Курсовая работа: Проектирование привода силовой установки

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Владимирский государственный университет
Кафедра теоретической и прикладной механики
Проектирование привода силовой установки
1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням
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
6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)
7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала
8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Приложение: эскизная компоновка редуктора, спецификация редуктора
Мощность на выходном валу: Р 3
= 3,0 кВт.
Число оборотов выходного вала: n 3
= 100 мин -1
.
Коэффициент нагрузки в сутки: k с
= 0,66
Коэффициент нагрузки в году: k г
= 0,7
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.
Р тр
= Р 3
/ η = 3,0 / 0,84 = 3,57 кВт = 3570 Вт
Принимаем: U к.п.
= 3 - передаточное число конической передачи;
U рем
= 2 - передаточное число клиноременной передачи.
Номинальное число оборотов двигателя:
n дв
= n 2
· U = 100 · 6 = 600 об/мин; n 2
= n 3

С учетом Р тр
и n дв
принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132S8
1.2 Передаточное отношение и разбивка его по ступеням
Фактические передаточные числа привода:
U ф
= n ном
/ n 2
= 720 / 100 = 7,2
U рем
= U ф
/ U к.п.
= 7,2 / 3 = 2,4
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.
n 1
= n дв
/ U рем
= 720 / 2,4 = 300 об/мин;
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.
n 2
= n 1
/ U к.п
= 300 / 3 = 100 об/мин;
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 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 HВ 1
;
- для колеса – сталь 35Х, улучшение, твердость 260…280 HВ 2
.
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Действительное число циклов нагружений зуба:
N Н1
= L · 365 ·24 · n 1
·60 · k c
· k г
· С 1
= 4 · 365 ·24 · 300 ·60 · 0,66 · 0,7 · 3 =
N Н2
= L · 365 ·24 · n 2
·60 · k c
· k г
· С 2
= 4 · 365 ·24 · 100 ·60 · 0,66 · 0,7 · 1 =
L = 4 года – срок службы, k с
= 0,66 - коэффициент нагрузки в сутки,
k г
= 0,7 - коэффициент нагрузки в году,
С 1
= U к.п.
= 3, С 2
= 1 – число зацеплений зуба за один оборот колеса.
N HO
= (3…4) · 10 7
= 3 · 10 7
циклов – базовое число циклов.
К НL1
= = = 0,66; К НL2
= = = 0,86
S H
= 1,2…1,3 – коэффициент безопасности при объемной обработке.
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 FO
= 4 · 10 6
циклов – базовое число циклов при изгибе.
К FL1
= = = 0,5; К FL2
= = = 0,67
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].
По ГОСТ 6636-69 принимаем d e2
= 250 мм.
δ 2
= arctg(U к.п.
) = arctg 3 = 71,57º; δ 1
= 90º - δ 2
= 18,43º
R e
= d e2
/ 2sin(δ 2
) = 250 / 2sin 71,57 = 131,8 мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285R e
= 0,285 · 131,8 = 37,56 мм
z 2
= d e2
/ m e
= 250 / 1,58 = 158,6, принимаем z 2
= 159.
U ф
= 159 / 53 = 3, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.
Внешние диаметры шестерни и колеса.
d e1
= m e
z 1
= 1,58 · 53 = 83,74 мм;
d e2
= m e
z 2
= 1,58 · 159 = 251,22 мм.
d ae1
= d e1
+ 2(1 + X e1
) m e
cosδ 1

d ae2
= d e2
+ 2(1 - X e2
) m e
cosδ 2

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
d 1
= 0,857d e1
= 0,857 · 83,74 = 71,8 мм
d 2
= 0,857d e2
= 0,857 · 251,22 = 215,3 мм
где F t
= = = 2655 H – окружная сила в зацеплении.
Величину K Hv
находим из [1], в зависимости от класса прочности и окружной скорости.
V = ω 2
d 2
/ 2 · 10 3
= 10,5 · 215,3 / 2 · 10 3
= 1,13 м/с
σ Н
= 470 = 452 МПа < [σ] Н
= 525 МПа
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 71,57º = 503,2
σ F2
= 3,63 · · 1,01 = 193 МПа ≤ [σ] F
= 318 МПа
F r1
= F a2
= F t
· tgα · cos δ 1
= 2655 · tg 20º · cos18,43º = 907 H
F a1
= F r2
= F t
· tgα · cos δ 2
= 2655 · tg 20º · cos 71,57º = 302 H
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 поясов стыка: b = b 1
= 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм
d 1
= 0,03 · 250 + 12 = 19,5 мм – М20
d 2
= 0,75d 1
= 0,75 · 20 = 15 мм – М16
d 3
= 0,6d 1
= 0,6 · 20 = 12 мм – М12
d 4
= 0,5d 1
= 0,5 · 20 = 10 мм – М10
Конструктивно принимаем разъемный корпус, состоящий из крышки и основания, соединенный стяжными болтами.
В качестве материала валов используем сталь 45.
Допускаемое напряжение на кручение:
-для быстроходного вала [τ] б
= 12 МПа;
-для тихоходного вала [τ] т
= 20 МПа
d т
= = = 41,3 мм, принимаем d Т
= 42 мм.
Диаметр под подшипники принимаем d б
п
= 50 мм.
d б
= = = 34,6 мм, принимаем d б
= 35 мм.
Диаметр под подшипники принимаем d б
п
= 45 мм.
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.
Предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 46109 по
ГОСТ 831-75. Его размеры: d = 45 мм, D = 75 мм, b = 16 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 22,5 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 13,4 кН.
Проводим эскизную компоновку редуктора по рекомендациям [1], (см. приложение).
6. Уточненный расчет валов (тихоходный вал)
Размеры вала принимаем из эскизной компоновки.
F r2
= F t
· tgα · cos δ 2
= 2655 · tg 20º · cos 71,57º = 302 H
F a2
= F t
· tgα · cos δ 1
= 2655 · tg 20º · cos18,43º = 907 H
М = F α2
d 2
/ 2 = 907 · 0,2153 / 2 = 97,6 H·м
Усилие от муфты: F M
= 125 = 125 = 2113 H
Определение реакций подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 1).
ΣМ А
= 0 = 97,6 - 302 · 0,036 + R Bу
· 0,132;
R Bу
= (302 · 0,036 – 97,6) / 0,132 = -657 H;
ΣМ В
= 0 = 97,6 + 302 · 0,096 - R Ау
· 0,132;
R Ау
= (97,6 + 302 · 0,096) / 0,132 = 959 H;
Проверка: Σy = 0; -657 + 959 – 302 = 0
ΣМ А
= 0 = 2655 · 0,036 + R BХ
· 0,132 – 2113 · 0,202;
R BХ
= (2113 · 0,202 - 2655 · 0,036) / 0,132 = 2509 H;
ΣМ В
= 0 = - 2655 · 0,096 - 2113 · 0,070 + R АХ
· 0,132;
R АХ
= (2655 · 0,096 + 2113 · 0,070) / 0,132 = 3051 H;
Проверка: ΣХ = 0; - 3051 + 2655 + 2509 – 2113 = 0
Материал вала – 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].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М уmax
/ 0,1d 3
= 147,9 / 0,1 · 0,050 3
= 11,8 МПа
τ а
= τ к
/2 = T 2
/ 2 · 0,2d 3
= 285,84 / 0,4 · 0,050 3
= 5,7 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σД
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τД
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σД
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τД
= 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
7. Уточненный расчет подшипников тихоходного вала
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 α
/ R A
= 907 / 3198 = 0,28
По таблице [2] для 0,036 определяем: е = 0,34.
Поскольку 0,28 < е, то принимаем: Х = 1, Y = 0.
R Е
= (Х R A
+ Y F α
) · K δ
· K т
, где:
K δ
= 1,1 – считаем нагрузку спокойной;
R Е
= (1· 3198 + 0 · 907) · 1,1 · 1 = 3518 Н
Определяем расчетную грузоподъемность:
8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23360-70.
σ см
= 2Т / d(l – b)(h – t 1
) < [σ] см
= 120 МПа
Быстроходный вал Ø35 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

Тихоходный вал Ø60 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

По контактным напряжениям [σ] H
= 525 МПа и скорости v = 1,13 м/c по [1], принимаем масло индустриальное И-40А.
Количество масла: (0,4…0,8) л на 1 кВт мощности, значит:
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.
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.

Название: Проектирование привода силовой установки
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 01:37:31 29 июля 2010 Похожие работы
Просмотров: 105
Комментариев: 17
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Проектирование привода силовой установки
Реферат по теме Слуховая и вестибулярная сенсорные системы, их вспомогательный аппарат
Контрольная работа по теме Факторы совершенствования отечественной монетарной политики в условиях внешних и внутренних угроз
Реферат: Малый бизнес характерные черты, преимущества, зарубежный опыт и проблемы становления в Республ
Негосударственный Терроризм Как Форма Политической Борьбы Реферат
Реферат: Oedipus Tragic Flaw Essay Research Paper Tragic
Реферат По Русской Литературой
Реферат Методика Разработки Контрпропагандистских Материалов
Реферат: Основы программирования
Эссе На Казахском Языке Про 7
Реферат по теме Молодежь: духовное воспроизводство в условиях риска
Реферат по теме Храмовая архитектура XII – конца XIX веков
Реферат: Анализ примеров переводческих трансформаций
Реферат: Рибек, Ян ван
Контрольная работа: Понятие налогового оклада
Реферат: Совершенствование управлением системой продаж в страховании физических лиц
Реферат: Особенности биологии ХХ века
Курсовая Работа На Тему Денежные Доходы И Роль Социальной Политики В Рыночной Экономике
Реферат: Korean Conflict Essay Research Paper North Korea
Реферат: Развитие событийного туризма в Республике Беларусь. Скачать бесплатно и без регистрации
Лабораторная Работа Физика 7 Класс Исаченкова
Реферат: Определение рейтинга конкурентоспособности страны
Реферат: Философское значение глобальных проблем современности
Реферат: Аффект