Прикладна механіка і основи конструювання

Рефераты по астрономии » 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 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]

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 46308, 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=99,5мм.

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 46308 табл.3.10[1] для яких динамічна вантажопідйомність С=39200Н; статична вантажопідйомність Со=30700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала: