Лекции.ИНФО


Динамические, прочностные и другие необходимые расчёты проектируемых узлов



1. Частота вращения на валах

nI=nдв= 2880 мин-1

nII=2000 мин-1

nIII-IV=1000 мин-1

nV=355 мин-1

Угловые скорости на валах привода

с-1

с-1

с-1

с-1

Определяем мощности на валах:

РI =1000 Вт

РII = РI·hрем ·hпод= 1000 ·0,96·0,995 = 955,2 Вт

РIII = РII·hцил ·hпод= 955,2·0,98·0,995 = 931,41Вт

РIV = РIII·hцил ·hпод=931,41·0,98 ·0,995 = 908,22Вт

РV = РIV·hцил ·hпод=908,22·0,98 ·0,995 = 885,60Вт

где ηпод=0,995 – КПД пары подшипников

ηцил=0,98 – КПД цилиндрической прямозубой передачи

Определяем передаваемые крутящие моменты:

ТIII=1000/104,2=9,59Н∙м

ТIIIIII=955,2 /209,33=4,563Н∙м

ТIIIIIIIII=931,41/104,666=8,89 Н∙м

ТIVIVIV=908,22/104,666=8,67 Н∙м

ТVVV=885,60/37,15=23,83 Н∙м

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1. Материал шестерни: сталь 45; 240¸285 НВ; sв=650¸850 МПа; sТ=580 МПа; вид термообработки – улучшение.

Материал колеса: сталь 40; 42¸50 HRCэ; sв=630¸780 МПа; sТ=400 МПа; вид термообработки – улучшение.

2.2. Определяем расчётный модуль зацепления

где

km=1,1

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и равный 1.

ybd – коэффициент ширины шестерни относительно её ширины и равный 0,8.

kFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца и равный 1,2.

kА - коэффициент внешней динамической нагрузки и равный 1.

Значение m округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 9563-60: m=2 мм.

2.3. Определение размеров передач и колёс.

Определяем размеры венцов колёс:

для передачи Z1-Z2

d1=m∙Z1=2∙20=40 мм

d2=m∙Z2=2×40=80 мм

Диаметры вершин:

для Z1-Z2

da1=d1+2∙m=40+2∙2=44 мм

da2=d2+2∙m=80+2∙2=84 мм

Диаметры впадин:

для Z1-Z2

df1=d1-2,5∙m=40-2,5∙2=35 мм

df2=d2-2,5∙m=80-2,5∙2=75 мм

Ширина венцов колёс:

Принято Ка=495, КНβ=1,02

Допускаемое напряжение

для колеса МПа

Sн=1,2

МПа

Расчётное межосевое расстояние, мм

aw=0,5(d2+d1)=0,5(40+80)=60

Значение аw округляется до ближайшей величины в соответствии с ГОСТ 2185-66: аw=60

мм

Принимаем b=15 мм.

тогда ширина шестерни:

b1=b2+(3÷5)=28÷30, принимаем 20 мм.

2.4. Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Определяем окружные скорости

для ступени Z1-Z2

м/с

Удельная расчётная окружная сила:

для ступени Z1-Z2

КНα=1 – для прямозубой передачи

КНβ=1,01

Н/мм

Н/мм

Расчётные контактные напряжения

sН=ZHZМ

ZМ=175 МПа

ZH=1,47

sН=175∙1,47 МПа

Условие контактной прочности для Z1-Z2 выполняется

Остальные размеры колёс рассчитываются аналогично и записываются в таблицу 1.

Таблица 1. Основные размеры и характеристики зубчатых колёс

Z Диаметры, мм Число зубьев колёс Ширина зубчаты венцов, мм Отношение b/d
d da df
0,5
0,18
0,4
0,21
0,33
0,25
0,65
0,19
0,32
0,26
43,75 0,5
193,75 0,1
193,75 0,125
43,75 0,4

 

3. Предварительный расчёт валов

Для валов выбираем материал: Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Т – крутящий момент, Н∙мм

к] – допускаемое напряжение при кручении, МПа

к]=15...25

Выходной конец вала электродвигателя 17 мм.

мм

Из конструктивных соображений принимаем dII=25 мм

мм

Из конструктивных соображений принимаем dIII=25 мм

мм

Из конструктивных соображений принимаем dIV=30 мм

мм

Принимаем dV=35 мм

Термическая обработка: закалка + высокий отпуск НВ 230¸285.

4. Основной расчёт валов

Для проверки возьмём вал IV, на котором размещен блок из двух колёс и два одиночных колеса.

Окружное усилие в зацепление

Н

Н

Радиальное усилие в зацеплении

Fr1=107,08∙0,36=38,55 Н

Fr2=375,72∙0,36=135,26 Н

5. Проектный расчёт вала:

Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости XOZ

Вычисляем реакции в опорах А и В в плоскости YOZ

Вычисляем суммарные изгибающие моменты Миз в характерных участках вала Ми= , Н·м с построением эпюры изгибающих моментов Ми. рис.6.

На рис. 8 представлена эпюра крутящих моментов Т, Н·м, передаваемых валом.

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты Мэкв, Н·м в характерных точках

где a=s-1и/4·sои=280/4·480=0,146

Проверяем вал на усталостную прочность

Анализируя линию сечений вала, где приведённые напряжения равны допускаемым, можно сделать вывод, что потенциально слабым сечением вала является сечение с Ми=16,65 Н·м и Т=104,666 Н×м.

Выбираем тип концентратора напряжений и выбираем значение коэффициентов концентрации напряжений по изгибу и по кручению

ks=2,5; kt=1,8

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

Ss=s-1/(sa·ksд)

s-1=280 МПа

sa=su=Mu·103/w

w=p·d3/32=3,14·253/32=1533

sa=su=16,65·103/1533=10,86

ksд=(ks/kd+1/kf-1)1/kv

kd=0,98

kf=0,89

kv=1,6

ksд=(2,5/0,98+1/0,89-1)1/1,6 =1,09

Ss=280/(10,86·1,09)=23,65

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

St=t-1/(ta·ktд+yt·tm)

t-1=170 МПа

ta=tm=Т·103/2wp

wp=pd3/16=3,14·253/16=3068 МПа

tа=tm=107,8·103/2·3068=17,57

ktд=(kt/kd+1/kF-1)1/kv

kd=0,98

kF=0,89

kv=1,6

ktд=(1,25/0,98+1/0,89-1)1/1,6=0,87

yT=0

St=170/(17,57·0,87+0)=11,12

Общий запас сопротивления усталости

S=Ss·St/ >Smin=1,5

условие выполняется

 


 

Рисунок 8 - Эпюры изгибающих моментов.

Подбор подшипников качения:

Диаметры шеек вала IV под подшипники были определены в предварительном расчёте валов и приняты d=25 мм.

1. Осевые составляющие от радиальных нагрузок в опорах Б и В, Н для подшипников:

Foc б(в)=е·Fr б(в)

F= Н

F= Н

Foc б=0,19·116,58=22,15 Н

Foc в=0,19·168,93=32,09 Н

2. Определяем величину и направление результирующей осевой силы,

2.1 Для схемы «в распор» подшипником В, Н осевая нагрузка которого

В этом случае осевая нагрузка для подшипника Б, Н.

Fаб=22,15 Н; Fав=22,15+32,09=54,24 Н

3.Для каждой опоры определяют соотношение

Fаб/(V·F)=22,15/(1·116,58)=0,19<e

Fав/(V·F)=54,24/(1·168,93)=0,32>е, то Х=0,41 и Y=0,87

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н

Р=[X·V·F+Y·F]·kt·kб=[1·1·116,58+1·22,15]·1·1=138,73 Н

Р=[X·V·F+Y·F]kt·kб=[0,41·168,93+0,87·54,24]·1·1=116,45 Н

5. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода, Н

Рrсрr·k

k=[S(Tk/T1)3(tk/Lh)](1/p); p=3,33

k=90001/3,33=15,39;

Рrср=2135 H

6. Расчётная долговечность работы подшипника, час

Lhрасч=106·(С/Рrcp)p/(60·n)=106·(21000/2135)3,33/(60·630)=53530

Исходя из этих расчётов выбираем роликовый радиально-упорный подшипник 7205А и 7206А по ГОСТ 27365-87.









Читайте также:

  1. II.VI. Расчеты и обязательства
  2. IV. Разделы, изученные ранее и необходимые для данного занятия
  3. А сейчас у Вас есть желание вернуться в эту область? Тогда это было всё гораздо сложнее технически: и монтаж, и сбор информации, и другие аспекты.
  4. Абонемент на космические путешествия и другие религиозные убеждения, которые заставляют вас препятствовать собственному успеху и счастью
  5. Ассортимент проектируемых зеленых насаждений
  6. Видовые и возрастные особенности лимфатических узлов у различных видов убойных животных. Характер патологоанатомических изменений в лимфоузлах при инфекционных болезнях.
  7. Влияния на другие тканевые реакции
  8. ВНП и ВВП, способы измерения. Другие показатели дохода и продукта
  9. Все, что случалось в твоей жизни, случалось именно для того, чтобы ты—и другие связанные с тобой души — развились в точности в том направлении, в каком тебе следовало и хотелось расти.
  10. Выживания, чем отличаются другие, более удачливые пятьдесят процентов? Ответ - почти ничем.
  11. Глава 3. Другие ценные бумаги
  12. ГЛАВА 4. КЛИРИНГ И РАСЧЕТЫ ПО КОНТРАКТАМ


Последнее изменение этой страницы: 2016-07-13; Просмотров: 56;


lektsia.info 2017 год. Все права принадлежат их авторам! Главная