Реферат: 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_{1 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 d_{1 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 » 2d_{1 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 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.,