Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Выбор осуществляется по таблице п.1 [2].
№ 6
Сталь 40ХНМА
т.о. улучшение
| № 5
Сталь 40ХН
т.о. улучшение
|
где 
– суммарное время работы передачи в часах;
n – частота вращения зубчатого колеса, мин–1;
с – число зацеплений за один оборот, с = 1;
N – число циклов нагружения.
|
|
| ||
 циклов
| 
 циклов
| ||
,
где NHE – эквивалентное число циклов нагружения;
– коэффициент, выбираемый по таблице П.2.[2].
|
|
| ||
 циклов
| 
 циклов
| ||
Найдем базовое число циклов, которое зависит от марки материала и вида термообработки, т.е. от твердости поверхности зуба, по формуле:
.
циклов
| 
циклов
|
,
где KHL – коэффициент долговечности, причем: 
| 
|
,
где 
– искомое допускаемое контактное напряжение, МПа;
–табличное допускаемое контактное напряжение (для KHL = 1.) Определяется из таблицы П.1.[2].
| 
| |
|
| ||
В качестве допускаемого значения выбирается меньшее из двух напряжений, т.е. имеем 
.
Расчет межосевого расстояния
,
где aw – межосевое расстояние, мм;
E пр – приведенный модуль упругости, Епр = 2,1×105 МПа;
T 2 – вращающий момент на колесе, Н×м;
KH b – коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки;
|
|
|
u – передаточное число;
y ba – коэффициент ширины зуба относительно межосевого
расстояния: y ba = bw / aw;
Согласно таблице П.3.
Выбираем y ba = 0,25 –схема 3 (рис. П.3) из ряда чисел (таблица П.4), для несимметричного расположения относительно опор и  .
|
|
Согласно таблице П.5 для схемы 3 – несимметричного расположения колес относительно опор, находим
|
Подставляя 
и другие значения в формулу для расчета а w, находим:
 мм
Принимаем стандартное значение аw = 150 мм (из ряда Ra 40 таблица П.4)
|
,
где bw – рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм;
 . Принимаем  мм
|
4.4.Выбор модуля (рис. П.2)
Выбираем промежуточное значение m = 2,5 мм из полученного диапазона.
Примечание. Выбираем такое число из стандартного ряда (таблица П.4), при котором получаем целое число для  , где  .
|
Сумма чисел зубьев составляет:
– целое число зубьев.
Для шестерни число зубьев находим по формуле: 
- из требования неподрезания зубьев.
 .
Округляем до ближайшего целого числа:
Число зубьев шестерни 
|
Число зубьев колеса : 
зуба.
|
|
|
Фактическое передаточное отношение зубчатой передачи составляет:
Делительные диаметры зубчатых колес соответственно равны:
Отклонение передаточного отношения от заданного значения не превышает нормы:
|
4.5. Расчет диаметров
· Делительные диаметры:
мм; 
мм.
Найденные значения сопоставляем с предельными диаметрами заготовок 
из таблицы П.1. Необходимо обеспечить:
.
|
· Диаметры вершин зубьев:
;
мм; 
мм.
· Диаметры впадин зубьев:
;
мм; 
мм;
· Диаметр отверстия ступицы колеса (под вал):
;
мм.
Принимаем 
мм.
Заполняем недостающие размеры в чертеже детали и таблицу для зубчатого
колеса, как это показано в приложении 1.
5. Расчет шпоночного соединения
Вращающий момент с зубчатого колеса на вал передается за счет шпоночного соединения ступицы колеса с валом. Для этого шпонка, как соединительная деталь, врезается на половину своей высоты в тело вала, а в ступице колеса проделывается паз под шпонку.
Вращающий момент Т с вала на ступицу колеса передается узкими боковыми гранями шпонки. При этом на гранях возникают напряжения смятия σсм, а в продольном сечении шпонки – напряжения среза τср.. Условие прочности запишется:
|
|
|
- по напряжениям смятия 
- по напряжения среза
τср = 
,
где 
;
d -диаметр вала; h – высота, а b – ширина шпонки; lp - рабочая длина шпонки, L – общая длина шпонки.
У стандартных шпонок размеры “b” и “h” подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Расчетом на прочность определяется лишь длина шпонки, а размеры сечения b * h выбираются из справочника по диаметру вала (см. таблицу).
| Диаметр вала dB, мм | b | h | L |
| Свыше 12 до 17 . | 5 | 5 | 10…56 |
| 17 до 22 | 6 | 6 | 14…70 |
| 22 до 30 | 8 | 7 | 18…90 |
| 30 до 38 | 10 | 8 | 22…110 |
| 38 до 41 | 12 | 8 | 28…140 |
| И т.д. |
Диаметр вала составляет 36 мм, тогда, исходя из таблицы, для сечения шпонки находим b = 10 мм, h= 8 мм.
Принять допускаемое напряжение смятия для материала шпонки из стали
МПа.
Формулу по расчету рабочей длины шпонки находим из общего выражения для напряжений смятия:
; l р = 
= 24,66 мм.
Общий размер шпонки составит величину: L = lP + b = 24,66 + 10 = 34,66 мм.
|
|
|
Округляем найденное до целого числа, т.е. L = 35 мм. ( bw = 38 мм). Это означает, что шпонка не требует увеличивать размер ступицы колеса, т.к.
bw> L.
Библиографическое описание
1. Надеждин И.В. Кинематический расчет приводов технологического оборудования: Пособие / РГАТА.- Рыбинск.- 2002. – 46 с.
2. Трусов В.В. Жуков Д.В. Прочностные расчеты зубчатых передач редукторов и коробок скоростей (примеры расчета): Учебное пособие / РГАТА.- Рыбинск. –2003. – 93 с.
Чертеж зубчатого колеса. Приложение 1.
Дата добавления: 2020-12-12; просмотров: 90; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!