Проектирование привода cиловой установки

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

Курсовой проект по деталям машин

Проектирование привода силовой установки

Задание на курсовую работу

Спроектировать привод силовой установки.

Кинематическая схема привода

Мощность на выходном валу: Р3 = 3,4 кВт.

Число оборотов выходного вала: n3 = 130 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.

1. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Общий КПД двигателя:

з = з_з.п. · з_рем · з_п²

з_з.п. = 0,97…0,98; принимаем з_з.п. = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_рем = 0,9…0,95; принимаем з_рем = 0,9 - КПД клиноременной передачи;

з_п = 0,98…0,99; принимаем з_п = 0,98 - КПД пары подшипников качения.

з = 0,98 · 0,9 · 0,98² = 0,85

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ з = 3,4 / 0,85 = 4 кВт = 4000 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 = 130 · 10 = 1300 об/мин; n₂ = n₃

С учетом Р_тр и n_дв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А100L4

P_ном = 4 кВт; L₁ = 60 мм.

n_ном = 1430 об/мин; d₁ = 28 мм.

1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням

Фактические передаточные числа привода:

U_ф = n_ном / n₂ = 1430 / 130 = 11

U_з.п. = 5

U_рем = U_ф / U_з.п. = 11 / 5 = 2,2

1.3 Скорости вращения валов

Вал двигателя.

Р_дв = 4 кВт;

n_дв = n_ном = 1430 об/мин;

Т_дв = Р_тр / щ_дв = 4000 / 149,7 = 26,72 Н·м;

щ_дв = рn_дв / 30 = 3,14 · 1430 / 30 = 149,7 рад/с.

Быстроходный вал редуктора.

n₁ = n_дв / U_рем = 1430 / 2,2 = 650 об/мин;

щ₁ = рn₁ / 30 = 3,14 · 650 / 30 = 68,0 рад/с;

Т₁ = Т_дв · U_рем · з_рем · з_п = 26,72 · 2,2 · 0,9 · 0,98 = 51,85 Н·м.

Тихоходный вал редуктора.

n₂ = n₁ / U_з.п = 650 / 5 = 130 об/мин;

щ₂ = рn₂ / 30 = 3,14 · 130 / 30 = 13,6 рад/с;

Т₂= Т₁ · U_з.п · з_з.п. · з_п = 51,85 · 5 · 0,98 · 0,98 = 248,98 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 · 650 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =

= 315,7 · 10⁷ циклов;

N_Н2 = L · 365 ·24 · n₂ ·60 · k_c · k_г · С₂ = 4 · 365 ·24 · 130 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 12,6 · 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 = = = 0,84

Принимаем: К_НL = 1.

S_H = 1,2…1,3 - коэффициент безопасности при объемной обработке.

Принимаем: S_H = 1,2.

Определим предельные контактные напряжения:

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

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

Определим допускаемые контактные напряжения:

[у]_H1 = К_НL = 650/1,2 = 542 МПа;

[у]_H2 = К_НL = 610/1,2 = 508 МПа;

Используем прочность по среднему допускаемому напряжению:

[у]_H = 0,5([у]_H1 + ([у]_H2) = 0,5 · (542 + 508) = 525 МПа.

2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Действительное число циклов при изгибе:

N_F1 = N_Н1 = 315,7 · 10⁷ циклов;

N_F2 = N_Н2 = 12,6 · 10⁷ циклов;

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

Коэффициент долговечности К_FL:

К_FL1 = = = 0,58; К_FL2 = = = 0,87

Принимаем: К_FL = 1.

S_F = 1,7 - коэффициент безопасности при изгибе.

К_Fс = 1- коэффициент реверсивности.

Определим предельные напряжения при изгибе:

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

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

Определим допускаемые напряжения при изгибе:

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

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

Принимаем наименьшее: [у]_F = 318 МПа.

3. Проектный расчет зубчатой передачи

U_з.п. = 5. Межосевое расстояние:

б_щ = К_б(U_з.п. + 1) = 430 · (5 + 1) = 124,4 мм.

К_б = 430 - для косозубых передач [3].

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

Примем: К_Н = К_Нв

Ш_bd = 0,5Ш_ba (U_з.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2

По Ш_bd = 1,2 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:

К_Нв = 1,24.

Принимаем б_щ = 125 мм.

Модуль зацепления:

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

Ширина колеса:

b₂ = ш_ва · б_щ = 0,4 · 125 = 50 мм

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

Минимальный угол наклона зубьев:

в_min = arcsin = arcsin = 8,05°

При в = в_min сумма чисел зубьев z_c = z₁ + z₂ = (2б_щ/m)cos в_min = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77

Округляем до целого: z_c = 123

Угол наклона зубьев:

в = arccos = arccos = 10,26°,

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 ДU = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d₁ = m z₁ /cos в = 2 · 21 / cos 10,26° = 43 мм - шестерни;

d₂ = m z₂ /cos в = 2 · 102 / cos 10,26° = 207 мм - колеса.

Торцевой (окружной) модуль:

m_t = m /cos в = 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.

у_Н = Z_E Z_H Z_е

Коэффициент жесткости материала:

Z_E = ; В_i = E_i / (1 - м_i²).

У колес из стали 35Х:

Е = Е₁ = Е₂ = 210 ГПа; м₁ = м₂ = 0,3.

Z_E = = = = 5,78 · 10⁴

Коэффициент формы зуба:

Z_Н = ; tg б_t = tg 20є / cosв = tg 20є / cos 10,26° = 0,37

б_t = 20,3є

в₀ = arcsin (sin в · cos 20є) = arcsin (sin 10,26° · cos 20є) = 9,63є

Z_Н = = 2,45

Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.

е_в = b₂ tgв / р m_t = b₂ tgв cosв / р m = 50 · tg10,26° · cos10,26° / 3,14 · 2 = 1,42 >1

Z_е = = = 0,77

е_б = (1,88 - 3,2 ) cosв = (1,88 - 3,2 ) cos10,26° = 1,69

Окружная сила:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 248,98 / 207 · 10^-3 = 2406 H

Коэффициент внешней силы:

К_Н = К_Нв · К_НV · К_Нб

После уточнения: К_Нв = 1,14

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

д_Н = 0,04; q₀ = 4,7; окружная скорость:

V_t = d₂ щ₂ / 2 = 207 · 10^-3 · 13,6 / 2 = 1,4 м/с

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

К_Н = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19

у_Н = 5,78 · 10⁴ · 2,45 · 0,77 = 162,8 МПа < 525 МПа =[у]_H

Проверка напряжения изгиба.

у_F = Y_FS2 Y_в Y_е

Коэффициент внешней силы:

К_F = К_Fв · K_FV · K_Fб = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18

К_Fв = 1,13

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

д_F = 0,16

K_Fб = К_Нб = 1,04

Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):

Y_FS2 = Y_FS2 (Z_V1, ч)

Эквивалентное число зубьев:

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

Y_FS2 = 3,6

Коэффициент угла наклона оси зуба:

Y_в = 1 - в / 140 = 1 - 10,26 / 140 = 0,927

Коэффициент перекрытия зацепления:

Y_е = 1 / е_б = 1 / 1,69 = 0,6

у_F = 3,6 · 0,927 · 0,6 = 56,8 МПа < 318 МПа = [у]_F

4. 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:

д = 1,12 = 1,12 · = 4,45 мм.

Принимаем: д = д₁ = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5д = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35д = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03б_щ + 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 [ф]_б = 12 МПа;

-для тихоходного вала [ф]_т = 20 МПа

5.1 Тихоходный вал

Проектный расчет тихоходного вала.

Диаметр выходной:

d_т = = = 39,6 мм, принимаем d_Т = 40 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 50 мм.

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной:

d_б = = = 27,8 мм, принимаем d_б = 28 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d^б_п = 35 мм.

5.3 Назначение подшипников валов

Тихоходный вал. Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46210 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм. Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН. Статическая грузоподъемность С_о = 24,9 кН.

Быстроходный вал. Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46207 по ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм. Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 29 кН. Статическая грузоподъемность С_о = 16,4 кН.

Проводим эскизную компоновку редуктора по рекомендациям [1]

6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)

Размеры вала принимаем из эскизной компоновки.

Силы действующие на вал.

Окружная сила:

F_t = 2Т₂ / d₂ = 2 · 248,98 / 207 · 10^-3 = 2406 H

Радиальная сила:

F_r = F_t · tgб / cos в = 2406 · tg 20°/ cos10,26° = 890 H

Осевая сила:

F_б = F_t · tg в = 2406 · tg 10,26° = 436 H

Изгибающий момент от осевой силы:

М = F_б d₂ / 2 = 436 · 0,207 / 2 = 45,1 H·м

Усилие от муфты

F_M = 125 = 125 = 1972 H

Определение реакций подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 1).

В вертикальной плоскости:

УМ_А = 0 = -45,1 - 890 · 0,0565 + R_Bу · 0,113;

R_Bу = (45,1 + 890 · 0,0565) / 0,113 = 844 H;

УМ_В = 0 = - 45,1 + 890 · 0,0565 - R_Ау · 0,113;

R_Ау = (- 45,1 + 890 · 0,0565) / 0,113 = 46 H;

Проверка: Уy = 0; 46 + 844 - 890 = 0

В горизонтальной плоскости:

УМ_А = 0 = 2406 · 0,0565 + R_BХ · 0,113 - 1972 · 0,171;

R_BХ = (1972 · 0,171 - 2406 · 0,0565) / 0,113 = 1781 H;

УМ_В = 0 = - 1972 · 0,058 - 2406 · 0,0565 + R_АХ · 0,113;

R_АХ = (1972 · 0,058 + 2406 · 0,0565) / 0,113 = 2215 H;

Проверка: УХ = 0; - 2215 + 2406 + 1781 - 1972 = 0

R_A = = = 2216 H

R_B = = = 1971 H

R_max = R_A = 2216 Н

Опасное сечение I - I.

Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у_в = 780 МПа, у_т = 540 МПа, ф_т = 290 МПа, у_-1 = 360 МПа, ф_-1 = 200 МПа, ш_ф = 0,09, [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

у_а = у_u = М_уmax / 0,1d³ = 125,1 / 0,1 · 0,060³ = 5,8 МПа

ф_а = ф_к /2 = T₂ / 2 · 0,2d³ = 248,98 / 0,4 · 0,060³ = 2,9 МПа

К_у / К_dу = 3,8 [2]; К_ф / К_dф = 2,2 [2];

K_Fу = K_Fф = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_уД = (К_у / К_dу + 1 / К_Fу - 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8

K_фД = (К_ф / К_dф + 1 / К_Fф - 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2

у_-1Д = у_-1 / K_уД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

ф_-1Д = ф _-1 / K_фД = 200 / 2,2 = 91 МПа

_у = у_-1Д / у_а = 94,7 / 5,8 = 16,3; S_ф = ф _-1Д / ф _а = 91 / 2,9 = 31,4

S = S_у S_ф / = 16,3 · 31,4 / = 14,5 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Подшипник шариковый радиально-упорный 46210 ГОСТ 831-75.

Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 40,6 кН.

Статическая грузоподъемность С_о = 24,9 кН.

Вычислим отношение:

F_б / R_A = 436 / 2216 = 0,20

F_б / С_о = 436 / 24900 = 0,018

По таблице [2] для 0,018 определяем:

е = 0,3; Y = 1,81

Поскольку 0,20 < е, то принимаем: Х = 1, Y = 0.

R_Е = (Х R_A + Y F_б) · K_д · K_т , где:

K_д = 1,1 - считаем нагрузку спокойной;

K_т = 1, при t ? 100°C;

R_Е = (1· 2216 + 0 · 436) · 1,1 · 1 = 2438 Н

Определяем расчетную грузоподъемность:

С_гр = R_Е = 2438 = 12211 Н

С > С_гр

40,6 > 12,211

7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.

Напряжение смятия:

у_см = 2Т / d(l - b)(h - t₁) < [у]_см = 120 МПа

Быстроходный вал Ш28 мм, шпонка 7 Ч 7 Ч 45, t₁ = 4 мм.

у_см = 2 · 51,85 · 10³ / 28 · (45 - 7)(7 - 4) = 32,5 МПа < [у]_см

Тихоходный вал Ш60 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 45, t₁ = 7 мм.

у_см = 2 · 248,98 · 10³ / 60 · (45 - 18)(11 - 7) = 76,8 МПа < [у]_см

8. Выбор и расчет количества масла

По контактным напряжениям [у]_H = 525 МПа и скорости v = 1,4 м/c по [1], принимаем масло индустриальное И-40А.

Количество масла: (0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:

V_M = 4 · 0,6 = 2,4 л

9. 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.