123855 (689661), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Hβ = 1 + (K⁰_Hβ – 1) ^. К_Hω; (4.79)

где: K⁰_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи;

K⁰_Hβ = 1,1

К_Hω – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

К_Hω = 1 – ; (4.80)

К_Hω = 1 – = 0.32;

К_Hβ = 1 + (1.1 – 1) ^. 0.32 = 1.032;

К_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К_Hα = 0,9 + 0,4 ^. ; (4.81)

где: ε_γ – суммарный коэффициент перекрытия;

ε_γ= ε_α + ε_β; (4.82)

ε_α – коэффициент торцового перекрытия;

ε_α= ε_α1 + ε_α2; (4.83)

где:

ε_α1 = ; (4.84)

ε_α2 = ; (4.85)

где: α_α1, α_α2 – углы профиля зуба в точках на окружностях вершин, град;

α_α1 = arcos ; (4.86)

α_α2 = arcos ; (4.87)

где: d_b1, d_b2 – основные диаметры шестерни и колеса, мм;

d_b1 = d₁ ^. cos α_t; (4.88)

d_b1 = 105,3 ^. cos 20.68⁰ = 98,5 мм;

d_b2 = d₂ ^. cos α_t; (4.89)

d_b2 = 268,8 ^. cos 20.68⁰ = 283,3 мм;

α_α1 = arcos = 28,68⁰;

α_α2 = arcos = 24,04⁰;

ε_α1 = = 0,784;

ε_α2 = = 0,868;

ε_α= 0,784 + 0,868 = 1,65;

ε_β – коэффициент осевого перекрытия;

ε_β = ; (4.90)

где: P_X – осевой шаг, мм;

P_X = ; (4.91)

P_X = = 41,49 мм;

ε_β = = 1,976;

ε_γ= 1,65 + 1,976 = 3,626;

К_Hα = 1,05;

Найдя все необходимые коэффициенты и подставив их в формулу рабочего контактного напряжения, найдем σ_Н:

σ_н = 190 ^. 2,42 ^. 0,775 ^. = 209,2 МПа.

4.3.2 Расчёт зубьев на прочность при изгибе

Расчёт зубьев колёс быстроходной ступени выполняется аналогично расчёту зубьев колёс тихоходной ступени. Должно выполняться условие:

σ_F σ_FP

Расчетное линейное напряжение при изгибе:

для шестерни :

σ_F1 = K_F · Y_FS1 · Y_β · Yε; (4.92)

для колеса:

σ_F2 = σ_F1 ; (4.93)

где: K_F – коэффициент нагрузки,

K_F = K_A · K_FV ·K_Fβ · K_Fα; (4.94)

где: K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зоне зацепления до зоны резонанса;

K_FV = 1+ ; (4.95)

где: ω_FV – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

ω_FV = δ_F · q₀ · V₁ · ; (4.96)

где: δ_F = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

ω_FV = 0,06·5,6·3,56 = 10,19;

K_FV = 1+ = 1,485;

K_Fβ = (K⁰_Hβ)^NF ; (4.97)

где:

N_F = ; (4.98)

где:

h = ; (4.99)

h= = 4,24;

N_F = = 0,948;

K⁰_Hβ = 1,1;

K_Fβ = 1.1^0.948 = 1.095;

K_Fα = K_Hα = 1.05;

K_F = 1,1 · 1,485 · 1,095 · 1,05 = 1,878;

Y_FS1, Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяемые для шестерни и колеса в зависимости от числа зубьев Z_V1 и Z_V2 (см. п. 4.3.1. и рис. 4.2);

Y_FS1 = 3,81; Y_FS2 = 3,62;

Y_β = 1 – ε_β · ≥ 0.7; (4.100)

Y_β = 1 – 1,9 = 0,76 ≥ 0.7;

Y_ε = ; при: ε_β ≥ 1; (4.101)

Y_ε = = 0, 61;

для шестерни:

σ_F1 = ^. 1,878 · 3,81 · 0,76 · 0,61 = 18,12;

для колеса:

σ_F2 = 18,12 = 17,2;

Допускаемое напряжение:

σ_FP = · Y_N · Y_δ · Y_R · Y_X; (4.102)

где:

σ_Flimb = σ⁰_Flimb · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A; (4.103)

σ⁰_Flimb = 1.75 · HB;(4.104)

для шестерни:

σ⁰_Flimb1 = 1,75·HB₁; (4.105)

σ⁰_Flimb1 = 1,75 · 269 = 470,75 МПа;

для колеса:

σ⁰_Flimb2 = 1,75 · HB₁; (4.106)

σ⁰_Flimb2 = 1,75 · 220 = 385 МПа;

Значения коэффициентов Y_T, Y_Z, Y_q, Y_d, Y_A приведены в п. 4.2.2;

Y_N – коэффициент долговечности;

для шестерни:

Y_N1 = ≤ 4; (4.107)

для колеса:

Y_N2 = ≤ 4; (4.108)

где:

N_Flimb = 4·10⁶; q = 6;

N_K - суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов;

для шестерни:

N_K1 = 60·n₁·L_h; (4.109)

N_K1 = 60 · 646,7 · 20000 = 77604000 ≥ N_Flimb;

для колеса:

N_K2 = 60·n₂· L_h; (4.110)

N_K2 = 60 · 239,5 · 20000 = 287400000 ≥ N_Flimb;

т.к. N_K > N_Flimb, то принимаем Y_N = 1:

Y_δ = 1.082 – 0.172 · lg m; (4.111)

Y_δ = 1.082 – 0.172 · lg 3,5 = 0.988;

Y_R = 1.2;

для колеса:

Y_X1 = 1.05 – 0.000125d₁; (4.112)

Y_X1 = 1.05 – 0.000125 · 105,3 = 1,037;

для шестерни:

Y_X2 = 1.05 – 0.000125d₂; (4.113)

Y_X2 = 1.05 – 0.000125 · 286,8 =1,014:

d_i – диаметр делительной окружности колеса быстроходной ступени, мм:

S_F = 1.7;

σ_Flimb1 = σ⁰_Flimb1 · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A; (4.114)

σ_Flimb1 = 470,75 · 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 470,75 МПа;

σ_Flimb2 = σ⁰_Flimb2 · Y_T · Y_Z · Y_q · Y_d · Y_A; (4.115)

σ_Flimb2 = 385·1 ·1 ·1 ·1 ·1 = 385 МПа:

Допускаемое напряжение, МПа:

для шестерни:

σ_FP1 = · Y_N1 · Y_δ · Y_X1 · Y_R; (4.116)

σ_FP1 = · 1 · 0,988 · 1,2 · 1,037 = 207,7 МПа;

для колеса:

σ_FP1 = · Y_N1 · Y_δ · Y_X1 · Y_R; (4.117)

σ_FP1 = · 1 · 0,988 · 1,2 · 1,014 = 133,4 МПа;

Проверка:

шестерня:

σ_F1 ≤ σ_FP1;

18,2 ≤ 207,7:

колесо:

σ_F2 ≤ σ_FP2;

17,2 ≤133,4;

4.4. 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 [τ_к] и определяют диаметры отдельных ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически, обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные 40Х, 40ХН и др.

4.4.1. Входной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.3), мм:

d₁ = ; (4.118)

где: Т₁ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ_K] = (20 ÷ 25) МПа – допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45:

d₁ = = 27,4 мм;

Диаметр d₁ округляем до целого, стандартного значения: d₁ = 28 мм.

рис. 4.3

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t; (4.119)

где: t = 2.2 – высота буртика, мм;

d_упл = 28 + 2 · 2,2 = 31, 4 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 32 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл;

d_п = 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:

d_δ.п. = d_п + 3 · r; (4.120)

где: r = 2,0 – координата фаски подшипника:

d_δ.п. = 35 + 3 · 2,0 = 41 мм;

Диаметр вала под шестерней, мм:

d_δ.п. ≥ d_k > d_п;

42 ≥ 40 > 35;

d_k = 40 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны шестерни, мм:

d_δ.k. = d_k + 3 · f; (4.121)

где: f = 1 – размер фаски, мм:

d_δ.k. = 40 + 3 · 1 = 43 мм;

Диаметр d_δ.k округляем до целого стандартного значения d_δ.k. = 42 мм.

4.4.2 Промежуточный вал

Диаметр вала под колесом и шестерней (рис.4.4), мм:

d_k = (4.122)

где: Т₂ – вращающий момент на промежуточном валу ( см. п. 2.4.), Н · мм;

[τ_K] = (10 ÷ 13) МПа:

d_k = = 43,2 мм;

Диаметр d_k округляем до целого стандартного значения d_k = 42 мм.

рис. 4.4

Диаметр вала в месте посадки подшипника, мм:

d_п = d_k – 3 ^. r; (4.123)

где: r = 3,0 – координата фаски подшипника, мм;

d_п = 42 – 3 ^. 3,0 = 33 мм;

Диаметр d_п округляем до числа кратного 5: d_п = 35 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

d_δ.п. = d_п + 3 · r; (4.124)

d_δ.п. = 35 + 3 · 3 = 44 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_δ.п = 42 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса и шестерни, мм:

d_δ.k. = d_k + 3 · f; (4.125)

где: f = 1.6 – размер фаски, мм:

d_δ.k. = 42 + 3 · 1,6 = 46,8 мм;

Диаметр d_δ.k округляем до целого стандартного значения d_δ.k. = 48 мм.

4.4.3 Выходной вал

Диаметр выходного конца вала (рис. 4.5), мм:

d_k = (4.126)

где: Т₂ – вращающий момент на валу (п.2.4.), Н · мм:

[τ_K] = (20 ÷ 25) МПа;

рис. 4.5

d_k = = 46,14 мм;

Диаметр d_к округляем до целого стандартного значения d_к = 45 мм.

Диаметр вала под уплотнение, мм:

d_упл = d₁ + 2 · t; (4.127)

где: t = 2,8 – высота буртика, мм;

d_упл = 45 + 2 · 2,8 = 50,6 мм;

Диаметр d_упл округляем до целого стандартного значения d_упл = 50 мм.

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти, т.е.

d_п ≥ d_упл;

d_п = 55 мм;

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника, мм;

d_δ.п. = d_п + 3 · r; (4.128)

d_δ.п. = 55 + 3 · 3 = 64 мм;

Диаметр d_б.п округляем до целого стандартного значения d_δ.п = 64 мм.

Диаметр вала под колесом, мм:

d_δ.п. ≥ d_k > d_п;

64 ≥ 60 > 55;

d_k = 60 мм.

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса, мм:

d_δ.k. = d_k + 3 · f; (4.129)

где: f = 2.0 – размер фаски, мм:

d_δ.k. = 60 + 3 · 1,6 = 64,8 мм;

Диаметр d_δ.k округляем до целого стандартного значения d_δ.k. = 65 мм.

4.5 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 С_or и динамической С_r 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

4.6. Конструирование зубчатых колес

Характеристики

Список файлов курсовой работы