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
=
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 n_p
=
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/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<sub>1

В</sub>

=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 d<sub>1

в</sub>

=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

»
2d<sub>1

в</sub>

=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

»
0,43
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 С_о
=30700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:

F_{r max}
=_Frb
=1051
Н
<
С_о
=
574
00 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
^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 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

=1,6
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.,