Конструирование деталей двигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

Конструирование деталей двигателя



Содержание

• Техническое задание
• 1. Кинематический расчет привода
• 1.1 Выбор мощности двигателя
• 1.2 Определение частот вращения
• 1.3 Определение передаточных чисел
• 1.4 Определение чисел оборотов валов
• 1.5 Определение угловых скоростей
• 1.6 Определение вращающих моментов
• 2. Проектирование ременной передачи
• 2.1 Проектный расчет
• 2.2 Проверочный расчет
• 3. Проектирование редуктора
• 3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни
• 3.2 Расчет передачи
• 3.3 Проверочный расчет передачи
• 3.4 Разработка эскизного проекта
• 3.5 Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 3.6 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
• 3.6.1 Расчетная быстроходного вала
• 3.6.2 Расчетная схема тихоходного вала
• 3.7 Проверочный расчет подшипников
• 3.8 Подбор и проверка шпонок
• 3.9 Проверочный расчет валов
• 3.10 Смазывание и смазывающие устройства
• 4. Подбор муфты
• Использованные источники информации
• 
• Техническое задание

1 - Двигатель

2 - Клиноременная передача

3 - Цилиндрический горизонтальный редуктор

4 - Муфта

5 - Ленточный конвейер

Исходные данные

Тяговая сила ленты Ft, Н	3000
Скорость ленты V, м/с	0,85
Диаметр барабана Dб, м	0,250
Срок службы привода Lh, ч	12000

• 1. Кинематический расчет привода
• 1.1 Выбор мощности двигателя
• Мощность на выходе привода:

Pвыхода=F•v=3,00•0,85=2,55 кВт

КПД привода:

h = h рем•hред•hм•hп.к.=0.95•0.96•0.98•0.99=0.88

h рем=0.95 - КПД ременной передачи табл.2.2 [1] с.43

h ред=0.96 - КПД цилиндрической передачи табл.2.2 [1] с.43

h м=0.98 - КПД муфты табл.2.2 [1] с.43

h п.к..=0.99 - КПД подшипниковых опор табл.2.2 [1] с.43

Требуемая мощность двигателя:

Pдвиг. треб=Pвыхода/ h =2,55/0.88=2,90 кВт

• 1.2 Определение частот вращения
• Частота вращения приводного вала
• nвыхода=v•60/(D•р)=0,85•60/(0.250•3.14)=65 об/мин
• По таблице К9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ112MB8У3 (P=3 кВт, nном=700 об/мин).
• 1.3 Определение передаточных чисел
• Передаточное число привода
• Передаточное число редуктора принимаем
• Передаточное число открытой передачи
• 1.4 Определение чисел оборотов валов
• Вал двигателя nдв=700 об/мин
• быстроходный вал редуктора
• nбв=nдв/uрем.пер=700/2.152=325.3 об/мин
• тихоходный вал редуктора
• nтв=nбв/uред=325.3/5=65 об/мин
• . вал привода nпривода=nвыхода=nтв=65 об/мин
• 1.5 Определение угловых скоростей
• вал двигателя ном=·nноминал/30=·700/30=73,3 с-1
• быстроходный вал редуктора
• 1=ном/uрем.пер=73,3/2.152=34 с-1
• тихоходный вал редуктора
• 2=1/uред=34/5=6.8 с-1
• вал рабочей машины рм=2=6.8 с-1
• 1.6 Определение вращающих моментов

Вращающий момент на приводном валу:

Вращающий момент на тихоходном валу:

Вращающий момент на быстроходном валу:

Вращающий момент на валу электродвигателя:

• 2. Проектирование ременной передачи
• 2.1 Проектный расчет

Выбор сечения ремня

По таблице 5.4 /1/ выбираем сечение А, т.к. номинальная мощность Pном=3 кВт, а частота вращения n=700 об/мин.

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d1min=90мм

Расчетный диаметр ведущего шкива

d1=112 мм

Диаметр ведомого шкива

d2=u·d1(1-?)=2.152·112 (1-0.01)=238,6 мм

где ? - коэффициент скольжения

Округляем до стандартного d2=250 мм

Фактическое передаточное число uф

;

Ориентировочное межосевое расстояние a,

а0.55(d1+d2)+h=0.55·(112+250)+8 =207,1 мм

Расчетная длина ремня

мм

Выбираем стандартную величину l=1120 мм

Уточнение межосевого расстояния

Угол обхвата ремнем ведущего шкива

>120є=[б]

Скорость ремня, м/с

м/с

Частота пробегов ремня с-1

U=v/l=4,1/1,25=3.28 с-1

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм2

Значения

С_a; Сl; Cz; Cp из таблицы 5.2 /1/

С=0.91 - коэффициент угла обхвата б1 на меньшем шкиве

Сl=0.96 - коэффициент влияния отношения расчетной длины

Cp=0.9 - коэффициент динамичности нагрузки

Cz=0.95 - коэффициент числа ремней

[P0] из таблицы 5.5 /1/ [P0]=1,3 Н/мм2

[Pп]=[P0] C_pС_aClСz=1,3·0.9·0.91·0.96·0.95=0,97 Н/мм2

комплект клиновых ремней

z=Pном/[Pп]=3/0,97=3.09 принимаем z=3

Сила предварительного натяжения,

Н

Окружная сила передаваемая ремнем,

Н

Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня, Н

Н;

Н

Сила давления ремня на вал Fоп,

Н



• 2.2 Проверочный расчет
• Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ?max, Н/мм2
• s max=--s 1+--s и+--s v[--s]р
• Где
• Н/мм2
• Н/мм2
• с v=сv2·10-6=1300·4,12·10-6=0.022 Н/мм2
• [s]р=10 Н/мм2
• s max=--s 1+--s и+--s v=3.3+5,7+0.022=9,0210 Н/мм2=[у]
• 3. Проектирование редуктора
• 3.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал: Сталь 40Х

Для шестерни HB=269..302; уВ=900 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=410 Н/мм2

термообработка улучшение; HBср=285,5

Для колеса HB=235..262; уВ=790 Н/мм2; уТ=640 Н/мм2 у-1=375 Н/мм2

термообработка нормализация; HBср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где

N1=573щLh=573•34•12000=151.3•106

NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=16.5•106. Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1. б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

Где

N2=573щLh=573•6.8•12000=24.06•106

NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=10•106

Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1

допускаемое напряжение

а) шестерня

[у]H01=1.8HBср+67=1.8•285.5+67=580.9

б) колесо

[у]H02=1.8HBср+67=1.8•248.5+67=514.3

допускаемое контактное напряжение а) шестерня

[у]H1=KHL1[у]H01=580.9

б) колесо

[у]H2=KHL2[у]H02=514.3

выбираем

[у]H=[у]H2=514.3 Н/мм2

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

Где

N1=573щLh=573•34•12000=151.3•106

NF0=4•106

Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

Где

N2=573щLh=573•6.8•12000=24.06•106

NF0=4•106. Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1. допускаемое напряжение, а) шестерня

[у]F01=1.03HBср=1.03•285.5=294

б) колесо

[у]F02=1.03HBср=1.03•248.5=256

допускаемое контактное напряжение а) шестерня

[у]F1=KFL1[у]F01=294

б) колесо

[у]F2=KFL2[у]F02=256

выбираем [у]F=[у]F2=256 Н/мм2



• 3.2 Расчет передачи
• Межосевое расстояние
• где
• Ка - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Ка=49.5
• - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор.
• Принимаем .
• u - передаточное число редуктора.
• u=5
• T2 - вращающий момент на тихоходном валу.
• T2=380 Нм
• - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом.
• =514,3 Н/мм2
• - коэффициент равномерности нагрузки по длине зуба.
• =1
• Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] aw=180 мм.
• Модуль зацепления
• мм
• Где Кm = 6,8 - вспомогательный коэффициент
• делительный диаметр колеса
• Ширина венца колеса
• b2=шaaw=0.315•180=56.7 мм
• принимаем m=2 мм
• Суммарное число зубьев шестерни и колеса
• Принимаем
• Число зубьев шестерни
• Принимаем z1=30
• Число зубьев колеса
• Фактическое передаточное число
• ;
• Фактическое межосевое расстояние
• Основные геометрические размеры передачи
• Основные размеры шестерни:
• делительный диаметр
• мм
• диаметр вершин зубьев
• da1=d1+2m=60+2•2=64 мм
• диаметр впадин зубьев
• df1=d1-2.4m=60-2.4•2=55.2 мм
• ширина венца
• b1=b2+4=56+4=60 мм
• по таблице 13.15 /1/ выбираем b1=60 мм
• Основные размеры колеса
• делительный диаметр
• мм
• диаметр вершин зубьев
• da2=d2+2m=300+2•2=304 мм
• диаметр впадин зубьев
• df2=d2-2.4m=300-2.4•2=295.2 мм
• ширина венца
• b2=шaaw=0.315•180=56.7 мм
• по таблице 13.15 /1/ выбираем b2=56 мм
• 3.3 Проверочный расчет передачи
• Межосевое расстояние
• aw(d1+d2)/2=(60+300)/2=180 мм
• Контактные напряжения зубьев
• Н/мм2
• K=376 - вспомогательный коэффициент
• Ft3=2•TT•103/d2=2•380•103/300=2576.7 Н
• KHб=1.14
• - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
• KHv=1.07 - коэффициент динамической нагрузки
• Напряжение изгиба зубьев колеса ?F
• а) колесо
• Н/мм2
• YF2=3.61 - коэффициент формы зуба колеса
• Yв=1- коэффициент учитывающий наклон зуба
• KFб=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
• KFв=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
• KFv=1.11 - коэффициент динамической нагрузки
• б) шестерня
• YF1=3.73 - коэффициент формы зуба колеса

• 3.4 Разработка эскизного проекта

Определение сил действующих на валы.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

угол зацепления ?=20є.

а) Окружная сила на колесе

в) Радиальная сила на колесе

Fr1=

Консольные силы

Консольная сила ременной передачи

Н

Консольная сила от муфты

Н

Проектный расчет валов.

Выбор материала валов

Для валов выбираем материал: Сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость 269..302 HB, допускаемые напряжения

уВ=900 Н/мм2; уТ=750 Н/мм2 у-1=410 Н/мм2

для шестерни [ф]к=10 Н/мм2

для вала колеса [ф]к=15 Н/мм2

Вал-шестерня

1-я ступень под открытую передачу

Принимаем стандартный размер d1=35 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2=d1+2t=35+2•2.5=40 мм

при t=2.5 мм

стандартный размер d2=40 мм

3-я ступень под шестерню

d3=d2+3.2r=40+3.2•2.5=48 мм

при r=2.5 мм

стандартный d3=48 мм

4-я ступень под подшипник

d4=d2=40 мм

Вал колеса

1-я ступень под муфту

стандартный размер d1=50 мм

2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2=d1+2t=50+2•2,5=55 мм

при t=2,5 мм

стандартный размер d2=55 мм

3-я ступень под колесо

d3=d2+3.2r=55+3.2•3=64,6 мм

при r=3 мм

стандартный d3=65 мм

4-я ступень под подшипник

d4=d2=55 мм

Подбор подшипников.

Для быстроходного вала шестерни выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 308. (d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; Cr=41,0 кН; C0r=22,4 кН)

Для тихоходного вала колеса выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 211 . (d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; Cr=43,6 кН; C0r=25,0 кН)

• 3.5 Конструктивные размеры шестерни и колеса
• Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше
• d1=60 мм; da1=64 мм; df1=55.2 мм; b1=60 мм.
• Колесо кованое
• d2=300 мм; da2=304 мм; df2=295.2 мм; b2=56 мм.
• Диаметр ступицы
• dст=1.6dвала=1.6•65=110 мм.
• Длина ступицы lст=(1.2ч1.5)•dвала=78ч97,5 принимаем lст=85 мм.
• Толщина обода д0=(2.5ч4)mn=(2.5ч4)•2=5ч8 мм, принимаем д0=6 мм.
• Толщина диска C=0.375b2=0.375•65=24 мм.

• 3.6 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
• 3.6.1 Расчетная быстроходного вала
• Дано: Ft1=2576.7 Н; Fr1=937.8 H; FОП=995.5 Н
• lБ=0.132 м; lОП=0.075 м ; d1=60 мм
• Вертикальная плоскость
• а) определяем опорные реакции, Н
• ;
• ;;
• б) Проверка
• УFy=-Fr1-Fоп+RAy-RBy=-995.5-937.8+2030-96.7=0
• в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X MС=0;
• MА=-FОП·lОП =-937.8·0.075=-70.3 Нм
• MD=-FОП·(lОП+lБ/2)+RAy·(lБ/2) =-937.8· (0.075+0.132/2) +2030·0.132/2= -6.3 Нм
• MB=0;
• 2. Горизонтальная плоскость
• а) определяем опорные реакции
• ;
• ;;
• б) Проверка
• УFx=Ft1-RAx-RBx=2576.7-1288.35-1288.35=0
• в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
• MС=0; MA=0;
• MD=-RAx·lБ/2 =-1288.35·0.132/2=-85 Нм
• MB=0
• 3. Строим эпюру крутящих моментов
• Нм
• 4. Суммарные радиальные реакции
• 5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
• 3.6.2 Расчетная схема тихоходного вала
• y Дано: Ft2=2576.7 Н; Fr2=937.8 H;
• FM=2500 Н; lT=0.064 м; lМ=0.105 м;
• 1. Вертикальная плоскость
• а) определяем опорные реакции
• ; ;
• ; ;
• б) Проверка
• УFy=Fr2-RAy-RBy=937.8-468.9-468.9=0
• в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
• MC=0; MA=0;
• MD=-RAY•lТ=-468.9·0,064=-30 Нм
• MВ=0;
• 2. Горизонтальная плоскость
• а) определяем опорные реакции
• ; ;
• ; ;
• б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y, MA=0;
• MD=-RAX•lТ=-762.4·0,064=-48.8 Нм
• MB=-FM•lм=-2500·0,105=-262.5 Нм
• MC=0;
• 3. Строим эпюру крутящих моментов
• 4. Суммарные радиальные реакции
• 5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
• 3.7 Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал. Подшипник 308 (d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; Cr=41,0 кН; C0r=22,4 кН)

Эквивалентная нагрузка

Для подшипника

A: REA=VRAKбKТ=1·2040.3·1.5·1=3060.4 Н

Для подшипника

B: REB=VRBKбKТ=1·1292·1.5·1=1938 Н

Kб=1.3 по таблице 9.4 /1/ (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

V=1 для вращающегося внутреннего кольца подшипника

КТ=1 - т.к. температура меньше 100 С

Грузоподъемность

Н

где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников); а23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников); n=325,3 об/мин - скорость вращения вала;

m - показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников)

Долговечность

ч

Подшипник подходит

Тихоходный вал.

Подшипник 211 (d=55 мм; D=100 мм; B=21 мм; Cr=43,6 кН; C0r=25,0 кН)

Для подшипника A B

REA=VRAKбKТ=1·895·1.5·1=1342.5 Н

Для подшипника B

REB=VRBKбKТ=1·5854.9·1.5·1=8782.3 Н

Kб=1.5 по таблице 9.4 /1/ (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)

V=1 для вращающегося внутреннего кольца подшипника

КТ=1 - т.к. температура меньше 100 С

Грузоподъемность

Н

Долговечность

где a1 - коэффициент надежности, a1=1 (при безотказной работе подшипников);

а23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а23=0,75 (для шариковых подшипников);

n=65 об/мин - скорость вращения вала;

m - показатель степени, m=3 (для шариковых подшипников)

ч

Подшипник подходит

• 3.8 Подбор и проверка шпонок

Проверка шпонок ведется по напряжению смятия (/2/, с. 265):

где Ft - окружная сила; Асм - площадь смятия; [у] см=110 Н/мм2 - допускаемое напряжение на смятие (/2/, с. 266), T - момент передаваемый соответствующим валом; d - диаметр вала под шпонкой; ?р - рабочая длинна шпонки; t1 - глубина паза вала.

Соединение колеса и вала. Шпонка 18x11x70 (ГОСТ 23360-78) d=65 мм

lр=l-b=70-18=52 мм

Н

Соединение полумуфты и вала

Шпонка 14x9x70 (ГОСТ 23360-78) d=50 мм

lр=l-b=70-14=56 мм

Н

Соединение шкива и вала

Шпонка 10x8x36 (ГОСТ 23360-78) d=35 мм

lр=l-b=36-10=26 мм

Н

• 3.9 Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Сечение А - концентратор напряжения посадка подшипника на вал с натягом материал вала: Сталь 40Х (у-1=410 Н/мм2 ф-1=237,8 Н/мм2 ) d=40 мм; а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

по таблице 11.2 /1/ выбираем

;

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

Тихоходный вал

Сечение B - концентратор напряжения посадка подшипника на вал с натягом материал вала: Сталь 40Х (

у-1=410 Н/мм2 ф-1=237,8 Н/мм2 ) d=55 мм;

а) нормальные напряжения

б) касательные напряжения

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Kd - коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения

По таблице

11.2 /1/ (посадка с натягом) выбираем

;

KF - коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30

г) предел выносливости в расчетном сечении вала

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент запаса прочности

• 3.10 Смазывание и смазывающие устройства
• Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.
• В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для Н<600Мпа и окружной скорости до 5 м/с табл. 10.29 /1/.
• Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель, так как он удобен для обзора.
• Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М161,5.
• Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой.
• 4. Подбор муфты

Расчетный момент на муфте

Tр=T•K=386.5•1.4=541.1 Н•м

К=1,2 - коэффициент режима нагрузки

Выбираем муфту с торообразной оболочкой (ГОСТ 20884-82). Диаметр отверстия 50 мм. мощность вращение передача построение

Номинальный момент T=800 Н•м

• Использованные источники информации

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград, 1999

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.

М.:Высшая школа, 2000

Размещено на Allbest.ru

...