Проектирование привода силовой установки (стр. 1 из 2)

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

Проектирование привода силовой установки

Содержание

Задание на курсовую работу

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

Приложение: эскизная компоновка редуктора, спецификация редуктора

Задание на курсовую работу

Кинематическая схема привода

Мощность на выходном валу: Р₃ = 3,0 кВт.

Число оборотов выходного вала: n₃ = 100 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.

1. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя [1]

Общий КПД двигателя:

η = η_к.п. · η_рем · η_п²

η_к.п. = 0,97 – КПД конической 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 = 0,97 · 0,9 · 0,98² = 0,84

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ η = 3,0 / 0,84 = 3,57 кВт = 3570 Вт

Передаточное число привода:

U = U_к.п. · U_рем

Принимаем: U_к.п. = 3 - передаточное число конической передачи;

U_рем = 2 - передаточное число клиноременной передачи.

U = 3 · 2 = 6

Номинальное число оборотов двигателя:

n_дв = n₂ · U = 100 · 6 = 600 об/мин; n₂ = n₃

С учетом Р_тр и n_дв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132S8

P_ном = 4 кВт; L₁ = 80 мм.

n_ном = 720 об/мин; d₁ = 38 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

U_ф = n_ном / n₂ = 720 / 100 = 7,2

U_к.п. = 3

U_рем = U_ф / U_к.п. = 7,2 / 3 = 2,4

1.4 Вращающие моменты на валах

Вал двигателя.

Р_дв = 4 кВт;

n_дв = n_ном = 720 об/мин;

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.

Быстроходный вал редуктора.

n₁ = n_дв / U_рем = 720 / 2,4 = 300 об/мин;

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · η_рем · η_п = 47,35 · 2,4 · 0,9 · 0,98 = 100,23 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n₂ = n₁ / U_к.п = 300 / 3 = 100 об/мин;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 100 / 30 = 10,5 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_к.п · η_к.п. · η_п = 100,23 · 3 · 0,97 · 0,98 = 285,84 Н·м.

2 Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1 Назначение материалов и термообработки. [1]

Принимаем для конической 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 · 300 ·60 · 0,66 · 0,7 · 3 =

= 87,4 · 10⁷ циклов;

N_Н2 = L · 365 ·24 · n₂ ·60 · k_c · k_г · С₂ = 4 · 365 ·24 · 100 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 9,7 · 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_к.п. = 3, 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 =

= = 0,66; К_НL2 = = = 0,86

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 = 87,4 · 10⁷ циклов;

N_F2 = N_Н2 = 9,7 · 10⁷ циклов;

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

Коэффициент долговечности К_FL:

К_FL1 =

= = 0,5; К_FL2 = = = 0,67

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

Внешний делительный диаметр колеса [1].

d_e2≥ 165

Для прямозубых колес:

v_H = k_HΒ =1

d_e2≥ 165

= 240,8 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_e2= 250 мм.

Углы делительных конусов.

δ₂ = arctg(U_к.п.) = arctg 3 = 71,57º; δ₁ = 90º - δ₂ = 18,43º

Внешнее конусное расстояние:

R_e = d_e2 / 2sin(δ₂) = 250 / 2sin 71,57 = 131,8 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285R_e = 0,285 · 131,8 = 37,56 мм

Внешний окружной модуль:

m_e =

v_F = 0,85 – для прямозубых колес,

K_Fβ = 1 для прямозубых колес.

m_e =

= 1,58 мм

Число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2 / m_e = 250 / 1,58 = 158,6, принимаем z₂ = 159.

z₁ = z₂ / U_к.п. = 159 / 3 = 53.

Передаточное число:

U_ф = 159 / 53 = 3, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.

Внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

d_e1 = m_e z₁ = 1,58 · 53 = 83,74 мм;

d_e2 = m_e z₂ = 1,58 · 159 = 251,22 мм.

Диаметры вершин:

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + X_e1) m_e cosδ₁

d_ae2 = d_e2 + 2(1 - X_e2) m_e cosδ₂

X_e1 = 0,34 – коэффициент смещения [1].

d_ae1 = 83,74 + 2 · 1,34 · 1,58 · cos18,43º = 87,76 мм

d_ae2 = 251,22 + 2 · 0,66 · 1,58 · cos71,57º = 251,88 мм

Средние делительные диаметры:

d₁ = 0,857d_e1= 0,857 · 83,74 = 71,8 мм

d₂ = 0,857d_e2 = 0,857 · 251,22 = 215,3 мм

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

σ_Н = 470

≤ [σ]_H,

где F_t =

= = 2655 H – окружная сила в зацеплении.

V_H = K_Hβ = K_Hα = 1

Величину K_Hv находим из [1], в зависимости от класса прочности и окружной скорости.

V = ω₂d₂ / 2 · 10³ = 10,5 · 215,3 / 2 · 10³ = 1,13 м/с

K_Hv = 1,04

σ_Н = 470

= 452 МПа < [σ]_Н = 525 МПа

Проверка напряжения изгиба.

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 = z₂ / cos δ₂ = 159 / cos 71,57º = 503,2

σ_F2 = 3,63 ·

· 1,01 = 193 МПа ≤ [σ]_F = 318 МПа

Силы в зацеплении: