Поправочный расчет - Кинематический расчет привода главного движения станка мод. ВМ127М

Геометрический и прочностной расчет зубчатых колес.

Для дальнейших расчетов необходимо рассчитать крутящий моменты

На входном валу:

Н-м

Где Р1 = Рдв = 3 кВт - мощность двигателя;

N1 = nдв = 1425 об/мин - частота вращения двигателя.

Крутящий момент на промежуточном валу:

= 47.4 Н-м

Где U=1,26 - передаточное число;

    ?м = 0,98 - КПД зубчатой муфты; ?п = 0,99 - КПД пары подшипников.

Крутящий момент на промежуточных валах:

Н-м.

Н-м.

Н-м

Крутящий момент на входном валу:

Н-м.

Расчет зубчатой передачи.

Материал для шестерни назначаем сталь 40ХН, для колеса - сталь 40Х. Для прямозубой передачи принимаем поверхностную закалку до твердости HRC = 50 ед. для шестерни с целью использования головочного эффекта для получения более высоко нагрузочной способности. Для колеса назначается термическая обработка - улучшение до твердости HB 320. В соответствии с выбранными материалами и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность.

Допускаемое контактное напряжение зубчатого колеса определяем согласно

[]Н2=zR2ZVZN2

Где

Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов NHG.

H2Lim=2HB+70=2320+70=710 МПа

ZR- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, ZR=0,95;

ZV- коэффициент, учитывающий окружную скорости, ZV=1 ;

ZN2- коэффициент долговечности;

S2- коэффициент запаса прочности, S2=1,3 .

,

Где

NHG2- базовое число циклов зубчатого колеса;

NHG2=НВ3=3203=32,77106

NHE2- эквивалентное число циклов зубчатого колеса

;

Где

А- коэффициент эквивалентности, A=1;

T - заданный срок службы, T=1012 ч ;

N частота вращения вала, N=800 об/мин

Так как NHE2 > NHG2, то принимаем ZN2=1.

Тогда допускаемое контактное напряжение шестерни:

[]Н2=0,9511=518,8 МПа.

По полученным значение межосевого расстояния приводим к стандартному значению из ряда нормальных линейных размеров AW =58 мм.

Принемаем модуль:

По стандарту принимаем m=2.

По заданному числу зубьев определим делительные диаметры колеса и шестерни промежуточного вала :

мм

мм

мм

Определим диаметры выступов шестерни и колеса:

Мм

мм

мм

Определим диаметры впадин шестерни и колеса:

мм

мм

мм

Определим ширину зубчатого колеса по формуле:

Где

B- ширина зубчатого колеса, мм ;

AW- межосевое расстояние, мм ;

A- коэффициент ширины зубчатого колеса, А = 0,32.

мм

Определим окружную скорость на колесе:

, м/с

Где

V- окружная скорость на колесе, м/с;

N- частота вращения вала, N=800 об/мин;

D1- делительный диаметр шестерни, D1=78 мм

м/с

Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки:

; ,

Где

КHV и KFV- коэффициенты внутренней динамической нагрузки

КHV=1,17; KFV=1,33;

КH и KF- коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий);

    - теоретический коэффициент концентрации нагрузки,=1,04; - коэффициент, учитывающий влияние приработки,;

NF- выбирается по отношению рабочей ширины венца к модулю, NF =0,94.

Тогда

1+(1,04-1)0,5=1,02;

=1,020,94=1,019;

КН=1,171,02=1,2;

KF=1,121,33=1,37.

Проведем проверочный расчет по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба. Действительные контактные напряжения определяются по формуле:

,

Где

ZE- коэффициент материала, ZE=190;

Z- коэффициент учета сумм длины контактных линий;

- торцевая степень перекрытия;

ZН- коэффициент формы сопряженных поверхностей, ZН=2,5;

FT- окружное усилие, Н ;

U-передаточное отношение передачи.

Н;

.

Таким образом,

МПа.

Расхождение с ранее принятой величиной:

,

Что допустимо, т. к. отклонение не превышает 5 %.

Определим рабочие напряжения изгиба:

F2=,

Где

-коэффициент формы зуба;

B - ширина зуба, B=13 мм;

MN- нормальный модуль, MN=mcos=m1.0=2.0;

X-коэффициент корректировки, Х=0;

ZVZV=z2Cos =43.

= 3.47+

= 3.47+

Таким образом,

F2= МПа

Допускаемые напряжения изгиба определяются как:

[]F3=,

Где

Flim- предельное напряжение изгиба

Flim=1,75HB=1,75320=560 Мпа ;

SF- коэффициент запаса прочности зуба, SF=2,7 ;

YR- коэффициент шероховатости переходной кривой, YR=1,0 ;

YХ- масштабный фактор

YХ=1,03-0,006m=1,03-0,0062,0=1,018 ;

YД-коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

YД=1,082-0,72lg m=1,082-0,72lg2,0=1,082.

Следовательно,

[]F3=МПа.

Определим действительный коэффициент запаса изгибной прочности:

.

Значение коэффициента усталостной изгибной прочности показывает степень надежности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятность поломки зуба.

Расчет остальных зубчатых передач проводится аналогичным образом.

Прочностной расчет валов.

Уточненный расчет валов коробки подач

Валы предназначены для поддержания насаженных на них тел вращения и передачи крутящего момента вдоль оси вала.

Расчет валов производится с целью обеспечения их прочности, жесткости и отсутствия недопустимых колебаний. В коробках подач, вследствие сравнительно небольшой частоты вращения валов и небольших расстояний между опорами, расчет на жесткость и колебания обычно не проводят и, таким образом, основным расчетом является прочностной расчет вала.

Для расчета валов и подбора подшипников необходимо вычислить реакции опор и изгибающие моменты, действующие в различных сечениях валов. Эта задача может быть выполнена лишь в том случае, когда будут известны расстояния между плоскостями действия нагрузок и опорами.

Для каждого вала составляются расчетные схемы в соответствии с нагрузками, действующими в зубчатых зацеплениях. При этом вычерчивается схема нагружения вала с изображением векторов сил, действующих на вал со стороны зубчатых передач. В обозначении сил, возникающих в зубчатых зацеплениях, первый индекс обозначает номер колеса, на который действует сила, второй - номер колеса со стороны которого действует сила.

Расчет промежуточного вала 4

Дано:

Т4 = 185.24 Нм - крутящий момент вала 1;

D w2 = 48 мм;

D w5 = 60 мм;

Силы в зацеплении:

- окружная FT2-1 = 2ЧT4 / d w2 = 2Ч185.24 / 48 = 7745 Н;

FT5-6 = 2ЧT1 / d w5 = 2Ч 185.24 / 60 = 6196 Н;

- радиальная FR2-1 = FT2 Ч tg бW = 7754 Ч tg 20 = 2819 Н ;

FR5-6 = FT5 Ч tg бW = 6196 Ч tg 20 = 2255 Н ;

FT2 = FT2-1 Ч cos 9° - FR2-1 Ч sin 9° =7745Ч0,987 -2819 Ч0,156 = 456 Н;

FT5 = FT5-6 Ч cos 30° - FR5-6 Ч sin 30° = 6196Ч0,866 - 2255Ч0,5 = 502,9 Н;

FR2 = FR2-1 Ч cos 9° + FT2-1 Ч sin 9° = 2819Ч0,987 + 7745 Ч0,156 = 252,8 Н;

FR5 = FR5-6 Ч cos 30° + FT5-6 Ч sin 30° = 2255 Ч0,866 +2255 Ч0,5 = 600 Н;

Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости:

    ? МА = 0; - FT2Ч29 - FT5Ч53 + RВХЧ191 = 0 => RВХ = 208,8 Н; ? F = 0; FT2 + RАХ - FT5 + RВХ = 0 => RАХ = -161,8 Н;

Определим опорные реакции в вертикальной плоскости:

    ? МА = 0; FR2-1 Ч29 - FR5-6 Ч53 + RВУЧ191 = 0 => RВУ = 128,1 Н; ? F = 0; - FR2-1 + RАУ - FR5-6 + RВУ = 0 => RАУ = 724,7 Н;

Результирующий изгибающий момент:

МИ = = = 24904 Нмм;

МИ = = 33805 Нмм;

Вал скручивается моментом Т = 27,57 Нм только на участке посреди двух колес, что отражено на эпюре крутящих моментов.

Наибольшее значение эквивалентного момента будет под колесом 5:

МЭк = = = 43,62 Нм;

Определим диаметр вала в этом сечении:

;

Примем диаметр вала d = 25 мм.

Последующие валы определяются аналогично предидущиму расчету я не оформляю его так как при расчетах и построения эпюр получаем то же самое значение d = 25 мм.

Похожие статьи




Поправочный расчет - Кинематический расчет привода главного движения станка мод. ВМ127М

Предыдущая | Следующая