Прикладна механіка і основи конструювання

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ

Тернопільський державний технічний

університет імені Івана Пулюя

Кафедра технічної механіки

Група КT-31, ФКТ

Шифр 98-048

Пояснювальна записка

До курсової роботи з курсу

«Прикладна механіка і основи конструювання»

Студент Костів О.В.

Керівник асистент Довбуш

Тернопіль 2000

Зміст.

Вступ

1. Технічне завдання.

2. Вибір електродвигуна.

2.1. ККД приводу.

2.2. Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала.

2.3. Параметри двигуна (тип, номінальна потужність, частота обертання вала тощо).

3. Кінематичні та силові параметри передачі.

3.1. Передаточне відношення редуктора.

3.2. Кутові швидкості валів:

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна);

б) тихохідного вала редуктора.

3.3. Крутні моменти валів.

4. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі.

4.1. Вибір матеріалу.

4.2. Розрахунок допустимих напружень.

4.3. Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів.

4.4. Основні геометричні параметри зубчастих коліс.

4.5. Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями.

5. Розрахунок тихохідного вала, підбір підшипників і шпонок.

5.1. Попередній розрахунок вала при [t]=20-40 МПа.

5.2. Конструювання вала.

5.3. Компановка складальної одиниці тихохідного вала.

5.4. Перевірка міцності вала.

5.4.1. Розрахункова схема вала.

5.4.2. Побудова епюр крутних та згинальних моментів в вертикальній та горизонтальній площинах.

5.4.3. Визначення еквівалентних напружень в небезпечному перерізі вала.

5.4.4. Перевірка втомної міцності вала.

5.5. Підбір підшипників кочення тихохідного вала.

5.6. Розрахунок шпоночних з’єднань.

6. Конструювання зубчастого колеса.

Література.

Додаток (специфікація до складального креслення).

Розрахунок і проектування елементів косозубої

циліндричної зубчастої передачі

1. Технічне завдання

Розрахувати і спроектувати закриту косозубу циліндричну передачу, яка передає потужність на тихохідному валі P₂=9 кВт при частоті обертання n₂=500 об/хв.

Рис.1. Привід косозубої циліндричної зубчастої передачі:

1 – електродвигун;

2 – муфта;

3 – редуктор.

2. Вибір електродвигуна

2.1. Коефіцієнт корисної дії приводу

Визначаємо к.к.д. приводу:

h=h₁×h₂²=0,96×0,99²=0,941,

де h₁ – к.к.д. закритої зубчастої передачі з циліндричними колесами;h₁=0,96;

h₂ – к.к.д. пари підшипників кочення, h₂=0,99.

2.2. Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала

Розрахункова потужність двигуна:

Для циліндричних зубчастих передач рекомендовані передаточні числа n_p=3¸6 (табл.3,2[1]) отже орієнтовна частота обертання вала двигуна:

n_дв.ор. =(3¸6)n₂=(3¸6)500=(1500¸3000) об/хв.

2.3. Параметри двигуна

Згідно табл.3.3.[1] вибираю асинхронний двигун серії АО2 (двигун з чавунним корпусом, закритого виконання з охолодженням корпуса ззовні шляхом обдування), типу АО2-51-2, для якого P_дв.=10 кВт, n_дв.=2900 об/хв.

3. Кінематичні і силові параметри передачі

3.1. Передаточне відношення редуктора

Реальне передаточне відношення редуктора становить:

3.2. Кутові швидкості валів

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна):

б) тихохідного вала редуктора:

3.3. Крутні моменти валів

Величини крутних моментів, що виникають на:

а) тихохідному валі редуктора:

б) швидкохідному валі редуктора:

4. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

4.1. Вибір матеріалу

Використовуючи рекомендації табл.3.4[1] для виготовлення шестерні і колеса призначаємо сталь 45, з різними режимами термообробки.

4.2. Розрахунок допустимих напружень

Згідно табл.3.5[1] механічні характериситки матеріалів після термообробки такі:

Шестерня, сталь 45: термообробка – покращення,твердість 230HB,. s_в=780 МПа, s_m=440 МПа,

Зубчасте колесо, сталь 45: термообробка – нормалізація, твердість 190HB s_в=570 МПа, s_m=290 МПа, [1]

Допустимі напруження при розрахунку на контактну витривалість:

для матеріалу шестерні:

[s_н]₁=2,75НВ = 2,75× 230= 633 МПа;

для матеріалу колеса:

[s_н]₂=2,75НВ = 2,75×190 = 523 МПа;

Розрахунок проводимо по матеріалу колеса, так як:

[s_н]_min=[s_н]₂=523 МПа;

4.3. Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів

Міжосьова відстань для косозубої циліндричної передачі:

де K_н– коефіцієнт режиму навантаження, K_н»1,3,

y_ba=b/a_w– коефіцієнт ширини зубчастого колеса, y_ba=0,25¸0,40_, приймаємо y_ba=0,3.

Відповідно ГОСТ2185-66 приймаємо a_w=125мм.табл.3.6[1]

Виходячи з рекомендації

m_n=(0,01¸0,02)× a_w=(0,01¸0,02)× 125=(1.25¸2.5) мм,

Нормальний модуль зубчастого зачеплення приймаємо m=2,5 мм. табл.3.7[1]

4.4. Основні геометричні параметри зубчастих коліс

Для косозубих передач кут нахилу зубів до осі рекомендують b=(8¸15)°, в даному випадку приймаємо b=10°.

Сумарна кількість зубців передачі:

Число зубців:

Шестерні:

Колеса:

Фактичне передаточне число:

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

Діаметри ділильних кіл:

Уточнене значення міжосьової відстані:

Діаметр кіл виступів та впадин зубчастих коліс:

Ширина колеса:

b₂=y_a× a_w=0,3×125=37,5 мм.

Ширина колеса:

b₁=b₂+4=37,5+4=41,5 мм.

4.5. Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями

Дійсні контактні напруження, що виникають в матеріалі колеса:

4.6. Зусилля в зачепленні косозубчастої передачі, навантаження на вали

В циліндричній косозубій передачі силу в зачепленні розкладають на три складові

Рис.2. Сили в зачепленні.

В циліндричній косозубій передачі силу в зачепленні розкладають на три складові (рис.2.):

колову сила:

радіальну сила:

осьова сила

5. Розрахунок тихохідного вала, підбір підшипників і шпонок

5.1. Попередній розрахунок вала

Матеріал для виготовлення вала – сталь 40, s_в=530 МПа, s_m=270 МПа.

Діаметр вихідної ділянки вала:

де [t] – занижене значення допустимих дотичних напружень, для сталей 40, 45: [t]=20¸40 МПа; приймаємо [t]=25 МПа.

Згідно ГОСТ 9936-69 табл.3.5[1]приймаємо d_1В=32мм.

5.2. Компановка складальної одиниці тихохідного вала

Для визначення відстані l між опорами, попередньо визначаємо такі розміри:

а) довжина ступиці зубчастого колеса:

l_ст=b₂=37,5 мм;

б) відстань від торця ступиці до внутрішньої стінки корпуса редуктора:

D=10 мм;

в) товщина стінки корпуса приймаємо:

d=10 мм,

г) відповідно конструкції вала посадочний розмір підшипник d₄=40 мм, приймаємо радіальноупорний підшипник середньої серії 46308, табл.3.10[1]для якого d₄=40мм; D₄=90 мм; B=23мм[1];

д) довжина розмірної втулки між колесом і підшипником:

l_в<(d+D)=10+10=20 мм,

приймаємо l_в=19,5мм;

Таким чином, відстань між опорами:

l=l_ст+2l_в+B=37,5+2×19,5+23=99,5мм.

Так як зубчасте колесо розміщене на валу симетрично відносно опор, то:
а=b=0,5l=0,5×137»50 мм.

5.3. Конструювання вала

Діаметри ділянок вала:

а) вихідної ділянки d_1в=32 мм;

б) в місці встановлення ущільнення d_2в=35 мм (розмір кратний 5);

в) для різьбової ділянки вала d₃=36 мм, що відповідає установочній гайці М36´1,5, для осьового кріплення підшипника;

г) в місцях встановлення підшипника d₄=40 мм;

д) для посадки зубчастого колеса d₅=45 мм;

Довжини ділянок вала:

а) вихідної ділянки: l₁»2d_1в=2×32=64 мм,

б) для посадки колеса: l_в=l_ст=37,5-4=33,5 мм;

в) для встановлення гайки: l₃=H+5=12+5=17 мм,

де H – висота гайки, H=12 мм;

г) під підшипник: l₄=B-2=23-2=21 мм.

5.4. Перевірка міцності вала

5.4.1. Розрахункова схема вала

Розрахункова схема вала приймається у вигляді балки на двох шарнірних опорах, навантажених силами, які виникають в зачепленні зубів зубчастих коліс (рис.3,а).

5.4.2. Побудова епюр крутних моментів, згинальних моментів в вертикальній та горизонтальній площинах.

Епюра крутних моментів показана на (рис.3,б).

В вертикальній площині балка завантажена силою F_r та згинальним моментом, який виникає від дії осьової сили F_a (рис.3,в).

Визначаємо опорні реакції:

Перевірка:

Будуємо епюру згинальних моментів М_y в вертикальній площині (рис.3,г).

Для горизонтальної площини (рис.3,д):

Епюра згинальних моментів в горизонтальній площині показана на (рис.3,е ).

Сумарний максимальний згинальний момент в місці посадки колеса:

5.4.3. Визначення еквівалентних напружень в небезпечному перерізі вала.

Еквівалентні (розрахункові) напруження в місці посадки колеса на вал визначаємо за формулою:

В даному випадку:

Напруження від деформації згину вала:

де W_o – осьовий момент опору поперечного перерізу вала в місці посадки колеса на вал:

напруження від деформації кручення:

де W_p – полярний момент опору поперечного перерізу вала:

напруження від деформації рзтягу-стиску

де А-площа поперечного перерізу вала в місці посадки колеса

Еквівалентні напруження:

5.4.4. Перевірка втомної міцності вала

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності вала:

де s_-1 – границя витривалості при симетричному циклі згину:

s_-1»0,43s_в=0,43×530=228.

5.5. Підбір підшипників кочення тихохідного вала

Опори валів шевронної циліндричної передачі сприймають осьові та радіальні навантаження. Для опор тихохідного вала передачі назначаються кулькові радіально-упорні підшипники середньої серії 46308 табл.3.10[1] для яких динамічна вантажопідйомність С=39200Н; статична вантажопідйомність С_о=30700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:

F_{r max}=_Frb=1051 Н<С_о=57400 Н.

Ресурс роботи підшипника в годинах:

де F_екв – еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:

, то

F_екв=F_{r max}×K_б×K_T=1051.1×1,5×1=1576.65 Н;

k_б– коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів k_б=1,5;

k_T– температурний коефіцієнт, k_T=1,0 (при t^o<100^oC).

5.6. Розрахунок шпоночного з’єднання.

Згідно ГОСТ 23360-78 табл.3.12[1] приймаємо розміри шпонки для з’єднання вала з колесом, рис. 4.Для d₅=45мм b3h=1439 мм, t=5,5 мм.

Рис.4 Розрахункова схема шпоночного з’єднання.

Напруження зминання бокових граней шпонки:

де l_p=l_ст-b=37,5-14=23,5 мм – робоча довжина шпонки;

[s_зм] – допустимі напруження на зминання, [s_зм] =150.

6. Конструювання зубчастого колеса

Розміри конструктивних елементів зубчастого колеса показані на рис. .

Частина розмірів отримана в результаті попередніх обчислень: d₂=214,72 мм;

d_a2=217,72 мм; d_f2=210,97 мм; d₅=45 мм; l_ст=b₂=37,5 мм.

Решта розміри колеса, необхідні для його конструювання:

а) діаметр ступиці:

d_ст=1,6d₅=1,6×45=72 мм;

б) товщина диска:

c=0,3b₂=0,3×37,5=11,25 мм;

в) товщина обода:

d_о=4m=4×1,5=6 мм;

г) інші параметри:

d_отв=(3¸4)×с=(3¸4)×11,25=34¸45 мм;

приймаєм d_отв=40мм; R=5 мм; r=4 мм.

Література

1. Зубченко І.І., Семчишин С.Г. Технічні завданяя і методичні вказівки. Тернопіль, 1998,-72с.

2. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М.,Козинцов В.П. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1988,-416с.

3. Чернавський С.А., Ицкович Г.М., Киселев В.А. и др. Проектирование механических передач. М., 1976,-608с.

4. Иванов М.Н. Детали машин. М., 1975,-551с. І.І.,