ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.

 

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25 [1]):

где  – коэффициент нагрузки;  – окружная сила;  – коэффициент, учитывающий форму зуба;  – коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;  – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Коэффициент нагрузки (см. стр. 42 [1]):

где  – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки);  – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).

По табл. 3.7 [1] при ,25 симметричном расположении колес относительно опор и твердости .

По табл. 3.8 [1] для 8-й степени точности, скорости  и твердости .

Таким образом, .

Коэффициент, учитывающий форму зуба,  выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев  и , вычисляемых по формуле:

При этом по ГОСТ 21354-75  и  (см. стр. 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе (см. формулу 3.24 [1]):

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

12

1.008.00.00 ПЗ

где  – предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов;  – коэффициент безопасности.

Здесь по табл. 3.9 [1] для стали 45 при улучшении предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Коэффициент безопасности ; по табл. 3.9 [1]

; для поковок и штамповок .

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношениям :

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найдено отношение меньше.

Коэффициент  введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент определяют (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]):

где  - угол наклона делительной линии зуба.

Коэффициент  учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354-75,

где  – коэффициент торцевого перекрытия и  – степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.25 и пояснение к ней [1]).

Причем среднее значение ; выше была принята 8-я степень точности. Тогда

Проверяем зуб колеса (см. формулу 3.25 [1] ):

Таким

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

13

1.008.00.00 ПЗ

 образом, действительные напряжения при изгибе меньше допускаемых.

Условие  выполнено.

Предварительный (ПРОЕКТНЫЙ ) расчет валов редуктора

Проек

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

14

1.008.00.00 ПЗ

тный расчет вала начинаем с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба (см. формулу 8.16 и пояснения к ней [1]):

где  – крутящий момент;  – допускаемое напряжение при кручение; для валов из сталей 45 принимают пониженное значение . Полученный результат (диаметр вала) округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда.

Ведущий вал

Ведущий вал редуктора соединяем с ведомым валом клиноременной передачи муфтой упругой втулочно-пальцевой (МУВП).  

Тогда минимальный диаметр ведущего вала будет равен 45 мм, а диаметр под подшипники равен 50 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Принимаем стандартное значение (стр. 162 [1]):

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр вала под колесо:

4. Конструктивные разме

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

15

1.008.00.00 ПЗ

ры шестерни и  колеса редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены:

Колесо штампованное, оно по форме соответствует готовым деталям и не требует механической обработки нерабочих поверхностей (см. стр.230 [1]):

Определение размеров колеса (см. стр. 233[1] ).

Диаметр впадин колеса:

Толщина обода:

Принимаем

Внутренний диаметр обода:

Диаметр ступицы:

Принимаем

Длина ступицы:

Принимаем  

Диаметр центровой окружности:

 мм.

Диметр отверстий:

В колесе делаем 4 отверстия.

Толщина диска:

Принимаем

Фаска:

⇐ Предыдущая123456789Следующая ⇒

Поделиться: