Основы конструирования и проектирования (стр. 2 из 3)

Основные размеры шестерни и колеса по следующим соотношением:

- делительные диаметры

мм.

мм.

- диаметры вершин зубьев

мм

мм

- ширина колеса прямозубой передачи при ψ_ba=0.25

мм.

Принимаем: b2=31 мм.

- ширина шестерни b1

мм.

где 4 мм. задается превышение ширины шестерни над колесом.

- диаметры окружности впадин

мм.

мм.

- коэффициент ширины шестерни по диаметру

5 Конструирование валов редуктора.

Основной силой действующей на вал редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент Т2. Прочность вала, имеющего ступенчатую конструкцию в соответствии с заданием, лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наименьшее. Наименьший диаметр вала dв1 (см. рис 2) рассчитывается по формуле.

мм.

где [τ]_K - допускаемое напряжение на кручение, определяемое механическими свойствами материала вала.

В большинстве случаев вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с шестерней, следовательно механические свойства материала σ_т=490 МПа и для вала колеса.

МПа

- на ведущем вале:

мм.

Поскольку диаметр вала электродвигателя d_дв.=38 мм., то необходимо из условия их соединения муфтой согласовать диаметры обоих валов по условию, что dв1 =0,75×d_дв.=0,75×38=28,5 мм. принимаем ближайшее стандартное значение dв1 =28 мм.

- на ведомом вале:

мм

Принимаем: dв2 =24мм.

Остальные диаметры выбираем с учетом стандарта СЕВ 514-77

- под уплотнения dу1 =30 мм; dу2 =26 мм.

- под подшипники dn1 =36 мм; dn2 =36 мм.

- под ступицу колеса dk1 =40 мм.

- длина цилиндра под ступицу колеса:

мм.

Принимаем: l_cm2 =50 мм.

- длина выходных концов вала:

мм.

мм.

Принимаем: l_В1 =50 мм ; l_В2 =50 мм

6 Расчет шпоночного паза.

Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала по СТ СЭВ 189-75

- для ведущего вала и колеса b × h=8 × 7

где b – ширина шпонки; h – высота шпонки.

Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствие с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки.

где - L_P – рабочая длина шпонки; Т – наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении; t₁ – заглубление шпонки в вал; [σ_см] – допускаемое напряжение на смятие.

где [S] – допускаемый коэффициент запаса; [S]=2,3 (при нереверсивной маломеняющейся нагрузке) σ_Т = 400 МПа (для шпонок из чистотянутой стали 45Х)

длина шпонки рассчитывается по формуле

- для ведущего вала

Т₁=55,28×10³ Н×мм

t₁=4 мм

МПа

мм

мм

Выбираем ближайшее стандартное значение L=16 мм

- для ведомого вала

Т₂=131,94×10³ Н×мм

t₁=4 мм

МПа

мм

мм

Выбираем ближайшее стандартное значение L=30 мм

7 Расчет зубчатой муфты.

Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала передаваемого крутящего момента по критерию.

где Т_дл – наибольший длительно действующий момент; Т_табл – табличное значение передаваемого крутящего момента; k – коэффициент, учитывающий режим работы, принимаем k=1.

Таким образом.

Н м

Диаметр муфты рассчитываем по формуле

где Т_расч в Н м; g_м – отношение рабочей ширины зубчатого венца расчетному диаметру, g_м= 0,2-0,25; k_м – коэффициент, зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты. При твердости поверхности зубьев 56…62 HRC k_м≤12, а при твердости 40…50 HRC 4< k_м≤6 принимаем k_м=5.

мм.

По ОСТ 92-8764-76 выбираем зубчатую муфту:

D_м – диаметр муфты D_м=38 мм

Т_м – передаваемый крутящий момент Т_м=1000 Н м

m_м – модуль муфты m_м=2

b – ширина муфты b_м=12 мм.

8 Проверочный расчет быстроходного вала.

Поскольку подшипники прямозубой передачи, воспринимают только поперечные нагрузки, то заменим их шарнирными неподвижными опорами R_A и R_B. Положение опор принимаем в середине ширины подшипников. (см Рис 2)

Рис. 2

Передаваемый момент Т₂=131,94×10³ Н мм

Усилие зацепления:

Окружное

H

Радиальное

Н

Осевое

Н

Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:

Н

Расстояние между опорами: l=76

Расстояние между муфтой и левым подшипником: f=61

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Н мм

Н мм

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Н мм

Н мм

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)

Н мм

Приделы выносливости стал; 40Х:

- при изгибе :

Н/мм²

- при кручение:

Н/мм²

Нормальные напряжения для сечения под колесо:

Н/мм²

Где W – для сечения со шпоночной канавкой момент сопротивления:

мм

Касательные напряжения от нулевого цикла для сечения под шестерней:

Н/мм²

Где W_К – момент сопротивления при кручение:

мм³