Размещено на http://www.allbest.ru/

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ

Тернопільський державний технічний

університет імені Івана Пулюя

Кафедра технічної механіки

Пояснювальна записка до курсової роботи

з курсу «Прикладна механіка і основи конструювання»

Розрахунок і проектування елементів косозубої циліндричної зубчастої передачі

Студент: Костів О.В.

Група КT-31, ФКТ

Шифр 98-048

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

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

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

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.

Размещено на http://www.allbest.ru/

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:

=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.

2.2 Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала

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.

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

циліндричний зубчастий передача

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,. 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;

4.3 Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів

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]

4.4 Основні геометричні параметри зубчастих коліс

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.

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

Размещено на http://www.allbest.ru/

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

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:

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:

5.4.2 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:

5.4.3 Перевірка втомної міцності вала

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності вала:

де -1 - границя витривалості при симетричному циклі згину:

-10,43в=0,43530=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=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).

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=45мм bh=149 мм, t=5,5 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

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

Зубченко І.І., Семчишин С.Г. Технічні завданяя і методичні вказівки. Тернопіль, 1998,-72с.

Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М.,Козинцов В.П. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1988,-416с.

Чернавський С.А., Ицкович Г.М., Киселев В.А. и др. Проектирование механических передач. М., 1976,-608с.

Иванов М.Н. Детали машин. М., 1975,-551с. І.І.,

Размещено на Allbest.ru