Володимирський державний університет
Кафедра теоретичної і прикладної механіки
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ з деталей машин
Проектування приводу силової установки
Зміст
Завдання на курсову роботу
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
Додаток: ескізна компоновка редуктора, специфікація редуктора
Завдання на курсову роботу
Кінематична схема привода
Потужність на вихідному валу: Р 3 = 3,0 кВт.
Число оборотів вихідного валу: n 3 = 100 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.
Кінематичні розрахунки
1.1 Вибір електродвигуна [1]
Загальний ККД двигуна:
η = η к.п. · η рем · η п 2
η к.п. = 0,97 - ККД конічної 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 = 0,97 · 0,9 · 0,98 2 = 0,84
Необхідна потужність двигуна:
Р тр = Р 3 / η = 3,0 / 0,84 = 3,57 кВт = 3570 Вт
Передаточне число привода:
U = U к.п. · U рем
Приймаємо: U к.п. = 3 - передавальне число конічної передачі;
U рем = 2 - передаточне число клиноремінною передачі.
U = 3 · 2 = 6
Номінальне число оборотів двигуна:
n дв = n 2 · U = 100 · 6 = 600 об / хв; n 2 = n 3
З урахуванням Р тр та n дв приймаємо 3-хфазний асинхронний двигун типу: 4А132S8
P ном = 4 кВт; L 1 = 80 мм.
n ном = 720 об / хв; d 1 = 38 мм.
1.2 Передаточне відношення і розбиття його по щаблях
Фактичні передавальні числа приводу:
U ф = n ном / n 2 = 720 / 100 = 7,2
U к.п. = 3
U рем = U ф / U к.п. = 7,2 / 3 = 2,4
1.4 обертаючі моменти на валах
Вал двигуна.
Р дв = 4 кВт;
n дв = n ном = 720 об / хв;
Т дв = Р тр / ω дв = 3570 / 75,4 = 47,35 Н · м;
ω дв = πn дв / 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад / с.
Швидкохідний вал редуктора.
n 1 = n дв / U рем = 720 / 2,4 = 300 об / хв;
ω 1 = πn 1 / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад / с;
Т 1 = Т дв · U рем · η рем · η п = 47,35 · 2,4 · 0,9 · 0,98 = 100,23 Н · м.
Тихохідний вал редуктора.
n 2 = n 1 / U К.П = 300 / 3 = 100 об / хв;
ω 2 = πn 2 / 30 = 3,14 · 100 / 30 = 10,5 рад / с;
Т 2 = Т 1 · U К.П · η к.п. · η п = 100,23 · 3 · 0,97 · 0,98 = 285,84 Н · м.
2 Матеріали та допустимі напруження зубчастих коліс
2.1 Призначення матеріалів і термообробки. [1]
Приймаємо для конічної передачі марку сталі і термообробку:
- Для шестірні - сталь 35х, нормалізація, твердість 280 ... 300 Hв 1;
- Для колеса - сталь 35х, поліпшення, твердість 260 ... 280 Hв 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 · 300 · 60 · 0,66 · 0,7 · 3 =
= 87,4 · 10 7 циклів;
N Н2 = L · 365 · 24 · n 2 · 60 · k c · k г · З 2 = 4 · 365 · 24 · 100 · 60 · 0,66 · 0,7 · 1 =
= 9,7 · 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 к.п. = 3, С 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 НL:
До НL1 = =
= 0,66; До НL2 =
=
= 0,86
Приймаємо: До НL = 1.
S H = 1,2 ... 1,3 - коефіцієнт безпеки при об'ємній обробці.
Приймаємо: S H = 1,2.
Визначимо граничні контактні напруги:
[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.
Визначимо допустимі контактні напруги:
[Σ] H1 = До НL = 650 / 1,2 = 542 МПа;
[Σ] H2 = До НL = 610 / 1,2 = 508 МПа;
Використовуємо міцність за середнім допустимому напрузі:
[Σ] H = 0,5 ([σ] H1 + ([σ] H2) = 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.
2.3 Розрахунок допустимих напружень вигину
Дійсне число циклів при згині:
N F1 = N Н1 = 87,4 · 10 7 циклів;
N F2 = N Н2 = 9,7 · 10 7 циклів;
N FO = 4 · 10 6 циклів - базове число циклів при вигині.
Коефіцієнт довговічності До FL:
До FL1 = =
= 0,5; До FL2 =
=
= 0,67
Приймаємо: До FL = 1.
S F = 1,7 - коефіцієнт безпеки при вигині.
До Fс = 1 - коефіцієнт реверсивності.
Визначимо граничні напруги при згині:
[Σ] Flim1 = 2 НВ СР1 = 2 · 290 = 580 МПа;
[Σ] Flim2 = 2 НВ СР2 = 2 · 270 = 540 МПа.
Визначимо допустимі напруження при згині:
[Σ] F1 = До FL До Fс = 580 / 1,7 = 341 МПа;
[Σ] F2 = До FL До Fс = 540 / 1,7 = 318 МПа.
Приймаються найменше: [σ] F = 318 МПа.
Проектний розрахунок зубчастої передачі
Зовнішній ділильний діаметр колеса [1].
d e2 ≥ 165
Для прямозубих коліс:
v H = k HΒ = 1
d e2 ≥ 165 = 240,8 мм
За ГОСТ 6636-69 приймаємо d e2 = 250 мм.
Кути ділильних конусів.
δ 2 = arctg (U к.п.) = arctg 3 = 71,57 º; δ 1 = 90 º - δ 2 = 18,43 º
Зовнішнє конусний відстань:
R e = d e2 / 2sin (δ 2) = 250 / 2sin 71,57 = 131,8 мм
Ширина зубчастого вінця шестерні і колеса:
b = 0,285 R e = 0,285 · 131,8 = 37,56 мм
Зовнішній окружний модуль:
m e =
v F = 0,85 - для прямозубих коліс,
K Fβ = 1 для прямозубих коліс.
m e = = 1,58 мм
Кількість зубів колеса і шестерні:
z 2 = d e2 / m e = 250 / 1,58 = 158,6, приймаємо z 2 = 159.
z 1 = z 2 / U к.п. = 159 / 3 = 53.
Передаточне число:
U ф = 159 / 53 = 3, відхилення ΔU = 0,02 U - допустимо.
Зовнішні діаметри шестерні і колеса.
Ділильні діаметри:
d e1 = m e z 1 = 1,58 · 53 = 83,74 мм;
d e2 = m e z 2 = 1,58 · 159 = 251,22 мм.
Діаметри вершин:
d ae1 = d e1 + 2 (1 + X e1) m e cos δ 1
d ae2 = d e2 + 2 (1 - X e2) m e cos δ 2
X e1 = 0,34 - коефіцієнт зміщення [1].
d ae1 = 83,74 + 2 · 1,34 · 1,58 · cos18, 43 º = 87,76 мм
d ae2 = 251,22 + 2 · 0,66 · 1,58 · cos71, 57 º = 251,88 мм
Середні ділильні діаметри:
d 1 = 0,857 d e1 = 0,857 · 83,74 = 71,8 мм
d 2 = 0,857 d e2 = 0,857 · 251,22 = 215,3 мм
Перевірочний розрахунок.
Перевірка контактних напружень.
σ Н = 470 ≤ [σ] H,
де F t = =
= 2655 H - окружна сила у зачепленні.
V H = K Hβ = K Hα = 1
Величину K Hv знаходимо з [1], в залежності від класу міцності та окружної швидкості.
V = ω 2 d 2 / 2 · 10 3 = 10,5 · 215,3 / 2 · 10 3 = 1,13 м / с
K Hv = 1,04
σ Н = 470 = 452 МПа <[σ] Н = 525 МПа
Перевірка напруги вигину.
σ F2 = Y F2 Y β K Fα K Fβ K Fv ≤ [σ] F
Y β = K Fα = K Fβ = 1, v F = 0,85, K Fv = 1,01, Y F2 = 3,63 [4].
z v2 = z 2 / cos δ 2 = 159 / cos 71,57 º = 503,2
σ F2 = 3,63 · · 1,01 = 193 МПа ≤ [σ] F = 318 МПа
Сили в зачепленні:
F r1 = F a2 = F t · tg α · cos δ 1 = 2655 · tg 20 º · cos18, 43 º = 907 H
F a1 = F r2 = F t · tg α · cos δ 2 = 2655 · tg 20 º · cos 71,57 º = 302 H
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 ·
= 4,6 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 · 250 + 12 = 19,5 мм - М20
d 2 = 0,75 d 1 = 0,75 · 20 = 15 мм - М16
d 3 = 0,6 d 1 = 0,6 · 20 = 12 мм - М12
d 4 = 0,5 d 1 = 0,5 · 20 = 10 мм - М10
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 = =
= 41,3 мм, приймаємо d Т = 42 мм.
Діаметр під підшипники приймаємо d б п = 50 мм.
5.2 Швидкохідний вал
Діаметр вихідний:
d б = =
= 34,6 мм, приймаємо d б = 35 мм.
Діаметр під підшипники приймаємо d б п = 45 мм.
5.3 Призначення підшипників валів
Тихохідний вал.
Попередньо вибираємо підшипник кульковий радіально-упорний 46210 по
ГОСТ 831-75. Його розміри: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм.
Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 40,6 кН.
Статична вантажопідйомність С о = 24,9 кН.
Швидкохідний вал.
Попередньо вибираємо підшипник кульковий радіально-упорний 46109 по
ГОСТ 831-75. Його розміри: d = 45 мм, D = 75 мм, b = 16 мм.
Динамічна вантажопідйомність підшипника: З = 22,5 кН.
Статична вантажопідйомність С о = 13,4 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 = =
= 2655 H
Радіальна сила:
F r2 = F t · tgα · cos δ 2 = 2655 · tg 20 º · cos 71,57 º = 302 H
Осьова сила:
F a2 = F t · tgα · cos δ 1 = 2655 · tg 20 º · cos18, 43 º = 907 H
Згинальний момент від осьової сили:
М = F α2 d 2 / 2 = 907 · 0,2153 / 2 = 97,6 H · м
Зусилля від муфти: F M = 125 = 125
= 2113 H
Визначення реакцій підшипників і побудова епюр згинаючих і крутних моментів (мал. 1).
У вертикальній площині:
Σ М А = 0 = 97,6 - 302 · 0,036 + R Bу · 0,132;
R Bу = (302 · 0,036 - 97,6) / 0,132 = -657 H;
Σ М В = 0 = 97,6 + 302 · 0,096 - R Ау · 0,132;
R Ау = (97,6 + 302 · 0,096) / 0,132 = 959 H;
Перевірка: Σy = 0; -657 + 959 - 302 = 0
У горизонтальній площині:
Σ М А = 0 = 2655 · 0,036 + R bх · 0,132 - 2113 · 0,202;
R bх = (2113 · 0,202 - 2655 · 0,036) / 0,132 = 2509 H;
Σ М В = 0 = - 2655 · 0,096 - 2113 · 0,070 + R АХ · 0,132;
R АХ = (2655 · 0,096 + 2113 · 0,070) / 0,132 = 3051 H;
Перевірка: Σ Х = 0; - 3051 + 2655 + 2509 - 2113 = 0
R A = =
= 3198 H
R B = =
= 2594 H
R max = R A = 3198 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 Уmax / 0,1 d 3 = 147,9 / 0,1 · 0,050 3 = 11,8 МПа
τ а = τ к / 2 = T 2 / 2 · 0,2 d 3 = 285,84 / 0,4 · 0,050 3 = 5,7 МПа
До σ / К dσ = 3,8 [2]; До τ / К dτ = 2,2 [2];
K Fσ = K Fτ = 1 [2]; K V = 1 [2].
K σ Д = (К σ / К dσ + 1 / К Fσ - 1) · 1 / K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
K τ Д = (К τ / К dτ + 1 / К Fτ - 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 / 11,8 = 8,0; S τ = τ-1Д / τ а = 91 / 5,7 = 16,0
S = S σ S τ / = 8 · 16 /
= 7,2> [S] = 2,5
Міцність валу забезпечена.
7. Уточнений розрахунок підшипників тихохідного валу
Підшипник кульковий радіально-упорний 46210 ГОСТ 831-75.
Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 40,6 кН.
Статична вантажопідйомність С о = 24,9 кН.
Обчислимо відношення: F α / R A = 907 / 3198 = 0,28
F α / С о = 907 / 24900 = 0,036
По таблиці [2] для 0,036 визначаємо: е = 0,34.
Оскільки 0,28 <е, то приймаємо: Х = 1, Y = 0.
R Е = (Х R A + YF α) · K δ · K т, де:
K δ = 1,1 - вважаємо навантаження спокійній;
K т = 1, при t ≤ 100 ° C;
R Е = (1 · 3198 + 0 · 907) · 1,1 · 1 = 3518 Н
Визначаємо розрахункову вантажопідйомність:
З гр = R Е = 3518
= 16165 Н
С> З гр
40,6> 16,165
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 35 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t 1 = 5 мм.
σ см = 2 · 100,23 · 10 3 / 35 · (45 - 10) (8 - 5) = 54,5 МПа <[σ] см
Тихохідний вал Ø 60 мм, шпонка 18 × 11 × 45, t 1 = 7 мм.
σ см = 2 · 285,84 · 10 3 / 60 · (45 - 18) (11 - 7) = 88,2 МПа <[σ] см
9. Вибір і розрахунок кількості олії
За контактним напруженням [σ] H = 525 МПа і швидкості v = 1,13 м / c по [1], приймаємо масло індустріальне І-40А.
Кількість масла: (0,4 ... 0,8) л на 1 кВт потужності, означає:
V M = 4 · 0,6 = 2,4 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
А.Є. Шейнбліт - Курсове проектування деталей машин, Москва, «Вища школа», 1991 р.
Проектування механічних передач - під ред. С.А. Чернавського, Москва, «Машинобудування», 1984 р.
С.І. Тимофєєв - Деталі машин, Ростов, «Вища освіта», 2005 р.
Г.Б. Іосілевіч - Прикладна механіка, Москва, «Машинобудування», 1985 р.