1   2   3   4
Ім'я файлу: 2 (2).docx
Розширення: docx
Розмір: 1530кб.
Дата: 14.10.2020

Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса

Границі контактної витривалості зубців шестерні та колеса([1], табл.22.5):





Базові кількість циклів випробувань для матеріалів зубчастих коліс передачі ([1], ст.285):





Оскільки , то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса

Отже, допустимі контактні напруження для зубців шестерні та колеса, якщо (шорсткість поверхонь зубців ) і коефіцієнт запасу міцності дорівнюють:





Розрахункове допустиме контактне напруження:



Допустимі напруження згину

Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса визна­чаються за межами витривалості зубців для бази випробувань






Оскільки , коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса

Відтак допустимі напруження на згин для зубців шестерні та колеса, якщо і (для нереверсивної передачі) будуть дорівнювати:

[σ]F3=

[σ]F4=

Де KFC = 1 -коефіцієнт, що враховує реверсивність;

SF= 2,2- коефіцієнт довговічності.

Проектний розрахунок косозубої передачі

Розраховано комп’ютером: аW= 135 мм.

При kα= 495 [1, табл.16];

ψba= 0.35 – коефіцієнт ширини зубчастого вінця;

Отже k= 1,18 [1, табл.17];

Попередньо визначаємо модуль зубців:

приймаємо m = 3 мм.

Число зубців зубчастих коліс:

  • ШестерніZ3= 30;

  • Колеса Z4= 60;

Тоді фактичне передаточне число u2 =

Основні геометричні параметри передачі (рис.3.1)

Ділильні діаметри шестерні та колеса:

d3 =mZ3= 3×30 = 90 мм;

d4 = mZ4 = 3 = 180 мм;

Діаметри вершин:

da3 = d3+2ha= 90 + 2×2,25= 70.39 мм;

da4= d4 + 2ha= 168.14 + 2×2,25 = 173.14 мм;

Діаметр западин:

df3 = d3 – 2hf = 65.89 – 2×2,81 = 60.27 мм;

df4 = d4 – 2hf = 168.14 – 2×2,81 = 162,52 мм;

Висота головки зубця:

ha= мм;

Висота ніжки зубця:

hf = мм;

Висота зубця:

h = ha+ hf = 3+3,75 = 6,75 мм;

Радіальний зазор:

с = с0 m = 0,25×3 = 0,75 мм;

Фактична міжосьова відстань:

aw2= =

Ширина зубчастого вінця:

  • Колеса b4 = ψbaaw = 0,35 × 135= 47,25 мм;

  • Шестерні b3 = b4 + (2…4) = 47,25 +2 = 49,25 мм;

Крок зубців:

P = πm =3,14 × 3 = 9,42 мм;

Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість

Розрахункове контактне напруження

σH= ZMZHZε МПа

Де ZM = 275 – коефіцієнт, що враховує механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс;

ZH= 1,77 – коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

Zε= – коефіцієнт сумарної довжини контактної лінії; εα ≥1,2 – для прямозубих передач, приймаємо εα = 1,2, тоді Zε=

ωHt = kkkHVпитома колова сила;

Ft = – колова сила в зачепленні;

k= 1 (для прямозубих передач) – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями.

k= 1,18 [1, табл.17];

kHV= 1,04 [1, табл.18], для прямозубої передачі 7-го ступеня точності та колової швидкості;

v= ω2

Тоді ωHt=

Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну міцність за максимальним навантаженням:

σHmax= σH МПа

Міцність під час дії максимальних навантажень забезпечено, оскільки :

[σ]Hmax= 2,8 σT2 = 2,8 × 735 = 2058 МПа.

Розрахунок зубців на витривалість під час згинання

  • Шестірні :σF1=YF1YβYε




  • Колесо : σF2=YF2YβYε
    Для визначення цих напружень попередньо потрібні такі параметри:

YF1 = 3,82 ; YF2 = 3,61; [1, табл.22] – коефіцієнти форми зубців шестерні та колеса;

Yβ = 1

Yε 1 – коефіцієнт перекриття зубців;

k= коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями;

k= 1,2 [1, табл.19] – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;

kFV = 1,04 [1, табл.18] – коефіцієнт динамічності навантаження;

ωFt= - питома колова сила;

Оскільки σF1 < [σ]F1 = 286.4 МПа; σF2 < [σ]F2 = 233,2 МПа, то міцність зубців забезпечено.

Розрахунок зубців на згин під час дії максимальних навантажень:

  • Шестерні σFmax1 = σF1 118,19

  • Колеса σFmax2 = σF2

Що менше від відповідних допустимих напружень.

Зусилля в зачепленні передачі

Колова сила Ft= 3989 H;

Радіальна сила H;

Осьова сила Fa= Fttgβ = 3989 H;



4. Проектний розрахунок та конструювання валів

4.1. Швидкохідний вал

Вихідні параметри:

Із попередніх розрахунків відомо:





Передача косо зуба, навантаження під час пуску 220% від номінального. Режим навантаження –В.

Для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45, що має такі механічні характеристики: ([1], табл.3.1).

Для зручності монтажу діаметр перерізу вхідної ділянки вала визначаємо за заниженим допустимим напруженням

Діаметр вхідної ділянки вала із умови міцності на кручення:



Згідно ряду нормальних лінійних розмірів ГОСТ 6636-69 приймаємо ([2], табл.35).



Рис.4.Розрахункова схема швидкохідного вала

Враховуючи розміри шестерні (вона буде виготовлятися суцільною звалом), діаметри решти ділянок вала вибрані конструктивно (рис.5)



Рис.5. Компонування швидкохідного вала

діаметр вала під ущільнення;

діаметр вала під підшипники;

діаметр вала під шестерню;







Перевірка статичної міцності вала

Розрахункова схема подана на рис.6, де наведено сили у зачепленні, реакції в опорах від дії цих сил та епюри згинальних і крутних моментів, що діють у перерізах вала.

Значення радіальних реакцій опор вала:

від радіальної сили





від колової сили





від осьової сили



Сумарні радіальні реакції опор вала:





Максимальні згинальні моменти у перерізі вала, що збігається із серединою шестерні (І-І на рис.5):

від дії радіальної сили у зачепленні



від дії колової сили



від дії осьової сили



Епюри згинальних моментів зображені на рис.6.

Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі І-І:



Номінальні напруження у перерізі І-І:







Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень до 220 %:



Допустиме еквівалентне напруження:



Умова статичної міцності виконується, оскільки





Рис.6. Розрахункова схема та епюри моментів швидкохідного вала

4.2. Проміжний вал

Вихідні параметри

Із попередніх розрахунків відомо:





Передача косо зуба, навантаження під час пуску 220% від номінального. Режим навантаження – В.

Для виготовлення вала вибираємо нормалізовану сталь 45, що має такі механічні характеристики: .

Для зручності монтажу діаметр перерізу колеса ділянки вала визначаємо за заниженим допустимим напруженням

Діаметр колеса і шестерні вала із умови міцності на кручення:



Згідно ряду нормальних лінійних розмірів ГОСТ 6636-69 приймаємо: .

Враховуючи розміри шестерні (вона буде виготовлятися насадною на вал), діаметри решти ділянок вала вибрані конструктивно (рис.10)



Рис.10.Розрахункова схема тихохідного вала



Рис.11. Компонування проміжного вала

діаметр вала під підшипники;

діаметр вала під колесом;

діаметр проміжної ділянки;









Перевірка статичної міцності вала

Розрахункова схема подана на рис.12, де наведено сили у зачепленні, реакції в опорах від дії цих сил та епюри згинальних і крутних моментів, що діють у перерізах вала.

Значення радіальних реакцій опор вала:

Вертикальна площина:











Сумарні радіальні реакції опор вала:





Згинальні моменти:

;



.

Горизонтальна площина:









Згинальні моменти:





Сумарний максимальний згинальний момент:





Номінальні напруження у перерізі І-І:







Максимальне еквівалентне напруження під час короткочасних перевантажень до 220 %:



Допустиме еквівалентне напруження:



Умова статичної міцності виконується, оскільки





1   2   3   4

скачати

© Усі права захищені
написати до нас