Контактные напряжения ( проверочный расчет)

где K_a’ – коэффициент для косозубой передачи K_a’=376

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки м/д зубьями, для прямозубой передачи = 1,1

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1,0;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, по таблице 1.5 [2]

= 1.1;

МПа

сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым [ ]=418 МПа

Определяем недогрузку

∆=( [ ] - )· 100 ٪/ [ ] = (418-361)100/418= 13,6 ≤ 15 ٪

Недогруз не превышает допустимую.

Определяем напряжения изгиба ( проверочный расчет)

для зуба

для шестерни

где - коэф. формы зуба, определяется для зубьев шестерни и колеса по таблице 1.6[2] . В зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:

- коэффициент учитывающий наклон зубьев. для косозубой передачи

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по длине зуба, = 1,0;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями = 1,0;

- коэффициент динамической нагрузки, определяется по таблице

1.5 [3], = 1,25

для шестерни МПа

для колеса МПа

сравниваем расчетные значения с допускаемыми [ ]=303.3 МПа

и [ ]=262,5 МПа

≤ [ ] ≤ [ ]

Конструирование цилиндрических зубчатых колес

Эскизы зубчатых колес приведены на рисунках 10 и 11

Обод

Наибольший диаметр

d₀ = d + 2· m_n

для шестерни d_{0 1} = 54+4=58 мм

для колеса d_{0 2} = 266+ 4 =270 мм

Толщина обода

S=(2,5…4)·m_n

S= 5….8 мм

принимаем S= 7 мм

Внутренний диаметр зубчатого венца

d_вн = d_f -2·S

для колеса d_вн =253 мм

Фаска на торце зубчатых колес

f₁ = 0.5 m_n = 1 мм

f₂ = 5 мм

Ширина зубчатых венцов

b₂ = 65 мм b₁ =70 мм

Диск

6.6 Толщина для диска колеса:

с = 0,2 · b₁ не менее 8 мм

с₂= 0,2 · b₂ = 0,2· 65 = 32,5 мм

Диаметр центровой окружности

d_ц = (d_вн +d_ст)/2= (253+38)/2=145,9 мм

d_ст – диаметр ступицы

принимаем d₀ = 100 мм

Ступица

6.8.1 Внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала d_в , который ориентировочно находиться по формуле

где T- передаваемый валом вращающий момент, Н·м;

- допускаемое напряжение при кручении, МПа;

Окончательное значение диаметра вала принимаем после его конструирования.

принимаем 20…30 МПа

мм

мм

принимаем мм

Наружный диаметр ступицы

d_cт = d · 1.6 + 5 мм

для колеса: d_{cт 2} =d₂ ·1.6+ 5

d_{cт 2} =40 ·1.6+ 5 =69 мм

Принимаем d_{cт 2} =70 мм

Длинна ступицы (предварительно)

l_cт = (1,0…1,5))d_в

для колеса l_{cт 1} = 1,2·40= 48 мм

принимаем l_{cт 2} = b = 70 мм

Окончательно длину ступицы принимаем с учетом результатов расчета шпоночного соединения.

6.9 При изготовлении зубчатых колес штамповкой принимают штампованные уклоны g ≥ 7Å и радиусы закруглений R ≥ 6 мм

Выбор шпонок.

Размеры шпоночного паза определяется по таблице 1.10 [3]

ГОСТ 23360-78

Для колеса с диаметром вала d_в2 = 40 мм

в= 12 мм

h= 9 мм

с= 0,4 мм

t₁ = 5,0 мм

t₂ = 3,3 мм

l = 65 мм

где в –ширина шпонки,

H- высота шпонки,

С- фаска шпонки,

t₁ – глубина паза вала,

t₂ – глубина паза ступицы,

l – длина шпонки.

Шпонка 12×8×65 ГОСТ 23360-78