太阳能自动跟踪系统设计论文(5)

查文献[28]图 12.16 得节点区域系数 Z H ＝2.45。 查文献[28]表 12.14 得接触最小安全系数 S hsim = 1.25 总工作时间 Th=10×360×2=7200h。 查《机械设计》表 12.15 得指数 m=8.78 。 。
N L1 = 60ri ∑ ni thi (
i =1
n
Ti m ) Tmax
= 60rn1th∑ (
i =1
n
Ti 8.87 thi ) Tmax th
= 60 × 1× 1000 × 7200 × (18.78 × 0.2 + 0.58.78 × 0.5 + 0.28.78 × 0.3) = 8.685 × 107
原估计应力循环次数正确。
N L 2 = N L 1 /i= 2 .1 7 1 2 5 *1 0 7
接触寿命系数 ZN:查文献[31]图 12.18 得 N L1 =1.18 , N L2 =1.25 。 许用接触应力 [σ H ]
[σ H 1 ] = [σ H 2 ] =
σ H lim 1 Z N 1
S H min
= =
710 × 1.18 = 670 MP 1.25 580 × 1.25 = 580 MP 1.25
σ H lim 2 Z N 2
S H min
18
验算许用接触应力 [σ H ]
[σ H ] = Z E Z H Z ε
2 KT1 u + 1 × bd12 u 2 × 2.84 × 2 × 10 4 4 + 1 × 120 × 100 2 4
= 189.8 × 2.5 × 0.87 × = 141MPa < 604 MPa
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。
3.3.4 齿根弯曲疲劳强度验算
重合度系数
Y ε = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.697 1.678
ε
式(3.16)
齿间载荷分配系数 K F
K F = 1 / Y ε = 1 / 0 .6 9 7 = 1 .4 3 4 7
b/h=150/(2.25 × 25)=26.67
则 K F β =1.38 载荷系数 K
K = K AKV K FK Fβ = 1 .3 5 ×
1 .1 × 1 .4 3 4 7 × 1 .3 8 = 2 .9 4
式(3.17)
齿型系数 YFa 查文献[28]图 12.21 得 YFa1 =2.5,YFa2=2.06 。 应力修正系数 Ysa:查文献[28]图 12.22 得 Ysa1=1.63,Y

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sa2=1.97 。 弯曲疲劳极限 σ F lim :查文献[28]图 12.23c 得 σ F lim1 =600MPa, σ F lim 2 =450MPa 。 查文献[28]表 12.14 得弯曲最小安全系数 SFlim1 =1.6 查《机械设计》表 12.15 得指数 m=49.91 。 。
N
L1
= 6 0 r i ∑ n ithi (
i =1 n
n
Ti T m ax
)m
式 （3.18）
= 6 0 r n1t h ∑ (
i =1
Ti T m ax
) 8 .8 7
thi th
= 60 ×1×1000 × 7200 × (18.78 × 0.2 + 0.58.78 × 0.5 + 0.28.78 × 0.3) = 8.685 × 107
原估计应力循环次数正确。
N L 2 = N L 1 / i = 2 .1 7 1 2 5 × 1 0 7
弯曲寿命系数 YN
YN 1 =0.95
, YN 2 =0.97
19
查文献[28]图 12.25 得尺寸系数 Yx =1.0。 许用弯曲应力 [σ F ]
[σ [σ
F1
]= ]=
σ F lim 1Y N 1Y x
S F m in
= =
6 0 0 × 0 .9 8 × 1 = 3 6 7 .5 M P a 1 .6 4 5 0 × 0 .9 9 × 1 = 2 7 8 .4 M P a 1 .6
式 (3.19)
σ F lim 2 Y N 2 Y x
S F m in
=
F2
验算弯曲应力 [σ F ]
σ
=
F1
2 K T1 Y F a 1Y S a 1Y ε b d 1m
2 × 2 .9 4 × 2 × 1 0 4 × 2 .5 × 1 .6 3 × 0 .6 9 7 120 × 100 × 4 = 4 . 4 5 M P a < [σ F 1 ]
σ
F 2
= σ
H
Y F a 2Y Sa 2 Y F a 1Y S a 1
2 .0 6 × 2 .0 9 1 .9 7 2 .5 × 1 .6 3 = 5 . 5 7 M P a < [σ F 2 ] = 4 .4 5 ×
齿根弯曲疲劳强度满足。
式(3.20)
3.4 轴瓦校核计算
3.4.1 大轴瓦校核计算
取 B/d=1,轴颈直径 d=100mm,则 B=100mm。 试取 β =180 度计算 轴承压强
F < 5000 N F 5000 P= = = 5 ×105 N / m 2 = 0.5MPa Bd 0.1× 0.1
式(3.21)
轴承速度
V=
π dn
60 × 1000
= 5.24m / s
式(3.22) 式(3.23)
PV 值
PV = 0.5 × 5024 = 2062 MPam / s
1 ○轴承材料:选 ZCrSn10P1 最大许用值[P]=15MPa，[v]=10m/s，[PV]=15m/s，最高工作温度 280，最高轴颈硬度 200HB，抗咬合性 3，顺应性/嵌藏性 5，耐蚀性 1，耐疲劳性 1。 2 ○润滑剂和润滑方法选择，选择润滑牌号，自定机械油 AN32。 设平均油温 t=50 度。 下油的运动粘度 V=20 mm 2 /s
20
下油的动力粘度
η = vp = 20 ×106 × 900 = 0.018Pa.s
润滑方法选择
k= pv3 = 0.5 × 5.243 = 8.49
式(3.24)
式(3.25)
选择针阀式注油油杯润滑。 3 ○承载能力计算 相对间隙
= (0.6 1) ×103 4 v
= (0.6 1) × 103 4 5.24 = 0.009 0.0015
取 = 0.001 轴转速
w = 2π r / 60 = 2π ×1000 / 60 = 104.7 rad / s
式(3.26)
式(3.27)
索氏数
F 2 5000 × 0.001× 0.001 S0 = = = 0.26 Bdη w 0.1× 0.1× 0.018 ×104.7
偏心率 ε = 0.24 4 ○层流校核 半径间隙
式(3.28)
δ = r = 0.001× 0.1/ 2 = 50 × 106 m
临界雷洛数
( Re )t =
41.3 1 1 = 1306 0.001
式(3.29)
ρ
= 41.3
式(3.30)
轴承雷洛数
Re =
ρ vδ 900 × 5.24 × 0.00005 = = 13.1 < 13.6 η 0.018
式(3.31)
满足层流条件

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5 ○流量计算 流量系数
q v=0.075
轴承润滑油的体积流量 qv = d 3 wqv = 0.001× 0.13 × 104.7 × 0.075
= 7.8 × 10 6 m3 / s
式(3.32)
功耗计算 摩擦特性系数
= 2.4
21
摩擦系数
= = 2.4 × 0.001 = 0.0024
摩擦功耗
p = Fv = 0.0024 × 5000 × 5.24 = 62.88w
油温升
t = 2c p ρ d πα b qv + B v 2.4 × 0.5 × 106 2 × 1.8 × 10 × 1× 0.075 +
6
p
=
π 80
= 3.8
0.001× 5.24
式(3.33)
进油温度
t1 = tm t 3.8 = 50 = 48.1 2 2 t 3.8 = 50 + = 51.9 2 2
出油温度
t 2 = tm +
均符合要求。 6 ○安全度计算 最小油膜厚度 hmin = d 0.1 (1 ε ) = × 0.001× (1 0.69) 2 2 = 15.5 × 106
式(3.34)
轴颈表面粗糙度，由加工方法精磨得 R21 =1.6。 轴瓦表面粗糙度，由加工方法精车得 R22 =3.2。 安全度 S= hmin 15.5 × 106 = = 3.23 > 2 ( R21 + R22 ) × 10 6 (1.6 + 3.2) × 106 式(3.35)
3.4.2 小轴瓦校核计算
取 B/d=1,轴颈直径 d=89mm,则 B=89mm。 试取 β =180 度计算 轴承压强
F < 5000 N F 5000 P= = = 6.312 ×105 N / m 2 = 0.63MPa Bd 0.089 × 0.089 V=
轴承速度
π dn
60 × 1000
22
= 4.66m / s
PV 值
PV = 0.5 × 4660 = 2330 MPam / s
1 ○轴承材料 选 ZCrSn10P1 最大许用值:[P]=15MPa，[v]=10m/s，[PV]=15m/s，最高工作温度 280 度，最高轴颈 硬度 200HB，抗咬合性 3，顺应性/嵌藏性 5，耐蚀性 1，耐疲劳性 1。 2 ○润滑 …… 此处隐藏：3631字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……