Расчет шарнира Гука на прочность

Начинается с определения размеров шарнира. Диаметр головки шарнира не должен мешать установке валков в забой:

Найденный диаметр округляется до ближайшего большего из стандартного ряда диаметров:

200; 210; 220; 240; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400; 420;

480; 500; 530; 560; 600; 630; 670; 710; 750; 800; 850; 900; 1000;

1060; 1120; 1180; 1250; 1320; 1400; 1500; 1600.

Размеры других элементов шарнира (рис.7.3) находятся по соотношениям:

1 - а₁=0,49D; 2 - а₂=D; 3 - а₃=(0,54-0,57)D; 4 - a₄=0,334D;

5 - a₅= 0,305D; 6 - a₆=0,072D; 7 - a₇=0,22D; 8 - a₈=0,19D;

9 - a₉=0,305D; 10- a₁₀=0,544D; 11-a₁₁=0,133D; 12- a₁₂=0,534D;

13- a₁₃=0,457D; 14- a₁₄=0,267D; 15- a₁₅=0,19D.

Равнодействующая давления на одну ветвь лопасти:

Изгибающий момент М_хх относительно оси х-х сечения I-I:

где x -плечо силы Р, которое равняется:

,

где x₁, y₁ - координаты нейтральной линии в сечении I-I. Находятся по рис.10.5, где в масштабе изображен шарнир Гука в рабочем состоянии.

Центр тяжести сечения, который находится на расстоянии x₀ от вершины сегмента сечения I-I, находится по формуле:

.

Имея положение центра тяжести в опасном сечении на чертеже, можно снять его координаты и помножив их на масштаб, найти натуральную величину x₁ и y₁.

Сила, которая растягивает в сечении I-I:

,

где β -угол наклона опасного сечения; находится по рис.10.5

Изгибающий момент относительно оси y-y в сечении I-I:

Скручивающий момент в сечении I-I:

Рисунок 10.5 – Схема к расчету шарира шпинделя

Напряжения в сечении I-I будут наибольшими на линии E-F:

где W_хх, W_уу, F_FF -моменты сопротивления изгибу в сечении I-I относительно осей х-х и у-у и площадь этого сечения.

Напряжения кручения достигают максимума в точке В:

где - момент сопротивления кручению сечения F-F.

Моменты сопротивления изгибу приблизительно определяются заменой сегмента I-I на трапецию с такой же площадью (рис.7.6):

Рисунок 10.6 – Замена сегмента рановеликой трапецией

где r, h - радиус дуги сегмента и высота сегмента (рис.10.6).

Площадь сечения I-I находится как площадь сегмента:

,

где а - длина основания сегмента;

b - параметр сегмента (рис.10.6).

Приведенные напряжения:

- в точке В:

;

- в точках E,F:

.

Запас прочности шпинделя должн быть равен 5. Допустимые напряжения будут, учитывая, что шпиндели изготовляют из легированных сталей:

Лекция № 11

11.1 Проектирование шестеренных клетей

Определяющими параметрами шестеренной клети являются диаметр начальной окружности d₀, передаваемый крутящий момент М_max и максимальная частота вращения шпинделей ω_max.

Диаметр начальной окружности шестеренных валков d₀, равный межосевому расстоянию А (рис.11.1), должен быть равен среднему диаметру валков:

,

где D_max, D_min - начальный диаметр валков (при изготовлении) и минимальный (после последней переточки).

Рисунок 11.1 – Схема шестеренной клети

У клетей с большой величиной подъема верхнего валка d₀ увеличивают на Н/(8÷10), где Н – максимальная высота подъема верхнего валка, мм.

Параметры шестеренных клетей, подобно редукторам, стандар-

тизованы и унифицированы для уменьшения числа типоразмеров, следовательно, удешевления производства шестеренных валков. Поэтому найденное значение d₀ следует округлить до ближайшей величины из стандартного ряда.

По этой же причине ширина шестерен выбирается в зависимости от передаваемого момента из трех типоразмеров:

1.Узких с 1,2≤ В / А ≤1,6 (здесь В – ширина зубьев шестерни; А - межосевое расстояние);

2. Средних с 1,6≤ В / А ≤2,0;

3. Широких с 2,0≤ В / А ≤2,5.

Отношение В / А≥ 2,5 нежелательно, т.к. из-за изгиба шестерен возникает неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев.

Шестеренные валки выполняются исключительно с шевронными зубьями. Это обеспечивает плавность хода и отсутствие осевой составляющей нагрузки на подшипники, которая бы возникла при косозубом зацеплении. Шестерни делают с дорожкой к середине валка для выхода червячной фрезы при нарезании зубьев (рис.11.2.а) или без нее (рис.11.2. б).

а) б)

Рисунок 11.2 − Типы шестеренных валков

Дорожка уменьшает полезную ширину зуба, следовательно, величину передаваемого крутящего момента. Однако шестерни, нарезанные

червячными фрезами, дешевле, чем изготовленные долбяками.

Обработку зубьев делают по 2 или 3-му классу точности. Угол наклона шеврона в зубьях β = 30⁰. Число зубьев – 18÷29. Большее число зубьев недопустимо, т.к. уменьшается модуль зацепления, следовательно, прочность зубьев на изгиб. При меньшем числе зубьев уменьшается плавность хода. Материал шестеренных валков – стали 45, 40ХН, 60Х2МФ и т.п. Для повышения стойкости зубья шестеренных валков подвергаются поверхностной закалке.

Шейки шестеренных валков 1 обычно устанавливаются на двухрядных ролико-конических или ролико-сферических подшипниках 2 (рис.11.1), мало чувствительных к перевосам посадочных мест. При больших частотах вращения применяются и подшипники скольжения.

Известны три варианта исполнения корпуса 3 шестеренной клети в зависимости от конструкции их станин:

1. Открытого типа с высокими стойками, между которыми закладываются подушки подшипников;

2. Открытого типа с неразвитыми стойками, имеющими одну (у дуо) закладную подушку между стойками валков;

3. С горизонтальными разъемами.

Станины первого типа (рис.11.3 а) просты в эксплуатации и позволяют избежать установки подшипников непосредственно в станины, что приводит к их износу. Станины третьего типа (рис.11.3 в) более герметичны, но малая толщина перемычки между шейками шестерен не всегда позволяет этот вариант использовать. Станины второго типа (рис. 11.3 б) сочетают преимущества и недостатки первого и третьего типов.

а) б) в)

Рисунок 11.3 − Типы корпуса шестеренных клетей

В связи с большими контактными напряжениями в зубьях и выделением значительного количества тепла при работе смазка шестеренных клетей жидкая, централизованная, от специальных маслостанций.

При установке шестеренных клетей на фундамент их фиксация осуществляется фундаментными болтами, диаметр которых находится из расчета клети на опрокидывание.

Поиск по сайту: