Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Допустимое конкретных напряжений ⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2
δ HP=0, 9∙ Gnl: mb∙ knl/Sn, где Gnl: mb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения Gnl: mb=2HB+70 Gnl: mb1=2HB1+70=2∙ 280+70=630 мПа Gnl: b2=2∙ 250+70=570 мПа
KHL – коэффициент долговечности
,
где NHO – базовое число циклов перемены напряжений
NHO=30(НВ)2, 4 NHO1=30∙ 2802, 4=2, 24∙ 107 NHO2=30∙ 2502, 4=1, 7∙ 107 NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений
(NHO=30(HB)2, 4)NHl=60∙ nhkl∙ Σ km13t.
Находим Σ km13t=13∙ 0, 2+0, 83∙ 0, 65+0, 453∙ 0, 15=0, 546
NHE1=60∙ 58, 2∙ 12000∙ 0, 546=2, 24∙ 107 NHЕ2=60∙ 14, 9∙ 12000∙ 0, 546=0, 57∙ 107
Тогда KHL=1,
Sn – коэффициент безопасности = 1, 1 GHP1=0, 9∙ 650∙ 1/1, 1=515 мПа; GHP2=0, 9∙ 570∙ 1, 26/1, 1=588 мПа; GHP=0, 45 (GHP1+GHP2)=0, 45(5152+588)1, 1=496 мПа
Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб G=p=0, 4G0F ∙ limo=KFl1, где G Flimo=предел выносливости зубьев при изгибе G0=limb=1, 8HB G0=limbk=1, 8∙ 280=504 мПа G0=limb2=1, 8∙ 250=1150 мПа NF0 – базовое число циклов перемены направлений = 4∙ 106 KFL – коэффициент долговечности NFE=60∙ n∙ h0∙ Σ km: bt – эквивалентное число циклов Σ km: bt=16∙ 0, 2i+0, 8=0, 65∙ 0, 456∙ 0, 15=0, 37 NFE1=60∙ 58, 2∙ 12000∙ 0, 37=1, 54∙ 107 NFE2=60∙ 14, 9∙ 12000∙ 0, 37=0, 38∙ 107 KHL=1; GFP1=0, 4∙ 504∙ 1=201 мПа GFP2=0, 4∙ 450∙ 1, 01=181 мПа
Предельные допустимые напряжения изгиба
GFlimH1=4, 8∙ 250=1200 мПа GFlimH2=0, 9(1344/1, 75)=691 мПа GFpH2=0, 9(1200/1, 75)=675 мПа Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Исходные данные: Крутящий момент на валу шестерни Т1=Т2/2=1414/2=707 мм Частота вращения шестерни п1=58, 2мин-1 Придаточное число U=4 Угол наклона зубьев β =200 Относительная ширина зубчатого венца ψ bd=0, 7 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца Кпр=1, 1; КFP=1, 23 Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи дн=0, 002; дF=0, 006 Коэффициент, учитывающий влияние вида разности молов д0=61 Предельное значение округлённой динамической силы Whmax=4104 мм; WFmax=4104 мин-1 Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KHh=1, 06; Kkl=1, 2 Коэффициент материала Zm=271H Вспомогательный коэффициент K2> 430
Коэффициент относительной ширины
Ψ ba=2Ψ bL/U+1=2∙ 0, 7/4+1=0.28
Принимаем Ψ ba=0, 25
Угол профиля
hf=arctg(tg2/cosB)=arctg(tg200/cos200)=21, 1730 Межосевое расстояние
мм
Принимаем dm=315 315 мм
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Yβ =1-β /140=0, 857
Принимаем число зубьев шестерни
Z1=22
Модуль зацепления
мм
Принимаем m=5мм
ZC=2aw∙ cosβ /w=2∙ 315∙ cos20/5=118, 4
Принимаем ZC=118
Z1=Z1/U+1=118/U+1=23, 6
Принимаем Z1=24 Число зубьев колеса
Z2=ZC-Z1=118-24=94
Передаточное число
U=Z2/Z1=94/24=3, 917 Δ U=Σ (4∙ 3, 92)14y∙ 100%=2, 08%< 4%
Длинное межосевое расстояния
Угол зацепления
dtω =arcos(a/aw∙ cosα t) ∙ arccos(313, 93/315∙ cos21, 173)=21, 67
Значение
invα tω =tgdecos-α ω =tg21, 67-21, 67/180π =0, 01912 invα t=tgα t-dt=tg21, 173-21, 173/180π =0, 01770
Коэффициент суммы смещения
Разбиваем значение коэффициента суммы смещения
α 1=0, 126; α 2=0 Коэффициент уравнительного смещения
Δ y=xΣ -y=0, 216-0, 213=0, 003
Делительный диаметр
d1=mt/cosβ 1=5, 24/cos20=127, 7мм d2=mt2/cosβ 1=5, 94/cos20=500, 16мм
Диаметр вершины
da1=d1+2∙ (1+x1- Δ y) ∙ m=127, 7+2∙ (1+0, 216∙ 0, 003) ∙ 5=137, 7 мм da2=d2+2∙ (1+x2- Δ y) ∙ m=500, 16+2∙ (1+0, 003 ∙ 0) ∙ 5=510, 16 мм
Диаметр основной окружности db1=d1∙ cos2t=127, 7∙ cos21, 173=119, 08 мм
Угол профиля зуба в точке на окружности
α a1=arccos(dB1/dA1)=arccos(119, 08/27, 7)=30, 140 α a2=arccos(dB2/dA2)=arccos(466, 4/510, 16)=23, 90 Коэффициент торцевого перекрытия
d2=Z1∙ tg2a1+Z2∙ tg2a2(Z1+Z2)tg α zω /2π =24∙ tg30, 14+94∙ tg23, 9-(24+94)tg21, 67/2π =1, 575 Ширина зубчатого венца колеса
bw2=xb2∙ aw=0, 25∙ 315=78, 75 мм
7.21 Принимаем bw 2 =78мм
Осевой шаг
Pk=AH/sinB=π ∙ S/sin200=45, 928 мм
Коэффициент осевого перекрытия
Ширина зубчатого вала шестерни
bw1= bw2+5=78+5=83 мм
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Начальные диаметры
dw1=2aK1/U+1=2∙ 315/3, 917+1=128, 14 мм dw2=dw1∙ U=128, 14∙ 3, 92=501, 86 мм Исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную прочность
FHT=2∙ 103T/dw1=2∙ 103∙ 707/123, 14=11035
При расчете на выносливость при изгибе
FKT=2∙ 103T/d1=2∙ 103+707/127, 7=11073, 71H
Окружная скорость
V=Tdw1∙ m/60∙ 103=128, 14∙ 58, 2/60∙ 103=0, 39 м/с
Окружная динамическая сила
H/мм
Коэффициент динамической нагрузки
KHV=1+WHV∙ bw2∙ dw2/2∙ 103∙ T1∙ KHα ∙ KHP=1, 003 KFV=1+WFV∙ bw2∙ d1/2∙ 103∙ T1∙ KFα ∙ KFB=1, 006
Удельная окружная сила
WHT= FHT/ bw2∙ KHα ∙ KFB∙ KHV=11035/78∙ 1, 06∙ 1, 1∙ 1, 003=164H/мм WFT= FKB/ bw2∙ KFα ∙ KFB∙ KFV=11073/78∙ 1, 2∙ 1, 23∙ 1, 006=211H/м2 Эквивалентное число зубьев
ZV1=Z1/cos3B=24/cos3200=28, 9 ZV2=Z2/cos3B=94/cos3200=113, 3
Принимаем коэффициент, учитывающий перекрытие
YE=3, 6
Коэффициенты формы зуба
YF1=3, 63; YF2=3, 6
Направление изгиба
мПа
Коэффициенты безопасности по направлению изгиба
SF1=GFP1/GF1=201/131=1, 53 SF2=GFP2/GF2=181/130=1, 39
7.36 Основной угол наклона (изгиба) зуба Bb=arcsin(sinβ ∙ cosα )=arcsin(sin200∙ cos200)=18, 750
Коэффициент учитывающий форму сопряжения поверхностей
Контактные напряжения
Коэффициент безопасности по контактному напряжению
SH1=Gmax-GV ∙ √ B=459∙ √ 1, 8=616 мПа< Gpmax=1792 мПа
Наибольшие контактные напряжения
GVmax=GV ∙ √ B =459∙ √ 1, 8=616 мПа< Gpmax
Наибольшие напряжения изгиба
GFm1=GF1B=B1∙ 1.8=236мПа< GFpn1=691мПа GFm2=GF2B=B0∙ 1.8=234мПа< гGFpn2=617мПа
Силы действующие в зацеплении
а) окружная
Ft1=Ft2=2n/d=2∙ 707∙ 103/127, 7=11073H
б) радиальная
FZ1=FZ2=Ft∙ tgα /cosβ =11073 tg200/cos200=4298H
в) осевая Fa1=Fa2=Ft∙ tgβ =11073∙ tg200=4030H Компоновка редуктора
Последовательно определяем диаметры валов по формуле:
, где [Σ ] – допускаемое нарушение кручений=15…30мПа Принимаем d=30мм Принимаем d2=70мм Принимаем d3=100мм
Толщина спинки корпуса редуктора
V=0, 025dw+3=0, 025∙ 315+3=10, 8 мм
Принимаем V=12мм Диаметр болтов:
d1=0, 003wT+R=0, 003-315+12=21, 45 мм
Принимаем d1=24 мм
d1=16 мм, d3=12 мм
Расчет входного вала: Исходные данные:
Ft=1728H; F2=3268H; F0=8978H d=78, 75мм; T=72, 2Hм
Момент возникающий
Мн=0, 17=0, 1∙ 72, 2=7Нм
Определение опорных реакций и изгибающих моментов Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Суммарные изгибающие моменты
Принимаем материал вала сталь 40х
Gg< 900мПа; [G-l]=80мПа
Определим диаметры вала в сечении Д Приведенный момент
Расчетный диаметр вала
Диаметр впадин червяка dt1=44, 78> 392 мм Расчет промежуточного вала
Исходные данные
Ft1=11073H; Fy1 =4289H; Fa1=4030H; d1=127, 2 мм Ft2=80, 78H; Fy1 =3269H; Fa1=1728H; d1=315 мм Т=707 мм
Определим опорные реакции изгибающих моментов. Вертикальная плоскость
Горизонтальная плоскость
Проверочный расчет вала на выносливость Материал вала сталь 40х
ТВ=900мПа; Т1=450мПа; Σ =250мПа; ψ 0=0, 1. Сечение I-I
Эффективные коэффициенты концентрации нарушений от шпоночного газа по табл. 5.12 [2]
Ka=2, 15: KT=2, 05
Масштабный коэффициент табл. 5.16[2]
Er=ra=0, 6
Коэффициент состояния поверхности
KCr=Kru=1, 15 KCD=KE+KT-1/Eζ =2, 05+1, 15-1/0, 64=3, 59 Kζ D=Kζ +KTr-1/Eζ =2, 05+1, 15-1/0, 64=344
Эффективные коэффициенты напряжений от посадки границы колеса по табл. 5.15[2]
KAD=4, 5; KJD=3, 16
Окончательных принимаем: KED=451 KKD=3, 44 Осевой и номерный момент по табл. 5.9[2] W0=89100 ммВ Напряжение изгиба и кручения
Коэффициент запаса прочности
Расчет выходного вала
Исходные данные:
Ft=18000H; Ft=11073H; Ft=4289H Fa=4030H; d=500, 16 мм; T=2717мм
Определение опорных реакций и изгибающих моментов Вертикальная плоскость
RaB=RBB=Ft1=11073H MCB=MDB=RAB∙ a=-4073-0, 085=-941Hm
Горизонтальная плоскость
RBr=Ft∙ Ft1=18000-4282=13711H MBr=-F2∙ c=-18000∙ 0, 16=2280Hm MCr=-F2∙ (c+a)+RBr∙ a=-18000∙ 0, 245+1374∙ 0, 085=-3245Hm MCHr=-Ft(c+a)+RAr∙ a+Fa1∙ d/2=-18000∙ 0, 245+13711∙ 0, 085+4030∙ 500, 16∙ 10-3/2=-2237Hm
Суммарные изгибающие моменты
Принимаем материал вала сталь45
Ев=600мПа; [Т-1]=55мПа Определяем диаметр вала в сечении Приведенный момент
Расчетный диаметр вала
мм |
Последнее изменение этой страницы: 2019-10-24; Просмотров: 240; Нарушение авторского права страницы