Расчёт зубьев на прочность при изгибе
Расчёт зубьев колёс быстроходной ступени выполняется аналогично расчёту зубьев колёс тихоходной ступени. Должно выполняться условие: σF Расчетное линейное напряжение при изгибе: для шестерни: σF1 = для колеса: σF2 = σF1 где: KF – коэффициент нагрузки, KF = KA · KFV ·KFβ · KFα; (4.94) где: KFV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса; KFV = 1+ где: ωFV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм; ωFV = δF · q0 · V1 · где: δF = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи; ωFV = 0,06·5,6·3,56 KFV = 1+ KFβ = (K0Hβ)NF; (4.97) где: NF = где: h = h= NF = K0Hβ = 1,1; KFβ = 1.10.948 = 1.095; KFα = KHα = 1.05; KF = 1,1 · 1,485 · 1,095 · 1,05 = 1,878; YFS1, YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев ZV1 и ZV2 (см. п. 4.3.1. и рис. 4.2); YFS1 = 3,81; YFS2 = 3,62; Yβ = 1 – εβ · Yβ = 1 – 1,9 Yε = Yε = для шестерни: σF1 = для колеса: σF2 = 18,12 Допускаемое напряжение: σFP = где: σFlimb = σ0Flimb · YT · YZ · Yq · Yd · YA; (4.103) σ0Flimb = 1.75 · HB;(4.104) для шестерни: σ0Flimb1 = 1,75·HB1; (4.105) σ0Flimb1 = 1,75 · 269 = 470,75 МПа; для колеса: σ0Flimb2 = 1,75 · HB1; (4.106) σ0Flimb2 = 1,75 · 220 = 385 МПа; Значения коэффициентов YT, YZ, Yq, Yd, YA приведены в п. 4.2.2;
YN – коэффициент долговечности; для шестерни: YN1 = для колеса: YN2 = где: NFlimb = 4·106; q = 6; NK - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов; для шестерни: NK1 = 60·n1·Lh; (4.109) NK1 = 60 · 646,7 · 20000 = 77604000 ≥ NFlimb; для колеса: NK2 = 60·n2· Lh; (4.110) NK2 = 60 · 239,5 · 20000 = 287400000 ≥ NFlimb; т.к. NK > NFlimb, то принимаем YN = 1: Yδ = 1.082 – 0.172 · lg m; (4.111) Yδ = 1.082 – 0.172 · lg 3,5 = 0.988; YR = 1.2; для колеса: YX1 = 1.05 – 0.000125d1; (4.112) YX1 = 1.05 – 0.000125 · 105,3 = 1,037; для шестерни: YX2 = 1.05 – 0.000125d2; (4.113) YX2 = 1.05 – 0.000125 · 286,8 =1,014: di – диаметр делительной окружности колеса быстроходной ступени, мм: SF = 1.7; σFlimb1 = σ0Flimb1 · YT · YZ · Yq · Yd · YA; (4.114) σFlimb1 = 470,75 · 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 470,75 МПа; σFlimb2 = σ0Flimb2 · YT · YZ · Yq · Yd · YA; (4.115) σFlimb2 = 385·1 ·1 ·1 ·1 ·1 = 385 МПа: Допускаемое напряжение, МПа: для шестерни: σFP1 = σFP1 = для колеса: σFP1 = σFP1 = Проверка: шестерня: σF1 ≤ σFP1; 18,2 ≤ 207,7: колесо: σF2 ≤ σFP2; 17,2 ≤133,4;
Ориентировочный расчет и конструирование валов
Ориентировочный расчет валов на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τк] и определяют диаметры отдельных ступеней валов. Основным материалом для валов служат термически, обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные 40Х, 40ХН и др.
Входной вал Диаметр выходного конца вала (рис. 4.3), мм: d1 = где: Т1 – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм: [τK] = (20 ÷ 25) МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45: d1 = Диаметр d1 округляем до целого, стандартного значения: d1 = 28 мм.
рис. 4.3
Диаметр вала под уплотнение, мм: dупл = d1 + 2 · t; (4.119) где: t = 2.2 – высота буртика, мм; dупл = 28 + 2 · 2,2 = 31, 4 мм; Диаметр dупл округляем до целого стандартного значения dупл = 32 мм. Диаметр вала dп в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е. dп ≥ dупл; dп = 35 мм; Между подшипником и шестерней на том же диаметре, что и подшипник, располагают разделительное кольцо. Диаметральные размеры кольца определяются из условия контакта его торцов с колесом и внутренним кольцом подшипника. Диаметр кольца со стороны подшипника, мм: dδ.п. = dп + 3 · r; (4.120) где: r = 2,0 – координата фаски подшипника: dδ.п. = 35 + 3 · 2,0 = 41 мм; Диаметр вала под шестерней, мм: dδ.п. ≥ dk > dп; 42 ≥ 40 > 35; dk = 40 мм. Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни, мм: dδ.k. = dk + 3 · f; (4.121) где: f = 1 – размер фаски, мм: dδ.k. = 40 + 3 · 1 = 43 мм; Диаметр dδ.k округляем до целого стандартного значения dδ.k. = 42 мм.
Промежуточный вал Диаметр вала под колесом и шестерней (рис.4.4), мм: dk = где: Т2 – вращающий момент на промежуточном валу (см. п. 2.4.), Н · мм; [τK] = (10 ÷ 13) МПа: dk = Диаметр dk округляем до целого стандартного значения dk = 42 мм.
рис. 4.4 Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм: dп = dk – 3 . r; (4.123) где: r = 3,0 – координата фаски подшипника, мм; dп = 42 – 3 . 3,0 = 33 мм; Диаметр dп округляем до числа кратного 5: dп = 35 мм. Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм; dδ.п. = dп + 3 · r; (4.124) dδ.п. = 35 + 3 · 3 = 44 мм; Диаметр dб.п округляем до целого стандартного значения dδ.п = 42 мм. Диаметр разделительного кольца со стороны колеса и шестерни, мм: dδ.k. = dk + 3 · f; (4.125) где: f = 1.6 – размер фаски, мм: dδ.k. = 42 + 3 · 1,6 = 46,8 мм; Диаметр dδ.k округляем до целого стандартного значения dδ.k. = 48 мм.
Выходной вал Диаметр выходного конца вала (рис. 4.5), мм: dk = где: Т2 – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм: [τK] = (20 ÷ 25) МПа;
рис. 4.5 dk = Диаметр dк округляем до целого стандартного значения dк = 45 мм.
Диаметр вала под уплотнение, мм: dупл = d1 + 2 · t; (4.127) где: t = 2,8 – высота буртика, мм; dупл = 45 + 2 · 2,8 = 50,6 мм; Диаметр dупл округляем до целого стандартного значения dупл = 50 мм. Диаметр вала dп в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е. dп ≥ dупл; dп = 55 мм; Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм; dδ.п. = dп + 3 · r; (4.128) dδ.п. = 55 + 3 · 3 = 64 мм; Диаметр dб.п округляем до целого стандартного значения dδ.п = 64 мм. Диаметр вала под колесом, мм: dδ.п. ≥ dk > dп; 64 ≥ 60 > 55; dk = 60 мм. Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм: dδ.k. = dk + 3 · f; (4.129) где: f = 2.0 – размер фаски, мм: dδ.k. = 60 + 3 · 1,6 = 64,8 мм; Диаметр dδ.k округляем до целого стандартного значения dδ.k. = 65 мм.
Выбор подшипников качения
Подшипники качения выбираются в зависимости от диаметров валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, коническими и червячными колесами и для червяка: – радиально – упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников из таблиц выписать их маркировку, наружный D и внутренний d диаметры и ширину В, величины статической Сor и динамической Сr грузоподъемностей. Входной вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.1.)
Табл. 4.5.1
Промежуточный вал: подшипники радиально – упорные, однорядные, средней серии, 2шт. (табл. 4.5.2.)
Табл. 4.5.2
Выходной вал: подшипники радиальные, однорядные, легкой серии, 2шт. (табл. 4.5.3.) Табл. 4.5.3
Воспользуйтесь поиском по сайту: ![]() ©2015 - 2025 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|