Пояснювальна записка До курсової роботи з курсу Прикладна механіка і основи конструювання

• Название: Пояснювальна записка До курсової роботи з курсу Прикладна механіка і основи конструювання
• Дата: 06.05.2023
• Размер: 187 Kb.
• Имя файла: prikladna_mehanka_.doc
• Тип: Пояснювальна записка; #1112681

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.
   
   1. 
      ККД приводу.
      
   2. 
      Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала.
      
   3. 
      Параметри двигуна (тип, номінальна потужність, частота обертання вала тощо).
      
3. 
   Кінематичні та силові параметри передачі.
   
   1. 
      Передаточне відношення редуктора.
      
   2. 
      Кутові швидкості валів:
      

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна);

б) тихохідного вала редуктора.

3. 
   Крутні моменти валів.
   
1. 
   Розрахунок циліндричної зубчастої передачі.
   
   1. 
      Вибір матеріалу.
      
   2. 
      Розрахунок допустимих напружень.
      
   3. 
      Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів.
      
   4. 
      Основні геометричні параметри зубчастих коліс.
      
   5. 
      Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями.
      
2. 
   Розрахунок тихохідного вала, підбір підшипників і шпонок.
   
   1. 
      Попередній розрахунок вала при []=20-40 МПа.
      
   2. 
      Конструювання вала.
      
   3. 
      Компановка складальної одиниці тихохідного вала.
      
   4. 
      Перевірка міцності вала.
      
      1. 
         Розрахункова схема вала.
         
      2. 
         Побудова епюр крутних та згинальних моментів в вертикальній та горизонтальній площинах.
         
      3. 
         Визначення еквівалентних напружень в небезпечному перерізі вала.
         
      4. 
         Перевірка втомної міцності вала.
         
   5. 
      Підбір підшипників кочення тихохідного вала.
      
   6. 
      Розрахунок шпоночних з’єднань.
      
3. 
   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.


3


Рис.1. Привід косозубої циліндричної зубчастої передачі:
1 – електродвигун;

2 – муфта;

3 – редуктор.

2. 
   Вибір електродвигуна
   

1. 
   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.

2. 
   Необхідна потужність двигуна і орієнтовна частота обертання його вала
   

Розрахункова потужність двигуна:



Для циліндричних зубчастих передач рекомендовані передаточні числа n_p=36 (табл.3,2[1]) отже орієнтовна частота обертання вала двигуна:

n_дв.ор. =(36)n₂=(36)500=(15003000) об/хв.

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
   

1. 
   Передаточне відношення редуктора
   

Реальне передаточне відношення редуктора становить:

2. 
   Кутові швидкості валів
   

а) швидкохідного вала редуктора (вала електродвигуна):



б) тихохідного вала редуктора:

3. 
   Крутні моменти валів
   

Величини крутних моментів, що виникають на:

а) тихохідному валі редуктора:



б) швидкохідному валі редуктора:

4. 
   Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
   

1. 
   Вибір матеріалу
   

Використовуючи рекомендації табл.3.4[1] для виготовлення шестерні і колеса призначаємо сталь 45, з різними режимами термообробки.

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 = 2,75190 = 523 МПа;

Розрахунок проводимо по матеріалу колеса, так як:

[_н]_min=[_н]₂=523 МПа;

3. 
   Мінімальна міжосьова відстань і модуль зубів
   

Міжосьова відстань для косозубої циліндричної передачі:

де K_н– коефіцієнт режиму навантаження, K_н1,3,

_ba=b/a_w– коефіцієнт ширини зубчастого колеса, _ba=0,250,40_, приймаємо _ba=0,3.

Відповідно ГОСТ2185-66 приймаємо a_w=125мм. табл.3.6[1]

Виходячи з рекомендації

m_n=(0,010,02) a_w=(0,010,02) 125=(1.252.5) мм,

Нормальний модуль зубчастого зачеплення приймаємо m=2,5 мм. табл.3.7[1]

4. 
   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 a_w=0,3125=37,5 мм.

Ширина колеса:

b₁=b₂+4=37,5+4=41,5 мм.

5. 
   Перевірка міцності зубів за контактними напруженнями
   

Дійсні контактні напруження, що виникають в матеріалі колеса:

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, _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 d_1В=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=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:

l_в<(+)=10+10=20 мм,

приймаємо l_в=19,5мм;

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=0,5l=0,513750 мм.
5.3. Конструювання вала

Діаметри ділянок вала:

а) вихідної ділянки d_1в=32 мм;

б) в місці встановлення ущільнення d_2в=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2d_1в=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

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).

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 F_r та згинальним моментом, який виникає від дії осьової сили F_a (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:

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:

4. 
   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 .

4. 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 С_о=30700 Н.

Радіальне статичне навантаження на підшипники вала:

F_{r max}=_Frb=1051 Н<С_о=57400 Н.

Ресурс роботи підшипника в годинах:



де F_екв – еквівалентне навантаження на підшипник, якщо:

, то

F_екв=F_{r max}K_бK_T=1051.11,51=1576.65 Н;

k_б – коефіцієнт, який враховує режим навантаження, для редукторів k_б=1,5;

k_T – температурний коефіцієнт, k_T=1,0 (при t^o<100^oC).

4. 
   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 bh=149 мм, t=5,5 мм.



Рис.4 Розрахункова схема шпоночного з’єднання.

Напруження зминання бокових граней шпонки:

де l_p=l_ст-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;

d_a2=217,72 мм; d_f2=210,97 мм; d₅=45 мм; l_ст=b₂=37,5 мм.

Решта розміри колеса, необхідні для його конструювання:

а) діаметр ступиці:

d_ст=1,6d₅=1,645=72 мм;

б) товщина диска:

c=0,3b₂=0,337,5=11,25 мм;

в) товщина обода:

_о=4m=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.,