Реферат на тему "Расчет валов"




Реферат на тему

текст обсуждение файлы править категориядобавить материалпродать работу




Курсовая на тему Расчет валов

скачать

Найти другие подобные рефераты.

Курсовая *
Размер: 407.95 кб.
Язык: русский
Разместил (а): Кочкин Григорий
1 2 3 Следующая страница

добавить материал

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
1.            Кинематический и силовой расчет привода ….…………………..………..стр. 4
2.            Материалы и термическая обработка колес …………………………….…стр. 5
3.            Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических
           зубчатых  передач …………………….…………………………………...стр. 6

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

5.            Расчет диаметра валов………………..………………………………….....стр. 10
6.            Материалы валов и осей…………………………………………………….стр.11
7.            Расчетные схемы валов……………………………………………………..стр.11
8.            Расчёты на прочность……………………………………………………….стр.12
9.            Подшипники качения……………………………………………………….стр.20
10.       Подбор крышек подшипников…………………………………………......стр.23
11.       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 

 

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 HB 350
                      
                   Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке NFE=60 Lh.
NшFE =60 6000=254,7 млн. циклов,   
NкFE =60 6000=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.
1 2 3 Следующая страница


Расчет валов

Скачать курсовую работу бесплатно


Постоянный url этой страницы:
http://referatnatemu.com/203



вверх страницы

Рейтинг@Mail.ru
Copyright © 2010-2015 referatnatemu.com