Проектирование привода силовой установки (125882)

Посмотреть архив целиком

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: kс = 0,66

Коэффициент нагрузки в году: kг = 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 = ηз.п. · ηрем · ηп2


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

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

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


η = 0,98 · 0,9 · 0,982 = 0,85


Требуемая мощность двигателя:


Ртр = Р3/ η = 4,8 / 0,85 = 5,65 кВт = 5650 Вт


Передаточное число привода:


U = Uз.п. · Uрем


Принимаем: Uз.п. = 5 - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи;

Uрем = 2 - передаточное число клиноременной передачи.


U = 5 · 2 = 10


Номинальное число оборотов двигателя:


nдв = n2 · U = 150 · 10 = 1500 об/мин; n2 = n3


С учетом Ртр и nдв принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132S4


Pном = 7,5 кВт; L1 = 80 мм.

nном = 1455 об/мин; d1 = 38 мм.


    1. Передаточное отношение и разбивка его по ступеням


Фактические передаточные числа привода:


Uф = nном / n2 = 1455 / 150 = 9,7

Uз.п. = 5

Uрем = Uф / Uз.п. = 9,7 / 5 = 1,94


1.3 Вращающие моменты на валах


Вал двигателя.


Рдв = 7,5 кВт;

nдв = nном = 1455 об/мин;

Тдв = Ртр / ωдв = 5650 / 152,3 = 37,10 Н·м;

ωдв = πnдв / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3 рад/с.


Быстроходный вал редуктора.


n1 = nдв / Uрем = 1455 / 1,94 = 750 об/мин;

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

Т1 = Тдв · Uрем · ηрем · ηп = 37,10 · 1,94 · 0,9 · 0,98 = 63,48 Н·м.


Тихоходный вал редуктора.


n2 = n1 / Uз.п = 750 / 5 = 150 об/мин;

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

Т2= Т1 · Uз.п · ηз.п. · ηп = 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:


НВСР1 = (280+300)/2 = 290;


Средняя твердость зубьев колеса:


НВСР2 = (260+280)/2 = 270.


2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений


Действительное число циклов нагружений зуба:


NН1 = L · 365 ·24 · n1 ·60 · kc · kг · С1 = 4 · 365 ·24 · 750 ·60 · 0,66 · 0,7 · 5 =

= 364,2 · 107 циклов;

NН2 = L · 365 ·24 · n2 ·60 · kc · kг · С2 = 4 · 365 ·24 · 150 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =

= 14,6 · 107 циклов;


L = 4 года – срок службы, kс = 0,66 - коэффициент нагрузки в сутки,

kг = 0,7 - коэффициент нагрузки в году,

С1 = Uз.п. = 5, С2 = 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса.

NHO = (3…4) · 107 = 3 · 107 циклов – базовое число циклов.


Коэффициент долговечности КНL:


КНL1 = = = 0,56; КНL2 = = = 0,82


Принимаем: КНL = 1.

SH = 1,2…1,3 – коэффициент безопасности при объемной обработке.

Принимаем: SH = 1,2.

Определим предельные контактные напряжения:


[σ]Hlim1 = (1,8…2,1) НВСР1 + 70 = 2 НВСР1 + 70 = 2 · 290 + 70 = 650 МПа;

[σ]Hlim2 = (1,8…2,1) НВСР2 + 70 = 2 НВСР2 + 70 = 2 · 270 + 70 = 610 МПа.


Определим допускаемые контактные напряжения:


[σ]H1 = КНL = 650/1,2 = 542 МПа;

[σ]H2 = КНL = 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:

NF1 = NН1 = 364,2 · 107 циклов;

NF2 = NН2 = 14,6 · 107 циклов;

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

Коэффициент долговечности КFL:


КFL1 = = = 0,57; КFL2 = = = 0,85


Принимаем: КFL = 1.

SF = 1,7 – коэффициент безопасности при изгибе.

КFс = 1- коэффициент реверсивности.

Определим предельные напряжения при изгибе:


[σ]Flim1 = 2 НВСР1 = 2 · 290 = 580 МПа;

[σ]Flim2 = 2 НВСР2 = 2 · 270 = 540 МПа.


Определим допускаемые напряжения при изгибе:


[σ]F1 = КFL КFс = 580/1,7 = 341 МПа;

[σ]F2 = КFL КFс = 540/1,7 = 318 МПа.


Принимаем наименьшее:


[σ]F = 318 МПа.


  1. Проектный расчет зубчатой передачи


Uз.п. = 5


Межосевое расстояние:


αω = Кα(Uз.п. + 1) = 430 · (5 + 1) = 133,4 мм.


Кα = 430 – для шевронной передачи [3].

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

Примем: КН = КНβ


Ψbd = 0,5Ψba (Uз.п. + 1) = 0,5 · 0,4 · (5+1) = 1,2


По Ψbd = 1,2 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: КНβ = 1,24.

Принимаем αω = 125 мм.

Модуль зацепления:


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


Ширина колеса:


b2 = ψва · αω = 0,4 · 125 = 50 мм

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


Минимальный угол наклона зубьев:


βmin = arcsin = arcsin = 8,05°


При β = βmin сумма чисел зубьев zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77


Округляем до целого: zc = 123

Угол наклона зубьев:


β = arccos = arccos = 10,26°,


при нем zc = (2 · 125/2)cos 10,26° = 123

Число зубьев шестерни:


z1 = zc / (Uз.п. + 1) = 123 / (5 + 1) ≈ 21

z2 = 123 – 21 = 102 – колеса.


Передаточное число:


Uф = 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:



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


Диаметры вершин зубьев:


dа1 = d1 + 2m = 43 + 2 · 2 = 47 мм;

dа2 = d2 + 2m = 207 + 2 · 2 = 211 мм.


Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.


σН = ZE ZH Zε


Коэффициент жесткости материала:


ZE = ; Вi = Ei / (1 – μi2).


У колес из стали 35Х:


Е = Е1 = Е2 = 210 ГПа; μ1 = μ2 = 0,3.

ZE = = = = 5,78 · 104


Коэффициент формы зуба:


ZН = ; tg αt = tg 20º / cosβ = tg 20º / cos 10,26° = 0,37

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

ZН = = 2,45


Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.


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

Zε = = = 0,77

εα = (1,88 – 3,2 ) cosβ = (1,88 – 3,2 ) cos10,26° = 1,69


Окружная сила:


Ft = 2Т2 / d2 = 2 · 304,83 / 207 · 10-3 = 2945 H


Коэффициент внешней силы:


КН = КНβ · КНV · КНα


После уточнения: КНβ = 1,14


КНV = 1 + δН q0 Vt = 1 + 0,04 · 4,7 · 1,6= 1

δН = 0,04; q0 = 4,7;


окружная скорость:


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

КНα = КНα (Vt ; степень точности); КНα = 1,04


Случайные файлы

Файл
71315-1.rtf
104354.rtf
187133.rtf
66763.rtf
64175.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.