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
-
|
-
-
|
-
-
|
|
|
Страницы: 1, 2
|