| Скачать .docx |
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 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.,