Расчет валов

Расчет валов

5

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИИ

УФИМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЯНОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

КАФЕДРА ГОРНОЙ И ПРИКЛАДНОЙ МЕХАНИКИ

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Оценка

Режима

Оформления

Защиты

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе по прикладной механике

Группа		Подпись	Ф.И.О.	Дата
Студент
Консультант		В.К. Загорский
Общая оценка проекта

УФА 2002

Содержание

Задание………………………………………………………………………..стр. 3

Кинематический и силовой расчет привода ….…………………..………..стр. 4

Материалы и термическая обработка колес …………………………….…стр. 5

Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических

зубчатых передач …………………….…………………………………...стр. 6

Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи…………………..стр. 7

Расчет диаметра валов………………..………………………………….....стр. 10

Материалы валов и осей…………………………………………………….стр.11

Расчетные схемы валов……………………………………………………..стр.11

Расчёты на прочность……………………………………………………….стр.12

Подшипники качения……………………………………………………….стр.20

Подбор крышек подшипников…………………………………………......стр.23

Спецификация…………….….……………………………………………..стр.25

Список литературы…………………………………………………………стр.28

					НТУ1. 300100.
Изм.	Лист	№ докум.	Подп.	Дата
Разраб.				Пояснительная записка	Литера	Лист	Листов
Проверил	Загорский
					УГНТУ
Н.конт.
Утв.

Задание

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

МП.С=26 Нм.

Для данной схемы рассчитать:

1. габаритные размеры редуктора;

2. кинематический и силовой расчет редуктора;

3. подобрать допускаемых напряжений;

4. рассчитать диаметры валов;

5. подобрать материалы валов;

6. подобрать подшипники качения;

7. подобрать крышки подшипников.

8. начертить сборочный и рабочие чертежи.

Вертикальное расположение.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Выбор электродвигателя. Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных машин. При передаче мощности от двигателя к потребителю имеют место потери в элементах привода: в ременной и цепной передачах, в зубчатых сцеплениях, в подшипниках на валах. Все эти потери должны быть учтены при выборе электродвигателя , чтобы была обеспечена необходимая для потребителя мощность.

1.1 К. п. д. Привода

,

где -к. п. д. редуктора; -к. п. д. открытой передачи;

,

где - к. п. д. зубчатого зацепления; m - число зацеплений в редукторе;

- к. п. д. одного вала; n - количество валов в редукторе.

В данном случае =0,99 , =0,96 имеется две пары подшипников и два зацепления, тогда

1.2 Расчетная мощность двигателя

. ,

где Нм -крутящий момент на выходном валу привода;

об/мин -частота вращения выходного вала привода.

,

где -скорость вращения вала.

Тогда кВт и

кВт.

; Нм.

1.3 Передаточное отношение привода

.

Необходимо подобрать так, чтобы передаточное отношение привода

лежало в пределах 2,5…4. Выбирается асинхронный двигатель 4А80В4 кВт. Синхронная частота вращения об/мин. Асинхронная частота вращения об/мин.

Тогда .

Номер вала	n об/мин	U	N кВт		Т Нм
1	1415	-	1,245	0,94	8,4
2	429,75	3,29	1,17	0,94	26

Таблица 1

4

24

2. Материалы и термическая обработка

зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от требований, предъявляемых к размерам и массе передач, а также от мощности , окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Основным материалом для изготовления зубчатых колес большинства машин являются стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.

Первая группа - колеса с твердостью <НВ 350. Применяются в мало- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 45, 65, 50Г, 65Г, легированные стали 40Х, 40ХН, 40ХГР и др. Термообработка-улучшение производится до нарезания зубьев. Колеса с твердостью <НВ 350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Для равномерного износа зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни должна быть на 20…25НВ больше твердости колеса. Колеса с твердостью <НВ 350 широко используются в мало- и средненагруженных передачах, в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Вторая группа - колеса с твердостью > НВ350 (при твердости Ю НВ350 твердость материала измеряется по шкале Роквелла: 10 НВ=1 HRC). Применяются в тяжело нагруженных передачах. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.

В качестве материала выбираем сталь Ст.45 (улучшение).

Из справочных данных находим твёрдость по Бри Нелю:

3. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач

Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчётов на выносливость при длительной работе , где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений По экспериментальным значениям, приведённых в таблице, находим =2HB+70 МПа.

МПа.

- коэффициент безопасности; в связи с постепенным процессом повреждения поверхности и пониженной опасности аварии машин коэффициент назначают небольшим: =1,1 при неоднородной структуре материала.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи: .

Для нормализованных колёс =2,6. Базовое число циклов определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов.

- эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле

,

где n - частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин. -долговечность передачи.

млн. циклов.

млн. циклов.

При ;

Расчёт ведут по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.

3.1 Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе , где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба =.

По таблице находим экспериментальное значение =HB+260;

- коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок SF=1,7.

YN- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB350

Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке NFE=60Lh.

NшFE =606000=254,7 млн. циклов,

NкFE =606000=77,355 млн. циклов.

млн. циклов.

Для длительно работающих передач при NFE>NF lim b YN=1.0.

4. Методика расчёта закрытой цилиндрической передачи

4.1 Выбрать коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра и относительно модуля .

Таблица 2

Параметр	Расположение шестерни относительно опор	Твёрдость раб. поверх. зубьев
		H1 и H2 HB350	H1 и H2>HB350
	Симметричное	0,8 - 1,4	0,4 - 0,9
	Несимметричное	0,6 - 1,2	0,3 - 0,6
	Консольное	0,3 - 0,4	0,20 - 0,25
	Для редукторов с достаточно жёсткими валами	Не более 25 - 30	Не более 15 - 20

=1, =30.

4.2 Определить предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

4.3 Выбрать числа зубьев колёс:

Z1=30; Z2=30

Для первой ступени редуктора Z1=20…30, для второй - 17…24. Минимально допустимое число зубьев шестерни при Х=0 Zmin=17. После округления Z до целых чисел следует проверить фактическое передаточное число U=Z2/Z1.

U=99/30=3,3.

4.4 Определить коэффициент концентрации нагрузки по таблице:

Таблица 3

Расположение шестерни относительно опор	Твёрдость поверхности зубьев колеса НВ
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2	1,4
Симметричное	<350 >350	1.01 1.01	1.02 1.02	1.03 1.04	1.04 1.07	1.07 1.16	1.11 1.26
Несимметричное	<350 >350	1.03 1.06	1.05 1.12	1.07 1.20	1.12 1.29	1.19 1.48	1.28 -
Консольное, опоры- Шарикоподшипниковые	<350 >350	1.08 1.22	1.17 1.44	1.28 -	- -	- -	- -
Консольное, опоры- роликоподшипниковые	<350 >350	1.06 1.11	1.12 1.25	1.19 1.45	1.27 -	- -	- -

=1.55.

4.5 Определить предварительно межосевое расстояние:

, где Ка - вспомогательный коэффициент; Ка=49,5 для прямозубой и Ка=43,0 для косозубой передачи.

4.6 Определить модуль колёс:

, где - угол наклона зубьев по делительному цилиндру.

Модуль mn округляется до ближайшего стандартного:

Таблица 4

Ряды	Модуль, мм
1-й	1; 1.25; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25;
2-й	1.125; 1.375; 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9; 11; 14; 18;

mn =1.

Окружной модуль mt можно определить по формуле

=1,064.

4.7 Уточнить фактическое межосевое расстояние:

=68,64 мм.

4.8 Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:

4.9 Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи и округлить до целого числа:

4.10 Определить делительные (начальные) диаметры колёс (с точностью до сотых долей):

Полученные параметры колёс в процессе проектирования и разработки чертежей могут быть изменены; после определения окончательно принятых размеров производится проверочный расчёт передачи.

4.11 Определить геометрические размеры зубчатых колёс:

· диаметр вершин зубьев:

· диаметр впадин зубчатых колёс:

4.12 Предварительный (ориентировочный) расчет вала

Предварительный (ориентировочный) расчет вала производится при выполнении эскизной компоновки и ведется по условному расчету на кру-чение. Эту форму расчета выбирают потому, что еще не определены размеры вала по длине и не могут быть вычислены изгибающие моменты.

Из условия прочности на кручение

откуда (4.1)

где Т - крутящий момент, Н*мм;

[] - условие, допускаемое напряжение при кручении, МПа.

Так как в расчете не учитывается изгиб, то значения [] выбирают-ся заниженными: [] = 15…30 МПа.

По вычисленному диаметру подбирают подшипники и определяют расстояние между опорами, определяют все силы, действующие на вал, за-тем составляют расчетную схему вала.

5. Расчёт диаметра валов

1.1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

Валы-детали предназначены для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин. Валы вращаются в подшипниках. Так как передача крутящих моментов связана с возникновением сил, например, сил на зубьях колес, сил напряжения ремней и т.д., валы подвержены действию не только крутящих моментов, но также поперечных сил и изгибающих моментов.

Страницы: 1, 2