Расчет размеров зубчатых колес

Для изготовления шестерни примем сталь 18ХГТ, термическая обработка – улучшение. Назначим твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни НВ₁ = 350. Для изготовления колеса принимаем сталь 18ХГТ, термическая обработка – нормализация. Назначим твердость НВ₂ = 320.

Производим расчет межцентрового расстояния.

, (10.1)

где - передаточное отношение передачи, = 4; - крутящий момент на валу колеса, Н·м; - коэффициент концентрации нагрузки, = 1,1, [7]; - коэффициент динамичности, = 1; - коэффициент ширины, принимаем = 0,35; - допускаемое контактное напряжение, МПа:

, (10.2)

где - предел длительной выносливости, МПа,

МПа

МПа

- коэффициент безопасности, для нормализации = 1,1;

Исходя из стандартного ряда принимаем a _w = 180 мм.

Задаемся значением модуля

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

(10.3)

Определяем число зубьев шестерни и колеса.

(10.4)

(10.5)

Вычисляем погрешность отклонения передаточного отношения.

(10.6)

(10.7)

Определяем остальные параметры зубчато передачи, диаметры делительных окружностей:

, (10.8)

Фактическое межосевое расстояние

(10.9)

Диаметры вершин зубьев:

(10.10)

Диаметры впадин зубьев:

(10.11)

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Далее производим проверочный расчет передачи на контактную прочность.

, (10.12)

где =1,03

- коэффициент динамичности, определяем исходя из фактической окружной скорости колес:

(10.13)

= 1,05

(10.14)

Производим проверочный расчет передачи на изгиб.

, (10.15)

где -коэффициент формы зуба, принимаем =3,85; ; - коэффициент наклона зуба, для прямозубой передачи = 0,925; - коэффициент концентрации нагрузки, принимаем = 1,09; - коэффициент динамичности, принимаем = 1,3; - допускаемые напряжения изгиба, МПа:

, (10.16)

где - предел длительной выносливости, равный

. (10.17)

- коэффициент безопасности, = 1,7;

НВ - твердость поверхности зубьев шестерни

МПа

МПа

МПа

МПа

Определяем усилия в зацеплении.

Окружная сила равна:

, (10.18)

где - крутящий момент на валу, Н·м; - диаметр делительной окружности шестерни, мм.

Радиальная сила равна

(10.19)

Осевая сила:

(10.20)

Конструктивные размеры колеса.

Колесо зубчатое, кованное.

· Диаметр ступицы

мм,

Принимаем мм.

Длина ступицы

мм,

Принимаем мм.

· Толщина обода

мм,

Принимаем мм.

· Толщина диска

мм,

Принимаем С=30 мм.

Предварительный расчет валов по вращающему моменту

Конструктивные размеры зубчатой пары принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала. Диаметр вала определим из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям. Для стали 40Х с термообработкой τ = 10-20 МПа:

, (11.1)

где - крутящий момент на валу, Н·м; [τ] – допускаемое напряжение, для стали 30ХГТ и стали 40 с термообработкой [τ] = 10-20 МПа, [5];

Конструирование быстроходного вала (рис. 11.1)

Рисунок 11.1

Определяем диаметр d выступающего конца быстроходного вала по формуле:

Исходя их стандартного ряда, принимаем d = 62 мм

Диаметр вала под уплотнение

d₁ = d + (4…..5)мм = 66 (мм)

Диаметр вала под подшипник

d_п ≥ d₁ – кратный 5 мм

С целью уменьшения концентраторов напряжений в местах перехода значений диаметров предварительно принимаем диаметр вала под подшипник:

d_п = d₁ = 70 ( мм )

d₂ ≥d_п (на 5 мм) = 75 мм

Диаметр под зубчатое колесо

d₃ = d₂ + 2мм = 77 мм

Т.к. диаметр впадин не превышает диаметр вала под подшипник, то шестерню целесообразно изготовить вместе с валом.

d₄ = d₃ + (6……10) мм = 84 (мм)

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения

l = (1,6…..2) *d = 124 мм

Длину части вала под уплотнение принимаем равным

l₁ = 20…25 мм

l₁ = 20 мм

Длина вала под подшипник

l_п = 0,5*d_п = 0,5*70 = 35 мм

l₂ = (10…12) мм = 10 мм

Длину ступицы колеса принимаем

Промежуток для выхода фрезы t принимаем 1 мм

l₃ = b₁ = b₂ + 4*m_n + 2*t = 67 + 4*2,5+2*1 = 79 мм

принимаем l₃ = 80 мм

l₄ = l₂ = 10 мм ( исходя из компоновки )

L = l_п + l₂ + l₃ + l₄ + l₂ = 35 + 10 + 80 + 10 + 10 = 145 мм

a = l / 2 + l₁ + l_п / 2 = 124 / 2 + 20 + 35 / 2 = 99,5 мм

Конструирование тихоходного вала (рис. 11.2)

Рисунок 11.1

Диаметр тихоходного вала под колесом

.

Принимаем [τ] = 20 МПа

Исходя их стандартного ряда, принимаем d = 88 мм

d₂ = 83 мм

Предварительно принимаем диаметр вала под подшипник кратным пяти: d_п = 80 мм.

Диаметр вала под сальниковое уплотнение

d₁ = d_п - (4…5)мм = 76 (мм)

Диаметр выходного конца вала

d = d₁ - (4…5)мм = 72 (мм)

d₄ = d₃ + (6…10) мм = 94 мм

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения

l = (1,6…2) *d = 144 мм

Длину части вала под уплотнение принимаем равным

l₁ = 20…25 мм

l₁ = 20 мм

Длина вала под подшипник

l_п = 0,5*d_п = 0,5*80 = 40 мм

l₂ = (10…12) мм = 10 мм

Длину ступицы колеса принимаем

Промежуток для выхода фрезы принимаем 1 мм

l₃ = b₂ + 4*m_n + 2*t = 31 + 4*2,0 +2*1= 41 мм

принимаем l₃ = 41 мм

l₄ = l₂ = 10 мм ( исходя из компоновки )

L = l_п + l₂ + l₃ + l₄ + l₂ = 40 + 10 + 41 + 10 + 10 = 111 мм

a = l / 2 + l₁ + l_п / 2 = 144/2 + 20 + 40/2 = 112 мм.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: