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
=
h
1
×
h
2
2
=0,96
×
0,992
=0,941,
де h
1
– к.к.д. закритої зубчастої передачі з циліндричними колесами;h
1
=0,96
;
h
2
– к.к.д. пари підшипників кочення, h
2
=0,99
.
2.2. Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала
Розрахункова потужність двигуна:
Для циліндричних зубчастих передач рекомендовані передаточні числа np
=
3¸6 (табл.3,2[1]) отже орієнтовна частота обертання вала двигуна:
n
дв.ор.
=(3
¸
6)
n
2
=(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/aw
– коефіцієнт ширини зубчастого колеса, y
ba
=0,25
¸
0,40
,
приймаємо y
ba
=0,3
.
Відповідно ГОСТ2185-66 приймаємо aw
=125мм
.табл.3.6[1]
Виходячи з рекомендації
mn
=(0,01
¸
0,02)
×
aw
=(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
×
aw
=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 d1
В
=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
=
b
2
=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 d
4
=40
мм, приймаємо радіальноупорний підшипник середньої серії 46308, табл.3.10[1]для якого d
4
=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
=19,5
мм;
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
=0,5
l
=0,5
×
137
»
50 мм.
5.3. Конструювання вала
Діаметри ділянок вала:
а) вихідної ділянки d1
в
=32 мм
;
б) в місці встановлення ущільнення d
2в
=35 мм
(розмір кратний 5);
в) для різьбової ділянки вала d
3
=36 мм
, що відповідає установочній гайці М36
´
1,5
, для осьового кріплення підшипника;
г) в місцях встановлення підшипника d
4
=40 мм;
д) для посадки зубчастого колеса d
5
=45 мм;
Довжини ділянок вала:
а) вихідної ділянки: l1
»
2d1
в
=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 Fr
та згинальним моментом, який виникає від дії осьової сили Fa
(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
»
0,43
s
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 Со
=30700 Н.
Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:
Fr max
=Frb
=1051
Н
<
Со
=
574
00 Н.
Ресурс роботи підшипника в годинах:
де F
екв
– еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:
, то
F
екв
=
Fr max
×
K
б
×
KT
=1051.1
×
1,5
×
1=
1576.65
Н
;
k
б
– коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів k
б
=1,5;
kT
– температурний коефіцієнт, kT
=1,0
(при
to
<
100
o
C
).
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
=45
мм
b
3
h=14
3
9 мм, t=5
,5
мм
.
Рис.4 Розрахункова схема шпоночного з
’
єднання.
Напруження зминання бокових граней шпонки:
де lp
=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;
da2
=217,72
мм;
df2
=210,97
мм;
d5
=45
мм;
l
ст
=
b2
=37,5
мм.
Решта розміри колеса, необхідні для його конструювання:
а) діаметр ступиці:
d
ст
=1,6
d5
=
1,6
×
45=72 мм;
б) товщина диска:
c=0,3b2
=
0,3
×
37,5=11,25 мм;
в) товщина обода:
d
о
=4
m
=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.,
|