МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ
Тернопільський державний технічний
університет імені Івана Пулюя
Кафедра технічної механіки
Група КT-31, ФКТ
Шифр 98-048
До курсової роботи з курсу
«Прикладна механіка і основи конструювання»
Студент Костів О.В.
Керівник асистент Довбуш
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).
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=h1×h22=0,96×0,992=0,941,
де h1 – к.к.д. закритої зубчастої передачі з циліндричними колесами;h1=0,96;
h2 – к.к.д. пари підшипників кочення, h2=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:
nдв.ор. =(3¸6)n2=(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 Pдв.=10 кВт, nдв.=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,. sв=780 МПа, sm=440 МПа,
Зубчасте колесо, сталь 45: термообробка – нормалізація, твердість 190HB sв=570 МПа, sm=290 МПа, [1]
Допустимі напруження при розрахунку на контактну витривалість:
для матеріалу шестерні:
[sн]1=2,75НВ = 2,75× 230= 633 МПа;
для матеріалу колеса:
[sн]2=2,75НВ = 2,75×190 = 523 МПа;
Розрахунок проводимо по матеріалу колеса, так як:
[sн]min=[sн]2=523 МПа;
4.3. Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів
де Kн– коефіцієнт режиму навантаження, Kн»1,3,
yba=b/aw– коефіцієнт ширини зубчастого колеса, yba=0,25¸0,40, приймаємо yba=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=ya× 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, sв=530 МПа, sm=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 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:
D=10 мм;
в) товщина стінки корпуса приймаємо:
d=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<(d+D)=10+10=20 мм,
приймаємо lв=19,5мм;
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
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.