Проектирование вала (стр. 1 из 3)

Московский Государственный

Технический Университет им. Н. Э. Баумана

Факультет_________________МТК__________________

Кафедра________________________________________

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту на тему:

Проектирование вала

Студент Васильев Д.Р.

Группа ТМД -61

Руководитель проекта

Петров Р. Н.

2005 г.

СОДЕРЖАНИЕ:

ГЛАВА 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

ГЛАВА 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

ГЛАВА 3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

ГЛАВА 4. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

ГЛАВА 5. РАСЧЕТ ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫХ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ ПРИВОДА

ГЛАВА 6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА

ГЛАВА 7. РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА ПРОЧНОСТЬ

ГЛАВА 8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ГЛАВА 1: КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

1) Расчет КПД привода:

КПД муфты:

КПД цилиндрической передачи:

КПД цепной передачи:

Общий КПД привода:

= =0.908

2) Определить мощности электродвигателя:

P= (F_t *V)/

= /0.908= Вт

3) Подбор электродвигателя:

Выбираем двигатель из серии 4А 132M6/970

Его параметры:

P=7,5 кВт=7500Вт

n₁=970 мин^-1

d₁=48 мм

4) Выбор передаточного числа привода и валов:

D_зв=P/ sin(180/z)=

/sin(180/7)=0,184 м

n _вых=(

)/ *D_зв=(60*0.575)/3,14*0,184=61,74 мин^-1

U_ред=U_пр/U_ц.п. ;U_пр= n₁ /n _вых=970/61,74=15,78 ; U_ц.п. =2,55

U_ред =15,78 /2,55=6,3

5) Определение нагрузочных характеристик привода :

Мощности на валах: P₁ =7,5 кВт; Р₂= P₁×

; Р₃= P₂× ; Р₄= P₃ ×

Частоты вращений на валах: n₁= n₂=970 мин^-1; n₃= n₂/ U_ред ; n₄= n₃/ U _пр

Крутящие моменты на валах: T_i=9555×P_i ∕n_i

Р,кВт	Т,Н*м	n, мин-1
I	7,5	73,8	970
II	7,39	72,7	970
III	7,17	446	154
IV	6,8	1054	61,6

ГЛАВА 2: РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

1) Определение твердости, термообработки и материала из условий мелкосерийного производства, эксплуатации и требований к габаритным размерам, выдираем:

а) Определение суммарного времени работы привода в часах:

t_∑= L_год * 365 * K_год * 24 * K_сут = 5 * 365 * 0, 3 * 24 * 0, 5 = 6570 часов

L_год – срок службы передачи; K_год – коэффициент использования передачи в т течение года; K_сут - коэффициент использования передачи в течение суток.

б) Для шестерни: сталь 40Х, НВ = 269…302 , улучшение, σ_т=750 МПа, n_з1=1

Для колеса: сталь 40Х, НВ = 235…262, улучшение, σ_т=640 МПа, n_з2=1

Частота вращения вала колеса n₂= 154 мин^-1

Ресурс передачи t_∑= 6570 часов

Передаточное число U= 2,55

Передача работает с режимом І

Решение:

I1. Коэффициенты приведения для расчета на контактную выносливость:

КОЛЕСОШЕСТЕРНЯ

К_НЕ2=0,5 К_НЕ1=0,5

2. Числа циклов N_Gперемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:

N_НG2 =12,5×10⁶ N_НG1 =20×10⁶

3. Суммарные числа циклов перемены напряжений:

N_∑2 = 60×t_∑ ×n₂ ×n_з2 = N_∑1= N_∑2 × U_ц.п ×( n_з1/ n_з2)=

=60 ×6570 ×154 ×1=60,7 ×10⁶ =60,7 ×10⁶ ×2,55×(1/1)= 154,3 ×10⁶

4. Эквивалентные числа циклов:

N_НЕ2= К_НЕ2 ×N_∑2 = N_НЕ1= К_НЕ1 ×N_∑1 =

=0,5 ×60,7 ×10⁶ =30,35×10⁶> N_НG2 =0,5 ×154,3 ×10⁶= 77,45×10⁶ > N_НG1

5. Допускаемые напряжения при неограниченном ресурсе передачи:

[σ_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. Максимальные (предельные) допускаемые напряжения:

[σ]_Нмах2=2,8×σ_Т2=2,8×640=1792МПа [σ]_Нмах =2,8×σ_Т1=2,8×750=2100МПа

7. Расчетные допускаемые напряжения:

[σ]_Н2 =[σ_о]_Н2×⁶√ N_НG2/ N_НE2 = [σ]_Н1 =[σ_о]_Н1×⁶√ N_НG1/ N_НE1 =

=515×⁶√ 12,5×10⁶ /12,5×10⁶ = =582×⁶√ 20×10⁶/20×10⁶ =

= 515 MПа =582МПа

[σ]_Н2<[σ]_НMAX2 [σ]_Н1<[σ]_НMAX1

Для расчетов принимаем меньшее значение [σ]_Н , т.е.

[σ]_Н=[σ]_Н2 =515МПа

II1. Коэффициенты приведения для расчета на изгибную выносливость:

К_FЕ2 = 0,3 К_FЕ1 = 0,3

2. Числа циклов N_Gперемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:

N_FG2 =4×10⁶ N_FG1 =4×10⁶

3. Эквивалентные числа циклов:

N_FЕ2= К_FЕ2 ×N_∑2 = N_FЕ1= К_FЕ1 ×N_∑1 =

=0,3 ×60,7 ×10⁶ =18,2×10⁶> N_FG2 =0,3×154,3 ×10⁶= 46,5×10⁶ > N_FG1

4. Допускаемые напряжения при неограниченном ресурсе передачи:

[σ_о]_F2= σ_оF2 ∕ S_F = [σ_о]_F1= σ_оF1 ∕ 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. Максимальные (предельные) допускаемые напряжения:

[σ]_Fмах2=2,74×HB=2,74×248=679,5МПа [σ]_Fмах1 ==2,74×285=780,9МПа

6. Расчетные допускаемые напряжения:

[σ]_F2 =[σ_о]_F2×⁶√ N_FG2/ N_FE2 = [σ]_F1 =[σ_о]_F1×⁶√ N_FG1/ N_FE1 =

=255×⁶√ 4×10⁶ /4×10⁶ = =293×⁶√ 4×10⁶/4×10⁶ =

= 255 MПа =293МПа

[σ]_F2<[σ]_FMAX2 [σ]_F1<[σ]_FMAX1

ГЛАВА 3: ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕМКОЙ ПЕРЕДАЧИ

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

К_Н. - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость.

К_Н. =К_Нβ ×К_НV; U`=6,3 ; Ψ_a=0,35 ; n₂=970 мин^-1; C_V=1300

Окружная скорость:

Т. к. окружная скорость V<5 м/c , то выбираем 8-ю степень точности.

Для этой скорости и степени точности значение К_НVс учетом варианта «а»

Соотношений термических обработок:

К_НV=1,08; К_{Н β}= К⁰_{Н β} (1-Х)+Х ; Х=0,77

; К⁰_{Н β} =1,6

К_{Н β} = 1,6 (1-0,77) + 0,77 = 1,138

Тогда межосевое расстояние примет вид:

Принимаем

=160мм

2) Рабочая ширина венца колеса:

3) Рабочая ширина шестерни:

мм

4) Модуль передачи:

; где .

;

Принимаем m’= 1,5 по ГОСТ 9563-60.

5) Минимальный угол наклона зубьев

6) Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_∑=212.