої циліндричної передачі;

U рем = 2 - передаточне число клиноремінною передачі.

U = 5 · 2 = 10

Номінальне число оборотів двигуна:

n дв = n 2 · U = 150 · 10 = 1500 об / хв; n 2 = n 3

З урахуванням Р тр та n дв приймаємо 3-хфазний асинхронний двигун типу: 4А132 S 4

P ном = 7,5 кВт; L 1 = 80 мм.

n ном = 1455 об / хв; d 1 = 38 мм.

    1. Передаточне відношення і розбиття його по щаблях

Фактичні передавальні числа приводу:

U ф = n ном / n 2 = 1455 / 150 = 9,7

U з.п. = 5

U рем = U ф / U з.п. = 9,7 / 5 = 1,94

1.3 обертаючі моменти на валах

Вал двигуна.

Р дв = 7,5 кВт;

n дв = n ном = 1455 об / хв;

Т дв = Р тр / ω дв = 5650 / 152,3 = 37,10 Н · м;

ω дв = π n дв / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3 рад / с.

Швидкохідний вал редуктора.

n 1 = n дв / U рем = 1455 / 1,94 = 750 об / хв;

ω 1 = π n 1 / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78,5 рад / с;

Т 1 = Т дв · U рем · η рем · η п = 37,10 · 1,94 · 0,9 · 0,98 = 63,48 Н · м.

Тихохідний вал редуктора.

n 2 = n 1 / U з.п = 750 / 5 = 150 об / хв;

ω 2 = π n 2 / 30 = 3,14 · 150 / 30 = 15,7 рад / с;

Т 2 = Т 1 · U з.п · η з.п. · η п = 63,48 · 5 · 0,98 · 0,98 = 304,83 Н · м.

2. Матеріали та допустимі напруження зубчастих коліс

2.1 Призначення матеріалів і термообробки

Приймаємо для циліндричної передачі марку сталі і термообробку:

- Для шестірні - сталь 35х, нормалізація, твердість 280 ... 300 H У 1;

- Для колеса - сталь 35х, поліпшення, твердість 260 ... 280 H В 2.

Середня твердість зубців шестірні:

НВ СР1 = (280 +300) / 2 = 290;

Середня твердість зубців колеса:

НВ СР2 = (260 +280) / 2 = 270.

2.2 Розрахунок допускаються контактних напружень

Дійсне число циклів навантаження зуба:

N Н1 = L · ​​365 · 24 · n 1 · 60 · k c · k г · З 1 = 4 · 365 · 24 · 750 · 60 · 0,66 · 0,7 · 5 =

= 364,2 · 10 7 циклів;

N Н2 = L · ​​365 · 24 · n 2 · 60 · k c · k г · З 2 = 4 · 365 · 24 · 150 · 60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 14,6 · 10 7 циклів;

L = 4 роки - термін служби, k з = 0,66 - коефіцієнт навантаження на добу,

k р = 0,7 - коефіцієнт навантаження на рік,

З 1 = U з.п. = 5, З 2 = 1 - число зачеплень зуба за один оборот колеса.

N HO = (3 ... 4) · 10 7 = 3 · 10 7 циклів - базове число циклів.

Коефіцієнт довговічності До Н L:

До Н L 1 = = = 0,56; До Н L 2 = = = 0,82

Приймаємо: До Н L = 1.

S H = 1,2 ... 1,3 - коефіцієнт безпеки при об'ємній обробці.

Приймаємо: S H = 1,2.

Визначимо граничні контактні напруги:

[Σ] Hlim 1 = (1,8 ... 2,1) НВ СР1 + 70 = 2 НВ СР1 + 70 = 2 · 290 + 70 = 650 МПа;

[Σ] Hlim 2 = (1,8 ... 2,1) НВ СР2 + 70 = 2 НВ СР2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа.

Визначимо допустимі контактні напруги:

[Σ] H 1 = До Н L = 650 / 1,2 = 542 МПа;

[Σ] H 2 = До Н L = 610 / 1,2 = 508 МПа;

Використовуємо міцність за середнім допустимому напрузі:

[Σ] H = 0,5 ([σ] H 1 + ([σ] H 2) = 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.

2.3 Розрахунок допустимих напружень вигину

Дійсне число циклів при згині:

N F 1 = N Н1 = 364,2 · 10 7 циклів;

N F 2 = N Н2 = 14,6 · 10 7 циклів;

N FO = 4 · 10 6 циклів - базове число циклів при вигині.

Коефіцієнт довговічності До FL:

До FL 1 = = = 0,57; До FL 2 = = = 0,85

Приймаємо: До FL = 1.

S F = 1,7 - коефіцієнт безпеки при вигині.

До F з = 1 - коефіцієнт реверсивності.

Визначимо граничні напруги при згині:

[Σ] Flim 1 = 2 НВ СР1 = 2 · 290 = 580 МПа;

[Σ] Flim 2 = 2 НВ СР2 = 2 · 270 = 540 МПа.

Визначимо допустимі напруження при згині:

[Σ] F 1 = До FL До F з = 580 / 1,7 = 341 МПа;

[Σ] F 2 = До FL До F з = 540 / 1,7 = 318 МПа.

Приймаються найменше:

[Σ] F = 318 МПа.

  1. Проектний розрахунок зубчастої передачі

U з.п. = 5

Міжосьова відстань:

α ω = К α (U з.п. + 1) = 430 · (5 + 1) = 133,4 мм.

До α = 430 - для шевронів передачі [3].

Ψ ba = 0,4-0,5 - при симетричному розташуванні коліс, беремо: Ψ ba = 0,4.

Приймемо: До Н = К Н β

Ψ bd = 0,5 Ψ ba (U з.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5 +1) = 1,2

За Ψ bd = 1,2 і співвідношень твердості матеріалів колеса і шестерні приймаємо: До Н β = 1,24.

Приймаються α ω = 125 мм.

Модуль зачеплення:

m = (0,01-0,02) α ω = 1,25 - 2,5 мм, приймаємо m = 2 мм.

Ширина колеса:

b 2 = ψ ва · α ω = 0,4 · 125 = 50 мм

b 1 = b 2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм - ширина шестерні.

Мінімальний кут нахилу зубів:

β min = arcsin = Arcsin = 8,05 °

При β = β min сума чисел зубів z c = z 1 + z 2 = (2 α ω / m) cos β min = (2 · 125 / 2) cos 8,05 ° = 123,77

Округлюємо до цілого: z c = 123

Кут нахилу зубів:

β = arccos = Arccos = 10,26 °,

при ньому z c = (2 · 125 / 2) cos 10,26 ° = 123

Кількість зубів шестірні:

z 1 = z c / (U з.п. + 1) = 123 / (5 + 1) ≈ 21

z 2 = 123 - 21 = 102 - колеса.

Передаточне число:

U ф = 102 / 21 = 4,9, відхилення Δ U = 0,02 U - допустимо.

Діаметри ділильних кіл:

d 1 = m z 1 / cos β = 2 · 21 / cos 10,26 ° = 43 мм - шестерні;

d 2 = m z 2 / cos β = 2 · 102 / cos 10,26 ° = 207 мм - колеса.

Торцевий (окружний) модуль:

m t = m / cos β = 2 / cos 10,26 ° = 2,033

Діаметри вершин зубів:

d а1 = d 1 + 2 m = 43 + 2 · 2 = 47 мм;

d а2 = d 2 + 2 m = 207 + 2 · 2 = 211 мм.

Перевірочний розрахунок.

Перевірка контактних напружень.

σ Н = Z E Z H Z ε

Коефіцієнт жорсткості матеріалу:

Z E = ; У i = E i / (1 ​​- μ i 2).

У коліс із сталі 35х:

Е = Е 1 = Е 2 = 210 ГПа; μ 1 = μ 2 = 0,3.

Z E = = = = 5,78 · 10 Квітня

Коефіцієнт форми зуба:

Z Н = ; Tg α t = tg 20 º / cos β = tg 20 º / cos 10,26 ° = 0,37

α t = 20,3 º, β 0 = arcsin (sin β · cos 20 º) = arcsin (sin 10,26 ° · cos 20 º) = 9,63 º

Z Н = = 2,45

Коефіцієнт повної довжини лінії контакту всіх зубів в зачепленні.

ε β = b 2 tg β / π m t = b 2 tg β cos β / π m = 50 · tg 10,26 ° · cos 10,26 ° / 3,14 · 2 = 1,42> 1

Z ε = = = 0,77

ε α = (1,88 - 3,2 ) Cos β = (1,88 - 3,2 ) Cos 10,26 ° = 1,69

Окружна сила:

F t = 2Т 2 / d 2 = 2 · 304,83 / 207 · 10 -3 = 2945 H

Коефіцієнт зовнішньої сили:

До Н = К Н β · До Н V · До Н α

Після уточнення: До Н β = 1,14

До Н V = 1 + δ Н q 0 V t = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,6 = 1

δ Н = 0,04; q 0 = 4,7;

окружна швидкість:

V t = d 2 ω 2 / 2 = 207 · 10 -3 · 15,7 / 2 = 1,6 м / с

До Н α = К Н α (V t; ступінь точності); До Н α = 1,04

До Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

σ Н = 5,78 · 10 4 · 2,45 · 0,77 = 169,5 МПа <525 МПа = [σ] H

Перевірка напруги вигину.

σ F = Y FS 2 Y β Y ε

Коефіцієнт зовнішньої сили:

До F = К F β · K FV · K F α = 1,13 · 1 · 1,04 = 1,18

До F β = 1,13

K FV = 1 + δ F q 0 V t = 1 + 0,16 · 4,7 · 1,6 = 1

δ F = 0,16

K F α = К Н α = 1,04

Коефіцієнт форми (жорсткості зуба на вигин):

Y FS 2 = Y FS 2 (Z V 1, χ)

Еквівалентне число зубів:

Z V1 = Z 1 / cos 3 β = 21 / cos 3 10,26 ° = 22

Y FS 2 = 3,6

Коефіцієнт кута нахилу осі зуба:

Y β = 1 - β / 140 = 1 - 10,26 / 140 = 0,927

Коефіцієнт перекриття зачеплення:

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

  1. Розрахунок розмірів корпусу редуктора

Приймаються корпус прямокутної форми, з гладкими зовнішніми обичайками без виступаючих конструктивних елементів [1].

Матеріал корпусу - сірий чавун СЧ-15.

Товщина стінок:

δ = 1,12 = 1,12 · = 4,68 мм.

Приймаємо: δ = δ 1 = 8 мм

Товщина поясів стику: b = b 1 = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Товщина бобишки кріплення на раму:

p = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Діаметри болтів:

d 1 = 0,03 α ω + 12 = 0,03 · 125 + 12 = 15,8 мм - М16

d 2 = 0,75 d 1 = 0,75 · 16 = 12 мм - М12

d 3 = 0,6 d 1 = 0,6 · 16 = 9,6 мм - М10

d 4 = 0,5 d 1 = 0,5 · 16 = 8 мм - М8

Конструктивно приймаємо роз'ємний корпус, що складається з кришки і підстави, з'єднаний стяжними болтами.

5. Проектний розрахунок валів

Як матеріал валів використовуємо сталь 45.

Допустиме напруження на кручення:

-Для швидкохідного валу [τ] б = 12 МПа;

-Для тихохідного вала [τ] т = 20 МПа

5.1 Тихохідний вал

Проектний розрахунок тихохідного валу. Діаметр вихідний:

d т = = = 42,4 мм, приймаємо d Т = 45 мм.

Діаметр під підшипники приймаємо d б п = 55 мм.

5.2 Швидкохідний вал

Діаметр вихідний:

d б = = = 29,8 мм, приймаємо d б = 30 мм.

Діаметр під підшипники приймаємо d б п = 35 мм.

5.3 Призначення підшипників валів

Тихохідний вал. Попередньо вибираємо підшипник кульковий радіальний однорядний 311 за ГОСТ 8338-75. Його розміри: d = 55 мм, D = 120 мм, b = 29 мм.

Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 71,5 кН.

Статична вантажопідйомність С о = 41,5 кН.

Швидкохідний вал.

Попередньо вибираємо підшипник кульковий радіальний однорядний 307 за ГОСТ 8338-75. Його розміри: d = 35 мм, D = 80 мм, b = 21 мм.

Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 33,2 кН.

Статична вантажопідйомність С о = 18 кН.

Проводимо ескізну компоновку редуктора за рекомендаціями [1], (див. додаток).

6. Уточнений розрахунок валів (тихохідний вал)

Розміри валу приймаємо з ескізної компонування.

Сили діючі на вал.

Окружна сила:

F t = 2Т 2 / d 2 = 2 · 304,83 / 207 · 10 -3 = 2945 H

Радіальна сила:

F r = F t · tg α / cos β = 2945 · tg 20 ° / cos10, 26 ° = 1089 H

Так як передача шеврони, то осьові навантаження відсутні.

Зусилля від муфти:

F M = 125 = 125 = 2182 H

Визначення реакцій підшипників і побудова епюр згинаючих і крутних моментів (мал. 1).

У вертикальній площині:

Σ М А = 0 = -1089 · 0,060 + R BZ · 0,120;

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

Σ М В = 0 = 1089 · 0,060 - R А Z · 0,120;

R А Z = (1089 · 0,060) / 0,120 = 544,5 H;

Перевірка: Σ Z = 0; 544,5 + 544,5 - 1089 = 0

У горизонтальній площині:

Σ М А = 0 = 2945 · 0,060 + R B Х · 0,120 - 2182 · 0,203;

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

Σ 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;

Перевірка

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

R A = = = 3031 H

R B = = = 2285 H

R max = R A = 3031 Н

Небезпечне перетин I - I.

Матеріал валу - 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].

Розрахунок вала в перетині I - I на опір втоми.

σ а = σ u = М у max / 0,1 d 3 = 181,1 / 0,1 · 0,055 3 = 10,9 МПа

τ а = τ к / 2 = T 2 / 2 · 0,2 d 3 = 304,83 / 0,4 · 0,055 3 = 4,6 МПа

До σ / К d σ = 3,8 [2]; До τ / К d τ = 2,2 [2]; K F σ = K F τ = 1 [2]; K V = 1 [2].

K σ Д = (К σ / К d σ + 1 / К F σ - 1) · 1 / K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K τ Д = (К τ / К d τ + 1 / К F τ - 1) · 1 / K V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ -1 / K σ Д = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ-1Д = τ -1 / K τ Д = 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

Міцність валу забезпечена.

Рис. 1

7. Уточнений розрахунок підшипників тихохідного валу

Підшипник кульковий радіальний однорядний 311 ГОСТ 8338-75.

Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 71,5 кН.

Статична вантажопідйомність С о = 41,5 кН.

Так як осьова складова реакції опори F A = 0, еквівалентна навантаження визначається за формулою:

R Е = V · F r · K δ · K т, де:

V = 1 - так як обертається внутрішнє кільце;

K δ = 1,1 - вважаємо навантаження спокійній;

K т = 1, при t ≤ 100 ° C;

F r = R A = 3031 Н.

R Е = 1 · 3031 · 1,1 · 1 = 3334 Н

Визначаємо розрахункову вантажопідйомність:

З гр = R Е = 3334 = 17542 Н

З>> З гр

71,5>> 17,542

У зв'язку з цим можливо замінити підшипник 311 на підшипник 211.

Його розміри: d = 55 мм, D = 100 мм, b = 21 мм.

Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 43,6 кН.

Статична вантажопідйомність С о = 25 кН.

43,6> 17,542

8. Вибір і перевірочний розрахунок шпонкових з'єднань

Шпонки вибираємо по діаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напруга зминання:

σ см = 2Т / d (l - b) (h - t 1) <[σ] см = 120 МПа

Швидкохідний вал Ø 30 мм, шпонка 7 × 7 × 45, t 1 = 4 мм.

σ см = 2 · 63,48 · 10 3 / 30 · (45 - 7) (7 - 4) = 37,1 МПа <[σ] см

Тихохідний вал Ø 65 мм, шпонка 18 × 11 × 45, t 1 = 7 мм.

σ см = 2 · 304,83 · 10 3 / 65 · (45 - 18) (11 - 7) = 86,8 МПа <[σ] см

9. Вибір і розрахунок кількості олії

За контактним напруженням [σ] H = 525 МПа і швидкості v = 1,6 м / c по [1], приймаємо масло індустріальне І-40А.

Кількість масла: (0,4 ... 0,8) л на 1 кВт потужності, означає:

V M = 7,5 · 0,6 = 4,5 л

10. Збірка редуктора

Деталі перед складанням промити і очистити.

Спочатку встановлюємо в корпус редуктора швидкохідний вал. Підшипники закриваємо кришками.

Далі збираємо тихохідний вал: закладаємо шпонки; закріплюємо колесо; встановлюємо підшипники. Зібраний вал укладаємо в корпус редуктора.

Закриваємо редуктор кришкою і стягаємо стяжними болтами. Встановлюємо кришки підшипників.

Після цього редуктор заповнюється маслом. Обкачуємо 4 години, потім промиваємо.

Список використаної літератури

  1. А.Є. Шейнбліт - Курсове проектування деталей машин, Москва, "Вища школа", 1991 р.

  2. Проектування механічних передач - під ред. С.А. Чернавського,

Москва, "Машинобудування", 1984 р.

  1. С.І. Тимофєєв - Деталі машин, Ростов, "Вища освіта", 2005 р.

  2. Г.Б. Іосілевіч - Прикладна механіка, Москва, "Машинобудування", 1985 р.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
81.9кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування приводу силової установки
Проектування силової частини
Проектування приводу
Проектування приводу до конвеєра
Розрахунок і проектування приводу
Проектування приводу до шнеку
Проектування приводу стрічкового живильника
Проектування приводу технологічного обладнання
Проектування і розрахунок приводу машини
© Усі права захищені
написати до нас