Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ
Тернопільський державний технічний
університет імені Івана Пулюя
До курсової роботи з курсу
«Прикладна механіка і основи конструювання»
Студент Костів О.В.
Керівник асистент Довбуш
Тернопіль 2000
Зміст.
Вступ
а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна);
б) тихохідного вала редуктора.
Література.
Додаток (специфікація до складального креслення).
Розрахунок і проектування елементів косозубої
циліндричної зубчастої передачі
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.
Визначаємо к.к.д. приводу:
=122=0,960,992=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.
Розрахункова потужність двигуна:
Для циліндричних зубчастих передач рекомендовані передаточні числа np=36 (табл.3,2[1]) отже орієнтовна частота обертання вала двигуна:
nдв.ор. =(36)n2=(36)500=(15003000) об/хв.
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.
Реальне передаточне відношення редуктора становить:
а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна):
б) тихохідного вала редуктора:
Величини крутних моментів, що виникають на:
а) тихохідному валі редуктора:
б) швидкохідному валі редуктора:
Використовуючи рекомендації табл.3.4[1] для виготовлення шестерні і колеса призначаємо сталь 45, з різними режимами термообробки.
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 = 2,75190 = 523 МПа;
Розрахунок проводимо по матеріалу колеса, так як:
[н]min=[н]2=523 МПа;
Міжосьова відстань для косозубої циліндричної передачі:
де Kн – коефіцієнт режиму навантаження, Kн1,3,
ba=b/aw – коефіцієнт ширини зубчастого колеса, ba=0,250,40, приймаємо ba=0,3.
Відповідно ГОСТ2185-66 приймаємо aw=125мм. табл.3.6[1]
Виходячи з рекомендації
mn=(0,010,02) aw=(0,010,02) 125=(1.252.5) мм,
Нормальний модуль зубчастого зачеплення приймаємо m=2,5 мм. табл.3.7[1]
Для косозубих передач кут нахилу зубів до осі рекомендують =(815), 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=0,3125=37,5 мм.
Ширина колеса:
b1=b2+4=37,5+4=41,5 мм.
Дійсні контактні напруження, що виникають в матеріалі колеса:
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: []=2040 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+219,5+23=99,5мм.
Так як зубчасте колесо розміщене на валу симетрично відносно опор, то:
а=b=0,5l=0,513750 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 М361,5, 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: l12d1в=232=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 приймається у вигляді балки на двох шарнірних опорах, навантажених силами, які виникають в зачепленні зубів зубчастих коліс (рис.3,а).
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:
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:
Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності вала:
де -1 – границя витривалості при симетричному циклі згину:
-10,43в=0,43530=228.
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=57400 Н.
Ресурс роботи підшипника в годинах:
де Fекв – еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:
, то
Fекв=Fr maxKбKT=1051.11,51=1576.65 Н;
kб – коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів kб=1,5;
kT – температурний коефіцієнт, kT=1,0 (при to<100oC).
Згідно ГОСТ 23360-78 табл.3.12[1] приймаємо розміри шпонки для з’єднання вала з колесом, рис. 4.Для d5=45мм bh=149 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=1,645=72 мм;
б) товщина диска:
c=0,3b2=0,337,5=11,25 мм;
в) товщина обода:
о=4m=41,5=6 мм;
г) інші параметри:
dотв=(34)с=(34)11,25=3445 мм;
приймаєм dотв=40мм; R=5 мм; r=4 мм.
Література