5. Конструирование и проектный расчет валов

Для удобства монтажа деталей, располагаемых на валах, валы выполняют ступенчатыми.

Для снятия концентрации напряжений переходные участки вала между двумя ступенями разных диаметров выполняют галтелью. Для фиксации деталей на валах используем посадку с натягом. Поверхность вала под посадку с натягом шлифуем.

Для избежания проворота муфты или шестерни относительно вала принимаем совместно с посадкой с натягом шпоночное соединение.

5.1 Расчет быстроходного вала

5.1.1 Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.

Где =15 н/мм² допускаемое напряжение кручения

Согласовываем диаметры вала двигателя d_дв=28мм и (0,8…1,0)*d_дв(0,8…1,0)28=22,4…28мм, принимаем =22мм, под подшипниками назначаемd_п1=30мм,диаметр вала под манжетным уплотнением d_м1=24мм.Шестерню выполняем заодно целое с валом.

6.1.2 Определение значения диаметра вала под подшипники.

Принимаем =22мм, диаметр вала под манжетным уплотнением=24мм. Шестерню выполняют за одно целое с валом.

5.2. Расчет промежуточного вала

5.2.1 Определение диаметра под подшипники при =20 Мпа

Принимаем =30, диаметр вала под зубчатые кол.=34. Шестерню тихоходной ступени выполняют за одно целое с валом.

6.2.2 Определение размера колеса

d_ст =1,6d_k2=1,6*34=55мм, принимаем d_ст=55мм

Длина ступицы колеса :

L_ст=(0,8…1,5)=(0,8…1,5)34=27,2…51мм

Принимаем L_ст=36мм

Толщина обода : ₀ =(3…4)m=(3…4)1,73=5,2…6,9мм

Принимаем ₀=6мм

Толщина диска С=(0,1…0,17)R_e=(0,1…0,17)112,48=11,25…19,1

Принимаем С=14мм

5.3 Тихоходный вал

5.3.1 Определение диаметра хвоставика при =25 Мпа

Принимаем =50, под подшипниками намечаем=55мм, диаметр вала под зубчатым колесом=60мм

5.3.2 Определение размера колеса

d_ст =1,6d_k2=1,6*60=96мм, принимаем d_ст=96мм

Длина ступицы колеса :

L_ст=(0,8…1,5)=(0,8…1,5)60=48…90мм

Принимаем L_ст=63мм

Толщина обода : ₀ =(2,5…4)m=(2,5…4)2=5…8мм

Принимаем ₀=8мм

Толщина диска С=0,3*В₂ =0,3*63=18,9мм

Принимаем С=20мм

6. Расчет зубчатых передач

6.1. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи тихоходной ступени .

6.1.1. Выбор материалов.

Для обеспечения равной долговечности шестерни и колеса по критерию износостойкости износ шестерни назначаем выше износостойкости колеса.

Принимаем для шестерни – сталь 40Х, термообработка – улучшение и поверхностная закалка;

НВ_ср =456 ;

Для колеса – сталь 40ХН , термообработка – улучшение;

НВ_ср =285.

Принятое т.о. позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после ее выполнения.

6.1.2. Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

N_Н0 = 30 · НВ^2,4; (15)

для шестерни N₀₁ =30*456^2,4=7,22*10⁷;

для колеса N₀₂=30*285^2,4=2,34*10⁷_.;

б) по напряжениям изгиба:

N_F0 = 4 · 10⁶ [2. Стр.45]

6.2.2 Фактическое число циклов перемены контактных напряжения:

N_HE2=74,96*2,34*10^7**5000*(0,5*1³*0,2*0,75³+0,3*0,4³)=1,36*10⁷

(17)

6.2.3 Определим коэффициент долговечности по контакным напряжениям:

6.2.4 Предел выносливости при базовом цикле перемены напряжений для термообработки нормализация и улучшение[1, таб. 3.2]:

(19)

6.2.5 Допускаемые контактные напряжения:

(20)

где - при т.о. улучшение [1,стр.33]

Принимаем

6.3 Расчет на изгибную прочность.

6.3.1 Фактическое число циклов:

где m – показатель степени кривой усталости. При HB<350: m=6.

N_FE2=74,96*2,34*10^7**5000*(0,5*1⁶*0,2*0,75⁶+0,3*0,4⁶)=1,21*10⁷

(22)

6.3.2 Коэффициент долговечности:

(23)

где базовое число циклов [1, стр. 45]:

6.3.3 Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба.

-для термообработки улучшение и нормализация[2, таб. 3.9]:

(24)

3.3.4 Вычислим допускаемые напряжения изгиба.

(25)

где – коэффициент, зависящий от безотказной работы.

для улучшения: [2, таб. 3.9]

– коэффициент, зависящий от способа получения заготовки.

для ковки и штамповки: [2, стр. 44]

6.4 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

Расчет ведем по методике книги [2].

6.4.1 Определяем межосевое расстояние из условий контактной прочности.

(26)

где - коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем [2, стр.33]

– коэффициент нагрузки. Принимаем К_Н=1,15 [2, стр.32]

Примем наиболее близкое стандартное значение.

мм [2, стр.36]

6.4.2 Определяем значение модуля зацепления.

Возьмем значение из ряда. m=2мм [2, стр. 36].

6.4.3 Определяем количество зубьев на шестерне и колесе.

- суммарное число зубьев: (28)

- число зубьев шестерни: 20 (29)

- число зубьев колеса: 140 (30)

6.4.4 Вычисляем геометрические параметры зубчатых колёс.

а) диаметры делительных окружностей:

б) диаметры окружностей вершин:

в) диаметр окружностей впадин:

г) ширина зубчатого венца:

- колеса: 3мм (34)

- шестерни: 67мм (35)

Примем =67.

Проверка межосевого расстояния:

=320 (36)

Проверка сходится.

6.5 Проверочный расчет на контактную прочность.

6.5.1 Определяем окружную скорость в зацеплении.

Назначаем 9 степень точности изготовления зубчатых колёс [1, табл. 2.5].

6.5.2 Уточним коэффициент динамической нагрузки.

Назначим К_HV =1,05[2, таб. 3.6]

6.5.3 Определим коэффициент неравномерности нагрузки

по длине зуба .

Коэффициент ширины зубчатого венца:

Принимаем =1,12 [2, таб. 3.5]

6.5.4 Определим коэффициент нагрузки

(39)

6.5.5 Определим фактические контактные напряжения.

(40)

Условия контактной прочности выполняются.

6.6. Проверочный расчет на изгибную прочность:

6.6.1. Определим коэффициент нагрузки.

K_F=(42)

где коэффициент динамичности нагрузки

назначим -для 9 степени точности [2, таб. 3.8]

коэффициент концентрации назначим =1,32 [2, таб.2.7].

6.6.2 Определим коэффициент формы зуба [2, стр.42]:

6.6.3 Фактические напряжения изгиба.

Условия изгибной прочности выполняются.

7. Выполним проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок

1. Определим коэффициент перегрузки

1. Допускаемые напряжения

2. Фактические контактные напряжения и напряжения изгиба

4. Расчет конической зубчатой передачи быстроходной ступени

4.1 Выбор материала.

-для изготовления колеса: сталь 40х с термообработкой улучшение. Твердость – 235…262 HB.

-для изготовления шестерни: сталь 40Х с термообработкой улучшение. Твердость – 269...302 HB.

4.2Определяем допускаемые контактные напряжения

4.2.1 Определим базовое число циклов перемены напряжений:

(15)

4.2.2 Определим фактическое число циклов перемены напряжений:

N_HE2=533,71*60*5000*(0,5*1³*0,2*0,75³+0,3*0,4³)=9,6*10⁷

N_HE1=N_HE2*И_Б=9,6*10⁷*5,34=51,3*10⁷

4.2.3 Определим коэффициент долговечности:

4.2.4 Предел выносливости при базовом цикле перемены напряжений для термообработки нормализация и улучшение[2, таб. 2.2]:

(19)

3.2.5 Допускаемые контактные напряжения:

(20)

где - при т.о. улучшение [1, стр. 45]

Принимаем

4.3 Расчет на изгибную прочность.

4.3.1 Фактическое число циклов перемены напряжений:

где m – показатель степени кривой усталости. При HB<350: m=6.

N_FE2=533,71*60*5000*(0,5*1⁶*0,2*0,75⁶+0,3*0,4⁶)=8,9*10⁷ (22)

N_FE1=N_HE2*И_Б=8,9*10⁷*5,34=47,5 *10⁷

4.3.2 Коэффициент долговечности:

(23)

4.3.3 Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба по формуле (23)

(24)

4. Вычислим допускаемые изгибные напряжения по формуле

Вычислим допускаемые напряжения изгиба.

(25)

=1,75-коэф. Зависящий от безотказной работы для т.о.-улчшение [1, табл. 3.9]

=1 коэф. Зависящий от способа получения заготовки [2, стр.44]

7. Проектный расчет конической передачи(передача с круговыми зубьями)(расчет ведем по методике, изложенной в книге Дунаев. 2003).

   1. Коэффициент ширины венца

(44)

Где b – ширина шестерни, равная ширине колеса

d_m1 – средний делительный диаметр шестерни

2. Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

Где К=30 при Т₁= 18,5 Нм

(46)

(47)

3. Окружная скорость на среднем делительном диаметре (при =0.285)

(48)

Назначаем 8-ую степень точности

4. Уточняем значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

; мм (49)

где =1.10, для прирабатываемых колес (табл. 2.6).

коэфф-т нагрузки:

(табл. 2.7)

Тогда принимаем

(50)

7. Конусное расстояние и ширина зубчатого венца.

   1. Угол делительного конусного шестерни:

(51)

2. Внешнее конусное расстояние:

мм (52)

3. Ширина зубчатого венца:

b=0,285*=24,85мм (53)

Принимаем b=25мм

4. Внешний торцевой модуль:

, при условии

5. Числа зубьев

По графику (рис. 2.9) Z^l=15

Шестерни: Z₁=1,6*Z^I=1,6*15=24 (55)

Принимаем Z₁=24

Колеса: Z₂=Z₁*u₁=24*5,34=128,16 (56)

Принимаем Z₂=128

Внешней окружной модуль передачи:

(57)

6. Фактическое передаточное число:

(58)

7. Окончательное значение размеров колес:

   1. Углы делительных конусов:

(51)

(59)

2. Делительные диаметры колес:

(60)

3. Внешнее конусное расстояние:

b=0,285*=32,05мм

Коэфф-т смещения инструмента (по табл. 2.13)

4. Внешние диаметры колес (по вершинам зубьев):

(62)

d_ae1=41,11мм

(63)

d_ae2=221,5мм

5. Внешняя высота головки зуба:

(64)

(65)

6. Внешняя высота ножки зуба:

(66)

где мм

==3,38-1,1=2,18мм(67)

7. Проверочный расчет передачи.Геометрические параметры в среднем сичении:

   1. Среднее конусное расстояние:

(68)

2. Средне окружные диаметры:

мм (69)

мм (70)

3. Силы, действующие в зацеплении:

   1. Окружная:

(71)

2. Радиальная на шестерни, равная осевой на колесе:

(72)

F_r1=285,07H

Осевая на шестерни, равная радиальной на колесе:

F_a1=792,8 Н

4. Определяем действительные контактные напряжение:

(74)

5. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

(75)

(76)

6. Эквивалентные числа зубьев:

=(77)

=(78)

7. Коэфф-т формы зуба:

Выполним проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок

Определим коэффициент перегрузки

Допускаемые напряжения

Фактические контактные напряжения и напряжения изгиба

Условия выполняются.