Машиностроение \ Детали машин и основы конструирования

Расчеты передачи и проектирование выходного вала в сборе, страница 2

Находим коэффициент торцевого перекрытия

удельная окружная сила, Н/мм

где КНa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубъями при расчете на контакную выносливость поверхностей зубъев определяем по ГОСТ –21354-75, КНa=1,08

КНb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по ГОСТ –21354-75, КНb =1,025

КНV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на контакную выносливость поверхностей зубъев.

где WHV – удельная окружная динамическая нагрузка, Н/мм,

где dН – коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи определяется по таблице, dН = 0,004

g0 - коэффициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса по ГОСТ – 21354-75, g0 =47

Н/мм

Н/мм

МПа , что меньше чем  МПа

Þ контакная прочность обеспечена.

6. Проверка передачи на изгибную прочность

где Yb -коэффициент, учитывающий наклон зуба, для шевронной передачи находится по формуле:

Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для шевронных колес Ye=1

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба находят по таблице и в зависимости от эквивалентного числа зубьев

По эквивалентному числу зубьев 30 находим YF1 = 3,55 и по эквивалентному числу зубьев 55 - YF2 =3,78.

Расчет следует выполнять для того зубчатого колеса у которого меньше отношение

          

расчет проводим по колесу.

 Находим

КFa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубъями, для косозубых колес с коэффициент КFa определяется по формуле

где s- степень точности передачи по нормам контакта (ГОСТ-1643-72)

КFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по ГОСТ –21354-75, КFb =a× КHb =1,1×1,025= 1,13

КFV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Н/мм

МПа, что меньше чем  Мпа

Þ условие прочности выполнено.

Сводная таблица основных параметров передачи

Т1 =146 Нм

uф = 1,81

h=6,75мм

Т2 = 260 Нм

y = 0

V=11 м/с

u = 1,8

Dy = 0

Ft = 4102 H

dw1=d1= 71,1872 мм

FR = 1493 H

z1= 21

dw2=d2= 128,815 мм

Fx = 2158 H

z2= 38

dа1= 78,987 мм

sН = 649 МПа

[sН] = 712 МПа

m = 3 мм

dа2= 133,015 мм

sF1 =127 МПа

[sF1] = 286 МПа

X1 = 0,3

df1= 65,487 мм

sF2 =135 МПа

[sF2] = 286 МПа

X2 = -0,3

df2= 119,515 мм

XS = 0

bw=38мм

Расчет выходного вала на прочность, подбор подшипников и шпонок.

1. Ориентировочное определение диаметра выходного вала

мм

Н/мм2 – условное допускаемое напряжение на кручение

- означает диаметр вала под колесом, согласовав  с ГОСТ –6636-69 обозначаем этот диаметр как = 40 мм

- диаметр переходного участка вала,= 38 мм.

- диаметр цапфы вала, =35 мм

Находим расстояние между опорами вала

где В – ширина подшипника (подшипник выбираем предварительно, для шевронной передачи берем подшипник 42307)

LСТ – длина ступицы, LСТ = 1,2=1,2×40 = 48 мм, принимаем по ГОСТ –6636-69, LСТ = 50 мм

D -конструктивный зазор, для двигателя Р> 40 кВт, D=24 мм.

мм, принимаем по ГОСТ –6636-69, L = 120 мм

Находим длину консоли вала

мм, принимаем по ГОСТ –6636-69, lX = 60 мм

2. Определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости.

где  - расстояние от середины ступицы до середины подшипника (размер снимается с чертежа)

Проверка:  

Опорные реакции в горизонтальной плоскости.

где  - расстояние между серединой подшипника и серединой хвостовика вала (размер снимается с чертежа)

FM – неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:

Проверка:  

Находим изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Находим изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Находим суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении

Разница междуи М составляет больше 15% следовательно опасное сечение получается там, где посажена шестерня.

3. Проверка вала на статическую и усталостную прочность.

Находим напряжение изгиба для опасного сечения.

где для сечения со шпоночной канавкой момент сопротивления находится по формуле:

Для вала d = 40 мм, по ГОСТ 8788-68 ширина канавки b =12 мм, глубина канавки t=5 мм

Определяем напряжения кручения для опасного сечения.

Определим запас статической прочности

Т.к. мощность нашего двигателя Р> 40 кВт то берем сталь 40Х.

Характеристики стали:

          для поверхностной закалки

Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для стали 45Х с пределом прочности более 700 Н/мм2

Находим масштабные факторы для вала d = 40 мм

Находим коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для легированных сталей

Находим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

Находим коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

Находим общий расчетный запас выносливости

4. Выбор подшипников

Для расчета выбираем подшипник 42307

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник

Для шевронных колес

где КБ –коэффициент безопасности, КБ =1,3

КТ – коэффициент температуры вводимый в расчет когда t >100 C° , до t =100 C° КТ =1

Х – коэффициент радиальной нагрузки принимается в зависимости от типа подшипника, Х =1

V – кинематический коэффициент вращения, V =1

Определим долговечность выбираемого подшипника

Находим ресурс работы нашего подшипника

Определяем динамическую грузоподьемность

С<CКАТ Þ подшипник нам подходит

5. Расчет призматической шпонки:

Скачать файл