Прикладна механіка і основи конструювання

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.

Технічне завдання.

Вибір електродвигуна.

ККД приводу.

Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала.

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

Кінематичні та силові параметри передачі.

Передаточне відношення редуктора.

Кутові швидкості валів:

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна),.

б) тихохідного вала редуктора.

Крутні моменти валів.

Розрахунок циліндричної зубчастої передачі.

Вибір матеріалу.

Розрахунок допустимих напружень.

Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів.

Основні геометричні параметри зубчастих коліс.

Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями.

Розрахунок тихохідного вала, підбір підшипників і шпонок.

Попередній розрахунок вала при [(]=20−40 МПа.

Конструювання вала.

Компановка складальної одиниці тихохідного вала.

Перевірка міцності вала.

Розрахункова схема вала.

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

Визначення еквівалентних напружень в небезпечному перерізі вала.

Перевірка втомної міцності вала.

Підбір підшипників кочення тихохідного вала.

Розрахунок шпоночних з'єднань.

Конструювання зубчастого колеса.

Література.

Додаток (специфікація до складального креслення).

Розрахунок і проектування елементів косозубої.

циліндричної зубчастої передачі.

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.

Вибір електродвигуна.

Коефіцієнт корисної дії приводу.

Визначаємо к.к.д. приводу:

(=(1((22=0,96(0,992=0,941,.

де (1 — к.к.д. закритої зубчастої передачі з циліндричними колесами, (1=0,96,.

(2 — к.к.д. пари підшипників кочення, (2=0,99.

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:

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

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 Pдв.=10 кВт, nдв.=2900 об/хв.

Кінематичні і силові параметри передачі.

Передаточне відношення редуктора.

Реальне передаточне відношення редуктора становить:

Кутові швидкості валів.

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна):

б) тихохідного вала редуктора:

Крутні моменти валів.

Величини крутних моментів, що виникають на:

а) тихохідному валі редуктора:

б) швидкохідному валі редуктора:

Розрахунок циліндричної зубчастої передачі.

Вибір матеріалу.

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

Розрахунок допустимих напружень.

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

Шестерня, сталь 45: термообробка — покращення, твердість 230HB,. (в=780 МПа, (m=440 МПа,.

Зубчасте колесо, сталь 45: термообробка — нормалізація, твердість 190HB (в=570 МПа, (m=290 МПа, [1].

Допустимі напруження при розрахунку на контактну витривалість:

для матеріалу шестерні:

[(н]1=2,75НВ = 2,75(230= 633 МПа,.

для матеріалу колеса:

[(н]2=2,75НВ = 2,75(190 = 523 МПа,.

Розрахунок проводимо по матеріалу колеса, так як:

[(н]min=[(н]2=523 МПа,.

Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів.

Міжосьова відстань для косозубої циліндричної передачі:

де Kн — коефіцієнт режиму навантаження, Kн (1,3,.

(ba=b/aw — коефіцієнт ширини зубчастого колеса, (ba=0,25(0,40, приймаємо (ba=0,3.

Відповідно ГОСТ 2185–66 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].

Основні геометричні параметри зубчастих коліс.

Для косозубих передач кут нахилу зубів до осі рекомендують (=(8(15)(, в даному випадку приймаємо (=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=(a (aw=0,3(125=37,5 мм.

Ширина колеса:

b1=b2+4=37,5+4=41,5 мм.

Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями.

Дійсні контактні напруження, що виникають в матеріалі колеса:

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, (в=530 МПа, (m=270 МПа.

Діаметр вихідної ділянки вала:

де [(] - занижене значення допустимих дотичних напружень, для сталей 40, 45: [(]=20(40 МПа, приймаємо [(]=25 МПа.

Згідно ГОСТ 9936–69 табл.3.5[1]приймаємо d1В=32мм.

5.2. Компановка складальної одиниці тихохідного вала.

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

а) довжина ступиці зубчастого колеса:

lст=b2=37,5 мм,.

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

(=10 мм,.

в) товщина стінки корпуса приймаємо:

(=10 мм,.

г) відповідно конструкції вала посадочний розмір підшипник d4=40 мм, приймаємо радіальноупорний підшипник середньої серії 46 308, табл.3.10[1]для якого d4=40мм, D4=90 мм, B=23мм[1],.

д) довжина розмірної втулки між колесом і підшипником:

lв<((+()=10+10=20 мм,.

приймаємо lв=19,5 мм,.

Таким чином, відстань між опорами:

l=lст+2lв+B=37,5+2(19,5+23=99,5 мм.

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 d1в=32 мм,.

б) в місці встановлення ущільнення d2в=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(2d1в=2(32=64 мм,.

б) для посадки колеса: lв=lст=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.

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).

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 Мy 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:

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 Wo — осьовий момент опору поперечного перерізу вала в місці посадки колеса на вал:

напруження від деформації кручення:

де Wp — полярний момент опору поперечного перерізу вала:

напруження від деформації рзтягу-стиску.

де А-площа поперечного перерізу вала в місці посадки колеса.

Еквівалентні напруження:

Перевірка втомної міцності вала.

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності вала:

де (-1 — границя витривалості при симетричному циклі згину:

(-1(0,43(в=0,43(530=228.

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 46 308 табл.3.10[1] для яких динамічна вантажопідйомність С=39 200Н, статична вантажопідйомність Со=30 700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:

Fr max=Frb=1051 Н<�Со=57 400 Н.

Ресурс роботи підшипника в годинах:

де Fекв — еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:

то.

Fекв=Fr max (Kб (KT=1051.1(1,5(1=1576.65 Н,.

kб — коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів kб=1,5,.

kT — температурний коефіцієнт, kT=1,0 (при to<100oC).

Розрахунок шпоночного з'єднання.

Згідно ГОСТ 23 360–78 табл.3.12[1] приймаємо розміри шпонки для з'єднання вала з колесом, рис. 4. Для d5=45мм b (h=14(9 мм, t=5,5 мм.

Рис. 4 Розрахункова схема шпоночного з'єднання.

Напруження зминання бокових граней шпонки:

де lp=lст-b=37,5−14=23,5 мм — робоча довжина шпонки,.

[(зм] - допустимі напруження на зминання, [(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, lст=b2=37,5 мм.

Решта розміри колеса, необхідні для його конструювання:

а) діаметр ступиці:

dст=1,6d5=1,6(45=72 мм,.

б) товщина диска:

c=0,3b2=0,3(37,5=11,25 мм,.

в) товщина обода:

(о=4m=4(1,5=6 мм,.

г) інші параметри:

dотв=(3(4)(с=(3(4)(11,25=34(45 мм,.

приймаєм dотв=40мм, R=5 мм, r=4 мм.

Література.

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

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

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

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