 |
Расчет межосевого расстояния
|
|
|
|
,
где aw – межосевое расстояние, мм;
Eпр – приведенный модуль упругости, Епр = 2,1×105 МПа;
T2 – вращающий момент на колесе, Н×м;
KHb – коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки;
u – передаточное число;
yba – коэффициент ширины зуба относительно межосевого
расстояния: yba = bw / aw;
Согласно таблице П.3.
Выбираем yba = 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 аw, 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. | 10…56 | ||
| 17 до 22 | 14…70 | ||
| 22 до 30 | 18…90 | ||
| 30 до 38 | 22…110 | ||
| 38 до 41 | 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:
; lр = 
= 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.
|
|
|
