Разработка привода воздухонагнетателя

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Владимирский государственный университет»

Кафедра ТПМ

Курсовая работа

по дисциплине: Детали машин

На тему: «Разработка привода

воздухонагнетателя»

Владимир 2009

Задание на курсовую работу

Схема механизма

Исходные данные

Мощность на выходном валу привода P3 = 2,5 кВт

Частота вращения выходного вала привода n3 = 95 об/мин

Срок службы = 5 лет

Число смен

Продолжительность смены часов

Режим работы – реверсивный

Нагрузка – постоянная

Содержание

1. Кинематические расчеты 4

1.1. Выбор электродвигателя 4

1.2. Расчет передаточного отношения и разбивка по ступеням 5

1.3. Скорости вращения валов 5

1.4. Вращающие моменты на валах 5

2. Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений 6

2.1. Выбор материала 6

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений 7

2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба 7

3. Проектный расчёт конической передачи 8

4. Расчёт элементов корпуса редуктора 11

5. Проектный расчёт валов 12

6.1. Быстроходный вал 12

6.2. Тихоходный вал 13

6. Выбор и расчет шпоночных соединений 14

7. Уточнённый расчёт тихоходного вала 15

8. Уточнённый расчёт подшипников тихоходного вала 18

9. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений 19

10. Выбор и расчёт количества масла редуктора 21

11. Сборка редуктора 21

Расчетно-пояснительная записка

1.Кинематические расчеты

1.1.Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

, где - КПД всего привода, - мощность на выходе привода, Вт

КПД всего привода определяется по формуле

, где

- КПД ременной передачи

- КПД подшипников

- КПД конической зубчатой передачи

кВт

Требуемая скорость двигателя

, где - ориентировочное передаточное отношение,

- частота вращения выходного вала привода, об/мин

, где

- ориентировочное передаточное отношение в ременной передаче

- ориентировочное передаточное отношение в конической зубчатой передаче

об/мин

На основании расчетов принимаем трехфазный асинхронный электродвигатель 4А132S8У3, для которого мощность электродвигателя P=4000 Вт, асинхронная частота вращения вала n=720 об/мин (при коэффициенте проскальзывания s=4,1%) по ГОСТ 19523-81

Диаметр выходного участка ротора электродвигателя dд=38 мм, длина

выходного участка ротора электродвигателя lд=80 мм.

1.2.Расчет передаточного отношения и разбивка по ступеням

Действительное передаточное отношение всего привода

Целесообразно принять действительное передаточное число ремённой передачи равное ориентировочному значению, т.е. . Тогда действительное передаточное отношение конической передачи

1.3.Скорости вращения валов

Частота вращения вала двигателя

об/мин

Угловая скорость вала двигателя

Частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора

об/мин

Угловая скорость быстроходного (входного) вала редуктора

Частота вращения тихоходного (выходного) вала редуктора

об/мин

Угловая скорость тихоходного (выходного) вала редуктора

1.4.Вращающие моменты на валах

Вращающий момент на валу двигателя

Вращающий момент на входном валу редуктора

Вращающий момент на выходном валу редуктора

2.Материалы и допускаемые напряжения зубчатых колес

2.1.Выбор материала

В качестве материала вала-шестерни и колеса принимается сталь 45, ГОСТ 1414-75. Термообработка – улучшение. Твердость колеса после ТО HB 270, твердость шестерни после ТО HB 300.

2.2.Допускаемые контактные напряжения

Расчетное значение контактного напряжения

Предельное значение контактных напряжений

МПа

Мпа

=1,15-коэффициент безопасности, учитывающий ТО

-коэффициент долговечности

(шт)-базовое число циклов нагружений зуба при HB<350

(шт)-действительное число циклов нагружений зуба

-кол-во зацеплений зуба за оборот шестерни (колеса)

(час)-срок службы

-коэффициент режима нагружения при постоянной нагрузке

МПа

МПа

МПа

2.3.Допускаемые напряжения изгиба

Расчетное значение напряжений при изгибе

Предел выносливости зуба при изгибе

МПа

МПа

=1,75-коэффициент безопасности при изгибе, учитывающий ТО (при HB<350)

-коэффициент долговечности

-коэффициент режима работа (реверсивный)

(при постоянной нагрузке)

МПа

МПа

3.Проектный расчет конической зубчатой передачи

Внешний делительный диаметр колеса

- коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни

- коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к внешнему конусному расстоянию

мм

Примем число зубьев шестерни

Число зубьев колеса . Примем

Уточняем передаточное отношение

Внешний окружной модуль

мм

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние

мм

Длина зуба

мм

Внешний делительный диаметр шестерни

мм

Диаметры шестерни и колеса по выступам зубьев на внешнем торце

мм

мм

Диаметры шестерни и колеса по впадинам зубьев на внешнем торце

мм

мм

Средний делительный диаметр шестерни

мм

Средняя окружная скорость колес

м/с

Назначаем 8-ю степень точности (8С)

Усилия в зацеплении:

окружная Н

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

Н

осевая для колеса, равная радиальной для шестерни

Н

Проверочные расчеты

Проверка по контактным напряжениям

Уточненный коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба (при консольном расположении колес и HB<350)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (для прямозубых колес при V<5 м/с)

Проверяем контактное напряжение по формуле:

Проверка по напряжениям изгиба

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводят по формуле

Уточненный коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба (при консольном расположении колес на роликовых подшипниках и HB<350)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (для прямозубых колес при V<3 м/с для 8 степени точности)

- коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни , для колеса . При этом ,

Средний окружной модуль мм

- коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической зубчатой передачи по сравнению с цилиндрической передачей

Проверяем напряжения изгиба для шестерни

МПа

Проверяем напряжения изгиба для колеса

МПа

4.Расчёт элементов корпуса редуктора

В качестве материала корпуса принимается чугун СЧ15, отливка в формовочную смесь.

Толщина стенок корпуса редуктора

Толщина ребер жесткости

Толщина соединительного фланца

Толщина фундаментного фланца

Диаметр фундаментных болтов

Диаметр соединительных винтов

Высота бобышек и их диаметр

Для упрощения сборки рекомендуется применять соединительные и подшипниковые винты одинакового диаметра, т.е. диаметр подшипниковых винтов

Ширина соединительного фланца

Ширина фундаментного фланца определяется конструктивно после проектного расчета валов

Диаметры штифтов

5.Проектный расчёт валов

5.1.Быстроходный вал

Диаметр наиболее тонкого участка

Из конструктивных соображений диаметр наиболее тонкого участка вала рекомендуется увеличить до диаметра выходного участка вала двигателя, т.е.

Диаметр участка вала под манжетой

Диаметр участка вала под нажимной гайкой выбирают из условия, что гайка должна свободно проходить через участок вала под манжетой. Примем диаметр гайки

Примем гайку М42x3

Диаметр участка вала под подшипником примем

На основании расчетов назначить роликовый радиально-упорный подшипник легкой серии № 7209, для которого

Длина выступающего участка вала

Зазор между неподвижной деталью (подшипниковая крышка) и подвижной (полумуфта)

Толщина подшипниковой крышки

(торцовая глухая крышка по ГОСТ 18511-73)

Размер, обеспечивающий расположение гайки

Ширина подшипника

Размер, обеспечивающий конструктивный размер подшипников

5.2.Тихоходный вал

Диаметр наиболее тонкого участка вала определяется из условия прочности

где – допускаемое значение касательных напряжений.

Диаметр участка вала под подшипниками

Диаметр участка вала под колесом

На основании расчетов назначить роликовый радиально-упорный подшипник легкой серии № 7209, для которого

Длина выступающего участка вала

Зазор между неподвижной деталью (подшипниковая крышка) и подвижной (полумуфта)

Толщина подшипниковой крышки

(торцовая глухая крышка по ГОСТ 18511-73)

Ширина подшипника

Длина ступицы конического колеса

мм

Размер определяется из условия

мм

6.Выбор и расчет шпоночных соединений

Для быстроходного вала

На выходном участке вала и участке под шестерней призматические шпонки b x h=10 x 8. Длина шпонки в обоих случаях l=30 мм. Для данной шпонки глубина паза вала c=5 мм (ГОСТ 8788-68).

Наиболее нагруженным является участок вала под шестерней, следовательно, расчет шпоночного соединения выполняется для данного участка

Расчет на срез

,

где k=1,1-коэффициент нагрузки, d-диаметр участка вала, где приложена шпонка

Расчет на смятие

МПа

Для тихоходного вала

На выходном участке вала призматическая шпонка b x h=12 x 8. Длина шпонки l=30 мм. Глубина паза вала c=5 мм. Для участка вала под колесом призматическая шпонка b x h=14 x 9. Длина шпонки l=40 мм. Глубина паза вала c=5,5 мм (ГОСТ 8788-68).

Наиболее нагруженным является участок вала под колесом, следовательно, расчет шпоночного соединения выполняется для данного участка

Расчет на срез

,

где k=1,1-коэффициент нагрузки, d-диаметр участка вала, где приложена шпонка Расчет на смятие МПа

Уточненный расчет тихоходного вала

Определим усилия на вал

где a=60 мм; b=50 мм; с=60 мм - расстояния определяются из проектного расчета

Сила, действующая со стороны муфты

Н

Находим реакции в опорах из уравнений статики. Имеем статически определимую пространственную систему сил

Плоскость XOZ

Н

Н

Плоскость XOY

Н

Н

Н

Строим эпюры моментов. Из анализа эпюр видно, что наиболее нагруженным является участок вала под колесом, поэтому расчет ведется для участка вала под колесом

Крутящий момент

Изгибающий момент

Действительный осевой момент сопротивления с учётом концентратора (шпоночное соединение b – ширина паза, h – глубина паза, d – диаметр вала)

мм³

Действительный полярный момент сопротивления с учётом концентратора (шпоночное соединение b – ширина паза, h – глубина паза, d – диаметр вала)

мм³

При расчёте принято, что цикл нормальных напряжений – симметричный, цикл касательных напряжений – отнулевой.

Амплитуда нормальных напряжений цикла

Среднее нормальное напряжение цикла

Амплитуда касательных напряжений цикла и среднее касательное напряжение цикла

Действительный коэффициент запаса

, где - коэффициент запаса по нормальным напряжениям, - коэффициент запаса по касательным напряжениям, где

где =335 МПа, МПа – пределы выносливости при симметричном цикле по нормальным и касательным напряжениям ,-коэффициенты концентрации (шпонка и при МПа), , (при диаметре вала =50 мм), =0,95-коэффициент шероховатости поверхности, =0,2, =0,1-коэффициенты ассиметрии циклов

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

Действительный коэффициент запаса

Проверка на сопротивление усталости выполнена

8.Уточнённый расчёт подшипников тихоходного вала

Для расчета быстроходных подшипников качения используют формулу

ч

Эквивалентная нагрузка на подшипник

, где Х=0,44, Y=1,3–коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, V=1–коэффициент вращающегося кольца (при вращении внутреннего кольца), Кs=1–коэффициент динамичности (при спокойной нагрузке), Кt=1–температурный коэффициент (учитывает нагрев масла, температура меньше 100ºС), m = 10/3 для роликовых подшипников.

Реакции в опорах

Расчётная эквивалентная нагрузка

Н

C - Динамическая грузоподъемность подшипника.

Расчетная долговечность

Проверка подшипника на долговечность выполнена.

9. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Поперечное сечение шпонки (bxh) выбирают в зависимости от d. Если на одном ступенчатом валу действует один вращающий момент, сечения шпонок на разных участках и по длине этих участков одни и те же.

Материал шпонок – Сталь 35, термообработка до НВ = 250...280.

Для тихоходного вала диаметр d равен 45 мм, размеры призматической шпонки следующие:

b = 12 мм;

h = 8 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3,3 мм;

l = 45 мм.

Для быстроходного вала диаметр d равен 32 мм, размеры призматической шпонки следующие:

b = 10 мм;

h = 8 мм;

t₁ = 5 мм;

t₂ = 3,3 мм;

l = 36 мм.

Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого:

,

где F=;

Т – передаваемый вращающий момент Н мм;

d – диаметр вала в месте установки шпонки;

А_см – площадь смятия, мм:

А_см=(h – t₁)l_p

- рабочая длина шпонки со скругленными торцами;

l – полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке;

[σ]_см ≈ 100 Мпа

Проверка на смятие на тихоходном валу

=95,5МПа

Проверка на смятие на быстроходном валу

=57,1МПа

В продольном сечении шпонки возникает напряжение среза:

Проверка на срез на тихоходном валу:

Проверка на срез на быстроходном валу:

10. Выбор и расчёт количества масла редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

Вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм²/с при контактном напряжении до 600 МПа и средней скорости меньше 2 м/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-88)

Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности

дм³

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази – солидол марки УС-2

11. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очистить и покрыть маслостойкой краской.

На ведущий вал насадить роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100 ºС.

В ведомый вал заложить шпонку 14х9х45 и напрессовать зубчатое колесо. Затем надеть распорные кольца и установить роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы уложить в корпус редуктора, вложить подшипниковые крышки и закрыть крышкой корпуса, покрыв предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затянуть болты, крепящие крышку к корпусу.

Ввернуть пробку маслоспускного отверстия, подложив прокладку.

Ввернуть жезловый маслоуказатель.

Залить масло в корпус. Закрыть смотровое окно крышкой, намазав место контакта крышки и корпуса герметиком УТ32 и завернуть винты для крепления крышки.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.