Сделай Сам Свою Работу на 5

Прочностные и динамические расчеты деталей и механизмов станка





2.4.1. Динамический расчет

 

Расчет зубчатых колес

 

Расчет на усталость по контактным напряжениям производится по формуле:

 

, мм

 

Расчет на изгиб производится по формуле:

 

, мм

 

Здесь, знак «+» соответствует наружному зацеплению,

знак «—» - внутреннему;

i — отношение числа зубьев большего колеса к числу зубьев меньшего колеса, т.е. всегда i ³ 1 ;

Z — число зубьев меньшего колеса в рассчитываемой паре;

U — коэффициент формы зуба, выбираемый из таблицы 6 (2, стр.67);

N = 1,36 Nдвh — номинальная передаваемая мощность в л.с.;

Nдв— мощность электродвигателя;

y = 0,3 — коэффициент ширины зуба;

n — число оборотов в минуту меньшего колеса передачи, при котором передается полная мощность;

Кконт, Кизг — коэффициенты долговечности, учитывающие заданную долговечность зубчатого колеса и переменность режима его работы, определяются по формулам 3.3 и 3.4);

Кv = 1 — скоростной коэффициент;

 

;

 

;

 

где КN — коэффициент, учитывающий переменность мощности, которая передается рассчитываемой передачей

КN выбираем из таблицы 7

КN = 0,84 для расчета на изгиб;

КN' = 0,78 для расчета на контактные напряжения;



Кn — коэффициент, учитывающий работу рассчитываемой передачи на разных числах оборотов при использовании полной мощности механизмов, определяется по графикам фиг.16 и фиг.17

Степень точности передачи принимаем равную 6.

Т — требуемая долговечность передачи в часах.

 

Расчет зубчатых пар проводим на ЭВМ. Результаты расчета и исходные данные для расчета приведены ниже.

По результатам расчета определяем делительные диаметры зубчатых колес.

 

Зубчатая передача Z1 – Z2

 

Пользователь: Испуганов гр.620161

Дата: 3 декабря 2009 года

РАСЧЕТ МОДУЛЯ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

И с х о д н ы е д а н н ы е :

1)Крутящий момент на шестерне (Hєм) :38

2)Частота вращения шестерни (1/мин) :1000

3)Относительная ширина шестерни :0.3

4)Число зубьев шестерни :24

5)Число зубьев колеса :24

6)Степень точности зубчатой передачи :6

7)Код расположения передачи : 2

8)Материал ,марка :Сталь 40Х

Допускаемое контактное напряжение (MПа) :950 Допускаемое изгибное напряжение (MПа) :240

Термообработка :



Газовое азотирование Твердость ,HB(HRC) :HRC25-28 Базовое число циклов :140млн

Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :

Модуль по контактным напряжениям (мм) Модуль по изгибным напряжениям (мм) Стандартный модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Ширина шестерни (мм) Окружная скорость (м/с) \ :2.0351 :2.2461 :2.5000 :60.0000 :18.0000 : 3.1416

 

Модуль в передачах перебора должен быть одинаковым, так как передачи конструктивно имеют одно межцентровое расстояние. Принимаем модуль наиболее нагруженной передачи Z5 – Z6

 

Зубчатая передача Z5 – Z6

 

Пользователь: Испуганов гр.620161

Дата: 3 декабря 2009 года

 

РАСЧЕТ МОДУЛЯ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

И с х о д н ы е д а н н ы е :

1)Крутящий момент на шестерне (Hєм) :83.19

2)Частота вращения шестерни (1/мин) :400

3)Относительная ширина шестерни :0.20

4)Число зубьев шестерни :36

5)Число зубьев колеса :60

6)Степень точности зубчатой передачи :6

7)Код расположения передачи : 2

8)Материал ,марка :Сталь 40Х

Допускаемое контактное напряжение (MПа) :950 Допускаемое изгибное напряжение (MПа) :240

Термообработка :

Газовое азотирование Твердость ,HB(HRC) :HRC25-28 Базовое число циклов :140млн

Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :

Модуль по контактным напряжениям (мм) Модуль по изгибным напряжениям (мм) Стандартный модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Ширина шестерни (мм) Окружная скорость (м/с) \ :1.8178 :2.4733 :2.5000 :120.0000 :18.0000 : 1.8850

 

Из расчетов видно, что все зубчатые колеса коробки скоростей имеют один модуль m = 2.5. Это позволяет унифицировать зуборезный и мерительный инструменты.

 

2.4.2.Прочностной расчет

Расчет валов на прочность



 

Предварительный расчет валов.

Для возможности предварительного прочерчивания сборочного чертежа (развертка и поперечные разрезы) коробки необходимо ориентировочно определить диаметры валов привода. Поскольку на данном этапе проектирования неизвестны ни длины валов, ни места приложения и величины сил и опорных реакций, то предварительный расчет производится только на кручение, но по пониженным допускаемым напряжениям, Последние берутся в пределах: [tк] = 2,5...3кг/мм2.

Наименьший диаметр вала рассчитываем по формуле:

ВАЛ I:

Наименьший диаметр вала принимаем равным25мм

Диаметр вала под подшипниками принимаем равным 25мм.

Диаметр вала под блок шестерен принимаем равным 36мм.

ВАЛ II:

 

Наименьший диаметр вала принимаем равным 35мм .

Диаметр вала под подшипниками принимаем равным 35мм.

Диаметр вала под блок шестерен принимаем равным 38мм.

 

Предварительный выбор подшипников

Намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Параметры подшипников приведены в таблице 2.2.

Таблица 2.2

Вал Обозначение Размеры, мм Грузоподъемность, кН
  подшипника d D B r Cr Cor
II 1,5 17,6 11,6
III 1,5 31.9 22.7

Cr — динамическая грузоподъемность;

Cor — статическая грузоподъемность.

 

Определение сил в зацеплении

 

Расположение внешних сил P и Q относительно опор выявляется в процесс выполнения чертежа развертки привода. Направление действия сил P и Q определяется из чертежа поперечного разреза привода или схемы свертки валов . Принимаем схему свертки валов в «линию».

Результирующие силы на зубьях передач эвольвентного двадцатиградусного зацепления, действующие на вал, рассчитываются по формулам:

Окружные составляющие Р0 и Q0 определяются по крутящему моменту Тк на валу и начальным диаметрам колес.

Расчеты опор валов и валов на прочность производим только для второго вала, так как минимальные диаметры первого и третьего валов, а также подшипники их опор, из конструктивных соображений взяты с запасом в два раза.

 

ВАЛ II:

 

,

Тогда .

 

Методика расчета по программе OPORA

По силам P и Q определяются опорные реакции. Опорные реакции от силы Р в плоскости действия этой силы:

Опорные реакции от силы Q:

Результирующие реакции в левой и правой опорах:

где a — угол между плоскостями действия сил P и Q, град.

Подшипники выбираются по допускаемой динамической и статической грузоподъемности с учетом посадочных размеров.

Статическая грузоподъемность подшипников С0 принимается по величинам опорных реакций; для левой опоры C01 = R, для правой C02 = S.

Динамическая грузоподъемность радиального шарикоподшипника вычисляется с учетом осевой силы в обе стороны не более 20% от радиальной, с температурой до 100°С.

Динамическая грузоподъемность подшипников левой и правой опор рассчитываются по формулам:

, ,

где Кd — коэффициент безопасности, равный 1,2 для учета перегрузки;

— отношение динамической грузоподъемности к эквивалентной динамической нагрузке.

,

где n — частота вращения вала, об/мин.

Изгибающие моменты вала М (Н×м) в сечениях действия внешних сил или реакций определяется по общей формуле:

М = 0,001F×a,

где F — сила или реакция опоры, Н;

a — плечо действия силы или реакции, мм.

Положение сечения, в котором действует искомый изгибающий момент, определяется координатой Х, измеряемой от силы или реакции, действующих на левом конце вала. Координаты Х и соответствующие выражения изгибающих моментов для схем нагружения валов, предусмотренных программой, приведены в таблице 2.3.

 

Таблица 2.3

 

  Вал   Схема нагружения вала Координаты сечения от левого конца вала, мм Изгибающий момент в сечении, Н×м
  II ,       X1 = A X2 = B     M1 = - 0,001×P×X1 M2 = 0,001×S×(L-B)

 

С помощью программы производится расчет на ЭВМ реакций в левой и правой опорах вала, динамической грузоподъемности подшипников и изгибающих моментов в опасных сечениях вала в соответствии с вышеизложенной методикой.

После ввода исходных данных вычисляются опорные реакции Е и W от силы Р и опорные реакции Н и G от силы Q. Затем вычисляются результирующие реакции R и S геометрическим суммированием W,G, и E,H. Далее производится расчет динамической грузоподъемности подшипников и изгибающих моментов в заданных координатой Х сечениях вала.

Результаты расчета приведены ниже.

 

 

Пользователь: Испуганов гр.620161

Дата: 3 декабря 2009 года

Р А С Ч Е Т П О Д Ш И П Н И К О В Ы Х О П О Р В А Л А

И с х о д н ы е д а н н ы е :

Схема N~1

Сила P:2950(H),расстояние от левой опоры вала A=30(мм)

Сила Q:1180(H),расстояние от левой опоры вала B=130(мм) Расстояние между опорами вала L=175(мм)

Угол между силами P и Q (градусы) :180

Частота вращения вала N=400 (об/мин)

Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :

Опорная реакция левой опоры (H) : 2140.86

Опорная реакция правой опоры (H) : 370.86

Статическая грузоподъемность подшипников (H)

левой опоры : 2140.86

правой опоры : 370.86 Динамическая грузоподъемность подшипников (H)

левой опоры :15945.59 правой опоры : 2762.23

О П А С Н Ы Е С Е Ч Е Н И Я В А Л А :

Первое сечение:расстояние от левого конца вала X= 30.00(мм) Изгибающий момент M= 64.23(Hєм)

Второе сечение:расстояние от левого конца вала X= 130.00(мм) Изгибающий момент M= 16.69(Hєм)

\

 

Расчет сечений валов на статическую прочность и выносливость.

 

Методика позволяет производить расчет запаса статической прочности и запаса выносливости в сечении сплошного вала при изгибе, кручении и их совместном действии с учетом влияния конструктивной формы вала. Для этого достаточно иметь в тонких линиях развертку рассчитываемого привода станка со всеми расположенными на валах деталями. Размеры сопрягаемых диаметров валов, шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений, выточек и канавок под стопорные кольца и других стандартных элементов конструкций должны быть приняты по нормам ЕСКД.

Расчет запаса статической прочности

Нормальные напряжения в сечении от изгиба и кручения определяются по формулам:

; ;

где Wи — момент сопротивления сечения при изгибе;

Wкр — момент сопротивления при кручении.

Моменты сопротивления рассчитываются по формулам:

а) для вала сплошного круглого сечения:

 

; ;

 

б) для сечения вала с одной или двумя диаметрально противоположными шпонками:

 

;

;

 

где Z — количество шпонок;

в) для сечения вала со шлицами:

;

;

где Z — количество шлицев.

Коэффициенты запаса статической прочности по нормальным и касательным напряжениям:

 

; ,

 

где sТ и tТ — напряжения текучести, которые вычисляются по приближенным формулам:

 

; ;

 

где sв = 785мПа — предел прочности стали,

с = 30 — код марки стали.

 

Общий запас прочности:

 

.

 

Расчет усталостной прочности (выносливости).

 

При симметричном знакопеременном напряжении изгиба амплитуды и среднее напряжение цикла принимаются следующими: sа = s; sm = 0. Полагая, что напряжения кручения близки к пульсирующим, принимают:

tа = tm = 0,5t.

Запас усталостной прочности вала при изгибных напряжениях:

,

при крутильных напряжениях:

,

где t-1 и s-1 — пределы выносливости при кручении и при изгибе;

e — коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров вала на предел усталостной прочности при отсутствии элементов концентрации напряжений;

y — коэффициент, зависящий от динамических воздействий и трения на зубьях шестерен, колебаний усилий резания и т.п.

кt и кs — динамические (эффективные) коэффициенты концентрации напряжений при кручении и изгибе.

Пределы выносливости рассчитываются по формулам:

 

; .

 

Коэффициент e зависит от s и составляет: e = 0,85-0,0026×d при s>700мПа;

 

 

а) для галтелей ступенчатых переходов диаметров при D/d = 1,25...2,0:

 

при D/d < 1,25: ,

 

где к¢s и к¢t — коэффициенты для случаев D/d = 1,25...2,0.

б) для выточек при [(D-d)/r] =1:

 

при 0,4 < (D-d)/r < 2,4:

,

 

где к¢s — коэффициент для случая [(D-d)/r] =1.

 

в) для шлицевых участков вала:

,

для прямобочных шлицев:

.

г) коэффициенты для участков вала со шпоночной канавкой выполненной дисковой фрезой:

,

 

выполненной концевой фрезой:

.

Независимо от формы шпоночной канавки:

 

,

Общий запас прочности при совместном действии изгиба и кручения:

 

.

 

Запасы прочности, как статической так и усталостной, должны быть более 1,3...1,5. Программа для расчета вала на прочность и выносливость на ЭВМ составлена в соответствии с изложенной методикой.

Результаты расчета приведены ниже.

Пользователь: Испуганов гр.620161

Дата: 3 декабря 2009 года

РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

И с х о д н ы е д а н н ы е :

Обозначение вала : 2

Обозначение проверяемого сечения : A-A

Изгибающий момент в проверяемом сечении (Hєм):64.23 Крутящий момент в проверяемом сечении (Hєм):83.19 Марка стали : 40Х

Код марки стали :30

Предел прочности (МПа):785

Термообработка :Отпуск

Твердость (HB) : 240

Концентратор напряжений - шпоночная канавка

Способ получения - КОНЦЕВОЙ ФРЕЗОЙ

Диаметр d (мм) :40

Ширина шпонки b (мм) :14

Глубина шпоночного паза t (мм) :6

Количество шпонок :1

Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :

Запас Запас Запас статической статической статической прочности прочности прочности при изгибе при кручении суммарный : : : 34.25 41.18 26.33
Запас Запас Запас \ усталостной усталостной усталостной прочности прочности прочности при изгибе при кручении суммарный : : : 14.75 22.20 12.29

 

Пользователь: Испуганов гр.620161

Дата: 3 декабря 2009 года

РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

И с х о д н ы е д а н н ы е :

Обозначение вала : 2

Обозначение проверяемого сечения : D-D

Изгибающий момент в проверяемом сечении (Hєм):16.69

Крутящий момент в проверяемом сечении (Hєм):83.19

Марка стали : 40Х

Код марки стали :30

Предел прочности (МПа):785

Термообработка :Отпуск

Твердость (HB) : 240

Концентратор напряжений - шпоночная канавка

Способ получения - КОНЦЕВОЙ ФРЕЗОЙ

Диаметр d (мм) :40

Ширина шпонки b (мм) :14

Глубина шпоночного паза t (мм) :6

Количество шпонок :1

Р е з у л ь т а т ы р а с ч е т а :

Запас Запас Запас статической статической статической прочности прочности прочности при изгибе при кручении суммарный :131.80 : 41.18 : 39.31
Запас Запас Запас \ усталостной усталостной усталостной прочности прочности прочности при изгибе при кручении суммарный : 56.77 : 22.20 : 20.68

 

Результаты расчетов показывают, что валы имеют достаточный запас прочности, значительно превышающий допустимый.

 

Коробка скоростей

Привод главного движения состоит из электродвигателя постоянного тока 4ПФ132МУ3 мощностью 4 кВт., подмоторной плиты и шпиндельной бабки. Подмоторная плита закреплена на основании станины. На подмоторной плите устанавливаетсяи коробка скоростей. Шпиндельная бабка крепится ( предварительно устанавливается ) на направляющих станины.

Вращение от электродвигателя передается на входной вал коробки скоростея через упругую муфту.

Вал I располагается в коробке скоростей соосно с валом III. Правая опора вала фиксирующая на сферическом двухрядном шарикоподшипнике. Использование подшипника этого типа позволяет компенсировать погрешности несоосной установки вала двигателя. Левый конец вала I плавающий – закреплен в радиальном шарикоподшипнике, установленном в теле вал-шестерни III прямо посреди его правой опоры. Это обеспечивает качественную работу прямой передачи , долговечность и надежность работы всего узла.

Переключение блока шестерен осуществляется гидроцилиндром. На выходном валу коробки скоростей установлен шкив ременной поликлиновой передачи. При работе на пониженных скоростях движение от вала I к валу III осуществляется через колеса перебора. Такое конструктивное решение позволило уменьшить диаметры зубчатых колес и момент инерции привода, что особенно важно для высокоскоростных приводов.

 

 

 








Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.