Проектування валу

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Московський Державний
Технічний Університет ім. Н. Е. Баумана
Факультет _________________МТК__________________
Кафедра ________________________________________

РОЗРАХУНКОВО-ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту на тему:
Проектування валу

Студент Васильєв Д.Р.

Група ТМД -61

Керівник проекту
Петров Р. М.
2005 р .

ЗМІСТ:
РОЗДІЛ 1. Кінематичний розрахунок
РОЗДІЛ 2. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
РОЗДІЛ 3. ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
ГЛАВА 4. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
РОЗДІЛ 5. РОЗРАХУНОК ПОПЕРЕДНІ ДІАМЕТРІВ ВАЛІВ ПРИВОДУ
ГЛАВА 6. ПІДБІР ПІДШИПНИКІВ ДЛЯ вихідного валу редуктора
ГЛАВА 7. РОЗРАХУНОК вихідного валу редуктора НА МІЦНІСТЬ
ГЛАВА 8 ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

SHAPE \ * MERGEFORMAT


РОЗДІЛ 1: Кінематичний розрахунок
1) Розрахунок ККД приводу:
ККД муфти:
ККД циліндричної передачі:
ККД ланцюгової передачі:
Загальний ККД приводу: = = 0.908
2) Визначити потужності електродвигуна:
P = (F t * V) / = / 0.908 = Вт
3) Підбір електродвигуна:
Вибираємо двигун із серії 4А 132M6/970
Його параметри:
P = 7,5 кВт = 7500Вт
n 1 = 970 хв -1
d 1 = 48 мм
4) Вибір передавального числа приводу і валів:
D зв = P / sin (180 / z) = / Sin (180 / 7) = 0,184 м
n вих = ( ) / * D зв = (60 * 0.575) / 3,14 * 0,184 = 61,74 хв -1  
U ред = U пр / U ц. П.;     U пр = n 1 / n вих = 970/61, 74 = 15,78; U ц. П. = 2,55
U ред = 15,78 / 2,55 = 6,3
5) Визначення навантажувальних характеристик приводу:
Потужності на валах: P 1 = 7,5 кВт; Р 2 = P 1 × ; Р 3 = P 2 × ; Р 4 = P 3 ×
Частоти обертань на валах: n 1 = n 2 = 970 хв -1; n 3 = n 2 / U ред; n 4 = n 3 / U пр
Крутний момент на валах: T i = 9555 × P i / n i
Р, кВт
Т, Н * м
n, хв -1
I
7,5
73,8
970
II
7,39
72,7
970
III
7,17
446
154
IV
6,8
1054
61,6

РОЗДІЛ 2: РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
1) Визначення твердості, термообробки і матеріалу з умов дрібносерійного виробництва, експлуатації та вимог до габаритних розмірів, видирає:
а) Визначення сумарного часу роботи приводу в годинах:
t Σ = L рік * 365 * K рік * 24 * K добу = 5 * 365 * 0, 3 * 24 * 0, 5 = 6570 годин
L рік - термін служби передачі; K рік - коефіцієнт використання передачі в т протягом року; K добу - коефіцієнт використання передачі протягом доби.
б) Для шестірні: сталь 40Х, НВ = 269 ... 302, поліпшення, σ т = 750 МПа, n з1 = 1
Для колеса: сталь 40Х, НВ = 235 ... 262, поліпшення, σ т = 640 МПа, n З2 = 1
Частота обертання валу колеса n 2 = 154 хв -1
Ресурс передачі t Σ = 6570 годин
Передаточне число U = 2,55
Передача працює з режимом І
Рішення:
I 1. Коефіцієнти приведення для розрахунку на контактну витривалість:
КОЛЕСО Шестерні
До НЕ2 = 0,5 К НЕ1 = 0,5
2. Числа циклів N G зміни напружень, відповідні тривалого межі витривалості:
N Н G 2 = 12,5 × 10 6 N Н G 1 = 20 × 10 6
3. Сумарні числа циклів зміни напруг:
N Σ2 = 60 × t Σ × n 2 × n З2 = N Σ1 = N Σ2 × U ц.п × (n з1 / n З2) =
= 60 × 6570 × 154 × 1 = 60,7 × 10 6     = 60,7 × 10 6 × 2,55 × (1 / 1) = 154,3 × 10 6
4. Еквівалентні числа циклів:
N НЕ2 = К НЕ2 × N Σ2 = N НЕ1 = К НЕ1 × N Σ1 =
= 0,5 × 60,7 × 10 6 = 30,35 × 10 6> N Н G 2 = 0,5 × 154,3 × 10 6 = 77,45 × 10 6> N Н G 1
5. Допустимі напруги при необмеженій ресурсі передачі:
о] Н2 = σ он2 / S Н = [σ о] Н1 = σ он1 / S Н = (2 × НВ ср2 +70) / 1,1 =
= (2 × НВ СР1 +70) / 1,1 = = (2 × 285 +70) / 1,1 = 582 МПа
= (2 × 248 +70) / 1,1 = 515 МПа
6. Максимальні (граничні) допустимі напруження:
[Σ] Нмах2 = 2,8 × σ Т2 = 2,8 × 640 = 1792МПа [σ] Нмах = 2,8 × σ Т1 = 2,8 × 750 = 2100МПа
7. Розрахункові допустимі напруження:
[Σ] Н2 = [σ о] Н2 × 6 √ N Н G 2 / N Н E 2 = [σ] Н1 = [σ о] Н1 × 6 √ N Н G 1 / N Н E 1 =
= 515 × 6 √ 12,5 × 10 6 / 12,5 × 10 6 = = 582 × 6 √ 20 × 10 6 / 20 × 10 6 =
= 515 MПа = 582МПа
[Σ] Н2 <[σ] Н MAX 2 [σ] Н1 <[σ] Н MAX 1
Для розрахунків приймаємо менше значення [σ] Н, тобто
[Σ] Н = [σ] Н2 = 515МПа
II 1. Коефіцієнти приведення для розрахунку на згинальну витривалість:
До F Е2 = 0,3 К F Е1 = 0,3
2. Числа циклів N G зміни напружень, відповідні тривалого межі витривалості:
N FG 2 = 4 × 10 6 N FG 1 = 4 × 10 6
3. Еквівалентні числа циклів:
N F Е2 = К F Е2 × N Σ2 = N F Е1 = К F Е1 × N Σ1 =
= 0,3 × 60,7 × 10 6 = 18,2 × 10 6> N FG 2 = 0,3 × 154,3 × 10 6 = 46,5 × 10 6> N FG 1
4. Допустимі напруги при необмеженій ресурсі передачі:
о] F 2 = σ про F 2 / S F = [σ о] F 1 = σ про F 1 / S F = (1,8 × НВ ср2) / 1,75 =
= (1,8 × НВ СР1) / 1,75 = = 1,75 × 285 = 293 МПа
= 1,8 × 248 / 1,75 = 255 МПа
5. Максимальні (граничні) допустимі напруження:
[Σ] F мах2 = 2,74 × HB = 2,74 × 248 = 679,5 МПа [σ] F мах1 == 2,74 × 285 = 780,9 МПа
6. Розрахункові допустимі напруження:
[Σ] F 2 = [σ о] F 2 × 6 √ N FG 2 / N FE 2 = [σ] F 1 = [σ о] F 1 × 6 √ N FG 1 / N FE 1 =
= 255 × 6 √ 4 × 10 6 / 4 × 10 6 = = 293 × 6 √ 4 × 10 6 / 4 × 10 6 =
= 255 MПа = 293МПа
[Σ] F 2 <[σ] FMAX 2 [σ] F 1 <[σ] FMAX 1

РОЗДІЛ 3: ПРОЕКТНИЙ РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ЦІЛІНДРІЧЕМКОЙ ПЕРЕДАЧІ
1) Попереднє значення міжосьової відстані:

До Н. - коефіцієнт навантаження при розрахунку на контактну витривалість.
До Н. = До Нβ × До Н V ; U `= 6,3; Ψ a = 0,35; n 2 = 970 хв -1; C V = 1300
Окружна швидкість:

Т. до окружна швидкість V <5 м / c, то вибираємо 8-ю ступінь точності.
Для цієї швидкості і ступеня точності значення К Н V з урахуванням варіанту "а"
Співвідношень термічних обробок:
До Н V = 1,08; До Н β = К 0 Н β (1-Х) + Х; Х = 0,77
; К 0 Н β = 1,6
До Н β = 1,6 (1-0,77) + 0,77 = 1,138

Тоді міжосьова відстань прийме вигляд:

Приймаються = 160мм
2) Робоча ширина вінця колеса:

3) Робоча ширина шестерні:
мм
4) Модуль передачі:
; Де .
;

Приймаються m '= 1,5 по ГОСТ 9563-60.
5) Мінімальний кут нахилу зубів


6) Сумарне число зубів:

Приймаються Z Σ = 212.
7) Кількість зубів шестерні Z 1 і колеса Z 2
; Приймаємо Z 1 = 29 т.к. Z 1> Z min = 17
Z 2 = Z Σ-Z 1 = 212-29 = 183
8) Фактичне значення передавального числа:
1
Помилка передавального числа
= <4%
9) Діаметри ділильних кіл

9) Діаметри кіл вершин і западин зубів шестерні:
d a 1 = d 1 +2 ∙ m = 43,5 +2 ∙ 1,5 = 46,5 мм
d f 1 = d +1 -2,5 ∙ m = 43,5-2,5 ∙ 1.5 = 39,75 мм
Колесо:
d a 2 = d 2 +2 ∙ m = 276,5 +2 ∙ 1,5 = 279,5 мм
d f 2 = d 2 -2,5 ∙ m = 276,5-2,5 ∙ 1.5 = 272,75 мм
10) Перевірка можливості забезпечення прийнятих механічних характеристик при термічній обробці заготовки.
Зовнішній діаметр заготовки шестерні
d a 1 +6 = 46,5 +6 = 52,5 <D = 125 мм.
Товщина перетину обода колеса
S = 8 ∙ m = 8 ∙ 1,5 = 12мм <S = 80мм
Отже, необхідні механічні характеристики можуть бути отримані при термічній обробці.
11) Сили, що діють на вали зубчастих коліс:
Окружна сила:

Радіальна сила:

Осьова сила:


РОЗДІЛ 4: РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вихідні дані:
Т 3 = 446 Н ∙ м - крутний момент на валу ведучої зірочки;
n 3 = 154 хв -1 - частота обертання ведучої зірочки;
U = 2,55 - передавальне число ланцюгової передачі;
1. Вибір ланцюга
Оскільки пікові навантаження діють рідко і недовго, то розрахунок проведемо по номінальному моменту.
Призначимо однорядну роликову ланцюг типу ПР.
Попередній крок ланцюга:

За стандартом вибираємо для перевірки два ланцюги:
ПР-31 ,75-8850 *; значення А = 262мм 2
ПР-38 ,10-12700; значення А = 394,3 мм 2
2. Призначення основних параметрів:
а) число зубів зірочки
Знайдемо рекомендований число зубів Z 1 в залежності від передаточного числа:

Приймаються Z 1 = 25
б) міжосьова відстань
ПР-31, 75 ПР-38, 10
а = 40Р = 40 ∙ 31,75 = 1270мм а = 40Р = 40 ∙ 38,10 = 1524мм
в) нахил
ψ = 18 ˚ ψ = 18 ˚
г) Приймемо, що змазування ланцюга нерегулярне. Ланцюг змащуватимуть періодично за допомогою кисті.
3) Визначення тиску в шарнірі:
Знайдемо значення коефіцієнта, що враховує умови експлуатації ланцюга До Е
До Е = К д ∙ К А ∙ К Н ∙ До рег ∙ До см ∙ До реж = 1 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,25 ∙ 1,5 ∙ 1 = 1,875
Де До д = 1 - коефіцієнт динамічного навантаження;
До А = 1 - коефіцієнт міжосьового відстані;
До Н = 1 - коефіцієнт нахилу лінії центрів;
До рег = 1,25 - коефіцієнт регулювання натягу ланцюга, нерегульоване натяг;
До см = 1,5 - коефіцієнт змащування, нерегулярна мастило;
До реж = 1 - коефіцієнт режиму, робота в одну зміну;
4) Окружна сила, передана ланцюгом:


5) Тиск в шарнірі (m p = 1)


[Σ] = 30,5 MПа - допустиме тиск в шарнірі
Значення тиску в шарнірі повинно знаходитися в межах:
0,6 [σ] ≤ σ ≤ 1,05 [σ]
0,6 [σ] = 18,3 МПа
1,05 [σ] = 32,025 МПа
Оскільки під цю умову підходить тільки ланцюг типу ПР-31, 75:
0,6 [σ] ≤ 25,3 МПа ≤ 1,05 [σ]
Подальші розрахунки проводимо для ланцюга ПР-31, 75
6) Число зубів веденої зірочки
Z 2 = U Ц.П. ∙ Z 1 = 2,55 ∙ 25 = 63,75
Оскільки переважно непарне число ланок, то приймаємо
Z 2 = 63, тоді ;
7) Частота обертання веденої зірочки:

8) Ділильний діаметр ведучої зірочки:

9) Ділильний діаметр веденої зірочки:

10) Потрібне число ланок ланцюга:

Приймаються W '= 125
11) Уточнене міжосьова відстань:

Оскільки ланцюг не регулюється, і витримати таку точність міжосьового відстані в пристроях такого типу, як проектоване неможливо, то приймаємо = 1270мм
12) Навантаження на вали зірочок

13) Характерні розміри ланцюга і зірочок:
Розміри ланцюга:
З = 19,4 мм
D = 19 мм
d = 9,52 мм
b = 28 мм
S = 4 мм
Розміри зірочок:
b 1 = 0,93 C - 0,15 = 17.89 мм


РОЗДІЛ 5: РОЗРАХУНОК ПОПЕРЕДНІ ДІАМЕТРІВ ВАЛІВ ПРИВОДУ
Допустиме напруження на кручення приймаємо [τ] = 20МПа

При максимальному моменті Т мах = 2,2 Т ном значення діаметрів валів буде наступні:

Діаметр швидкохідного валу необхідно порівняти з діаметром електродвигуна, при цьому має бути . При перевірці отримуємо, що d = 34 <0,75 ∙ d е. = 0,75 ∙ 48 = 36, звідси випливає вибір діаметра валу за стандартом рівним 40мм.Для інших валів приймаємо d II пр = 60мм; d III пр = 80мм .

ГЛАВА 6: підбору підшипників ДЛЯ вихідного валу редуктора
Розрахунок реакцій в підшипникових опорах проведемо для режиму номінального моменту

1) Реакції в опорах А і В
У площині ZY

У площині XY

Опора В - більше навантажена

- Реакція в опорі У
2) Вибираємо підшипник в опорі У з реакції R b і F A
Вихідні дані, d II пр = 60мм - внутрішній діаметр підшипника
F r = R b = 7185H; n III = 154 хв -1
-Реквізит ресурс
До Б = 1,2 - коефіцієнт безпеки
До т = 1 - температурний коефіцієнт
V = 1 - коефіцієнт обертання
Вибираємо попередньо радіальний однорядний кульковий підшипник середньої серії № 312, у якого d = 60мм - внутрішній діаметр D = 110мм - зовнішній діаметр
З r = 62880H - динамічна вантажопідйомність
З r = 48460H - статична вантажопідйомність
Гранична частота обертання 4000 хв -1
Для співвідношення знаходимо: e = 0,19
отже, Х = 1, У = 0.
Осьова навантаження не зменшує ресурс підшипника.
Еквівалентна навантаження:

Ресурс прийнятого підшипника
млн. обертів

Підшипник підходить.
Для валу - шестерні вибираємо підшипник радіальний однорядний кульковий середньої серії № 308
Для приводного валу радіальний дворядний кульковий підшипник сферичний середньої серії № 1214

РОЗДІЛ 7: РОЗРАХУНОК вихідного валу редуктора НА МІЦНІСТЬ
1) Побудова епюр моментів:
а) Вигинальний момент в точці 1 у площині ZY

У точці В у площині ZY

б) Вигинальний момент в площині XY
Точка 1:

Точка В:

в) Крутний момент:
М К = T III = 446 Н ∙ м
2) Визначення коефіцієнтів запасу міцності в небезпечних перерізах
Вихідні дані: матеріал вала - сталь 45
- Межа плинності
- Межа міцності
- Напруга, що допускається
- Коефіцієнт запасу міцності

а) Перетин II. Концентратор напружень - шпонковий паз
d = 67мм; b = 20мм; t 1 = 12мм
Згинальний момент у перерізі (точка 1):

Осьовий момент опору перерізу валу:

Полярний момент опору перерізу:

Амплітуда нормальних напруг:

Середня напруга циклу нормальних напруг:

Амплітуда дотичних напруг:

- Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні
- Масштабний фактор

- Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні
Коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Вал задовольняє умові міцності в перерізі II
б) Перетин II-II. Концентратор напружень - посадка з натягом.
d = 60мм
Згинальний момент у перерізі (точка 1):

Осьовий момент опору перерізу валу:

Полярний момент опору перерізу:

Амплітуда нормальних напруг:

Середня напруга циклу нормальних напруг:

Амплітуда дотичних напруг:

- Коефіцієнт зниження межі витривалості при згині
- Коефіцієнт зниження межі витривалості при крученні
- Масштабний фактор

- Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні
Коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Вал задовольняє умові міцності в перерізі II-II

РОЗДІЛ 8: ПЕРЕВІРКА МІЦНОСТІ шпонкових з'єднань
1. Розрахуємо шпонкові з'єднання для вхідного вала з муфтою. Шпонку вибираємо призматичну по ГОСТ 23360-78.:
- Перетин b 'h = 6' 6 мм ;
- Фаска 0.3 мм ;
- Глибина паза валу t 1 = 3.5 мм ;
- Глибина паза маточини t 2 = 2.8 мм ;
- Довжина l = 32 мм .
Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:

При чавунної маточині [s] см = 70 ... 100 МПа.
Рухаючись момент Т = 7.4 Н × м.
s см <[s] см, отже, припустимо встановити муфту з чавуну СЧ20
2. Розрахуємо шпонкові з'єднання для вихідного валу.
З'єднання вал-колесо.
Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78.
- Перетин b 'h = 14' 9 мм ;
- Фаска 0.5 мм ;
- Глибина паза валу t 1 = 5.5 мм ;
- Глибина паза маточини t 2 = 3.8 мм ;
- Довжина l = 48 мм .

Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:
При чавунному центрі колеса [s] см = 70 ... 100 МПа.
Рухаючись момент Т = 236.7 Н × м.
sсм <[s] см, отже, припустимо центр черв'ячного колеса виготовити з сірого чавуну СЧ20
2.2 З'єднання вала з зірочкою.
Шпонку вибираємо призматичну за ГОСТ 23360-78.
- Перетин b 'h = 10' 8 мм ;
- Фаска 0.4 мм ;
- Глибина паза валу t 1 = 5 мм ;
- Глибина паза маточини t 2 = 3.3 мм ;
- Довжина l = 50 мм .

Шпонка призматична з округленими торцями. Матеріал шпонки - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умови міцності визначаємо за формулою:


При чавунної маточині [s] см = 70 ... 100 МПа.
Рухаючись момент Т = 236.7 Н × м.
s см <[s] см, отже, припустимо центр зірочки виготовити з сірого чавуну СЧ20

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАРУРИ:
1. Смолін А.І. Кінематичний розрахунок приводу. Методичні вказівки. Калуга: 1989.
2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Деталі машин. Курсове проектування. М.: Вища школа, 1990.
3. Суворов Н.І. Розрахунок валів. Методичні вказівки. Калуга, 1987.
4. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталі машин. М.: Вища школа, 1982.
5. Часовник Л.Д. Розрахунок черв'ячної передачі. Методичні вказівки. Калуга, 1979.
6. Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. М.: Машинобудування, 1978.
Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Курсова
65.4кб. | скачати


Схожі роботи:
Проектування технологічного процесу одержання валу
Розрахунок валу і розробка конструкції валу
Технологія обробки валу
Механічна обробка валу
Виготовлення валу приводу
Технологія механічної обробки валу
Технологічний процес виготовлення валу ступеневої
Економічні дані для виготовлення ступеневої валу
Розробка технологічного процесу ремонту валу ведучого
© Усі права захищені
написати до нас