3.4 Конструирование цилиндрического зубчатого колеса

Рисунок 6 Основные размеры зубчатых колес

Основные размеры зубчатого колеса определяются следующими зависимостями

Диаметр стальной ступицы

Dc=1,55d=1,55*45=69.75 мм

где d – диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса

Длина ступицы

Lc=1,2*d=1.2*45=54 мм

Толщина обода

А₁=(5..6)m=5*2=10 мм

Толщина диска

e=0.3b_w=0.3*50=15мм

Диаметр центровой окружности

Do=0.5(d_a-2A₁+D_c)=0.5(182.279-2*10+69.75)=116.01 мм

Диаметр отверстий

d₀=0.25(d_a-2A₁+D_c)= 0.25(182.279-2*10+69.75)=58 мм

Размер фаски посадочного отверстия будем определять по таблице 1 [2]

Размер фаски зубчатого венца

С₁=0,5*m=0.5*2=1 мм

Размер фаски С₂ принимаем равным 2 мм, радиус R =5 мм

3.5 Выбор крышек подшипниковых узлов

Для быстроходного и тихоходного валов используем торцевые крышки подшипниковых узлов.

Рисунок 7 Крышка глухая торцевая

Для глухой крышки при D=80 мм размеры крышек следующие : d_б=8 мм, n_o=4 мм, d_o=9мм, d₁=78.5 мм, d₂=68 мм, d₃=96мм, d₄=116 мм, е=8 мм, е₁=10, С=1,5 мм, R=0,6 мм

Рисунок 8 Крышка сквозная

Для сквозных крышек тихоходного вала при d₂=35 мм размеры крышек следующие :

d₅=36 мм, S=3 мм, d₆=D_y=50 мм, b=b_y=10 мм, недостающие размеры аналогичны размерам глухой торцевой крышки.

Для сквозных крышек быстроходного вала при d₂=30 мм размеры крышек следующие :

d₅=31 мм, S=3 мм, d₆=D_y=50 мм, b=b_y=10 мм, недостающие размеры аналогичны размерам глухой торцевой крышки.

3.6 Выбор уплотнительных устройств

3.6.1 Выбор манжетного уплотнения

Рисунок 9 Манжетное уплотнение

Для быстроходного вала при d=30 мм выбираем уплотнения по ГОСТ 8752-79 со следующими размерами: , D_y=50 мм, b_y=10 мм

Для тихоходного вала при d=35 мм выбираем уплотнения по ГОСТ 8752-79 со следующими размерами: , D_y=50 мм, b_y=10 мм

3.6.2 Выбор маслоотражательных колец

Рисунок 10 Кольцо маслоотражательное

При диаметре подшипников 80 мм выбираем маслоотражательное кольцо с параметрами

а_к=2 мм, b_k=12 мм.

3.7 Шпонки призматические

Выбираем шпонку для хвостовика тихоходного вала для d=32 мм

b=10 мм, h=8 мм – сечение шпонки

t₁=5мм – глубина паза в валу

t₂=3,3 мм – глубина паза в ступице

l=36 мм – длина шпонки

R=0.4 мм – наибольший радиус

Выбираем шпонку для участка под насадку зубчатого колеса тихоходного вала для d=45 мм

b=14 мм, h=9 мм – сечение шпонки

t₁=5,5мм – глубина паза в валу

t₂=3,8 мм – глубина паза в ступице

l= 40 мм – длина шпонки

R=0.4 мм – наибольший радиус

Выбираем шпонку для хвостовика быстроходного вала для d=24 мм

b=8 мм, h=7мм – сечение шпонки

t₁=4 мм – глубина паза в валу

t₂=3,3 мм – глубина паза в ступице

l=20 мм – длина шпонки

R=0.4 мм – наибольший радиус

3.7.1 Проверка шпонок на смятие

Проверку шпонок на смятие считаем по формуле

Где Т – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом

h – высота шпонки

t₁- глубина паза в валу

lp – рабочая длина шпонки

- допускаемое напряжение смятия

Для нереверсивного привода =150 МПа

Условия по всем выбранным шпонкам выполняются

4. СМАЗКА

4.1 Смазка зубчатых колес

Так как окружная скорость меньше 12,5 м/сек, то выбираем картерный тип смазки, с глубиной погружения колеса в масло h=10 мм

Требуемую вязкость определяем по таблице 3 [2], исходя из значений контактного напряжения и окружной скорости, получаем

Кинематическая вязкость = 28 мм²/с

По этому параметру выбираем сорт масла по таблице 4 [2] И-Г-А-32

4.2 Смазка подшипников

Так как окружная скорость в зацеплении больше 1 м/сек, то будет происходить разбрызгивание масла внутри картера, образуется масляный туман, который будет обеспечивать смазку подшипника.

4.3 Контроль уровня масла

Размеры маслоуказателя, пробки, ручки- отдушины, крышки смотрового отверстия выбираем конструктивно и вычерчиваем исходя из приложений [2]

Рисунок 11 Крышка смотрового отверстия

Рисунок 12 Маслоуказатель жезловый

Рисунок 13 Пробка к маслоспускному отверстию

Рисунок 14 Ручка отдушина

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОРЧНОСТЬ

Исходные данные для расчета

Т=144,76 Нм – крутящий момент на валу

Окружная сила

=1,681 кН

Распорная сила

=0,627 кН

Осевая сила

=0,375 кН

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса

d₂=178,3 мм

Консольная нагрузка от муфты

F_k=400T/D₀=400*144,76/110=526,4 H

Так как мы выбрали муфту с параметрами : d=32мм, D=130 мм, Do=110 мм, L=80 мм

Lo=l₃+l₄+l₅+l₆+l₇-B=43+52+10+10+18-18=115 мм – расстояние между опорами

В – ширина подшипника

L₃=0,5Lo=0.5*115=57,5 мм – расстояние от точки приложения усилия со стороны зубчатого венца до левой опоры

L_к=l₁/2+l2+B/2= 48/2+48,5+18/2=81,5 мм- расстояние от точки приложения консольной нагрузки до левой опоры

dп=40 мм - диаметр вала под подшипником

dк=45мм - диаметр вала под зубчатым колесом.

Материал вала - сталь 40, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба колеса 192-228НВ, предел прочности 700 МПа

5.1 Определение опорных реакций

Опорные реакции в горизонтальной плоскости

Опорные реакции в вертикальной плоскости

5.2 Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

Изгибающие моменты в сечении А (горизонтальная плоскость)

Изгибающий момент в сечении 1 (вертикальная плоскость)

Изгибающий момент в сечении А (вертикальная плоскость)

На основании этих расчетов построим эпюры изгибающих и крутящих моментов

Рисунок 15 Эпюры изгибающих и крутящих моментов

5.3 Выбор опасного сечения

К опасным сечениям относится сечение 1 – натяг внутреннего кольца подшипника, и сечение А – посадка с натягом зубчатого колеса

5.4 Расчет вала на усталостную прочность в сечении 1

5.4.1 Определение нагрузок

В сечении действуют: изгибающий момент М=42,87Нм, крутящий момент Т=144,76Нм и осевая сила Fa=0.375 кН

5.4.2 Геометрические характеристики сечения

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Площадь сечения

5.4.3 Определение напряжений

Напряжение изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

5.4.4 Пределы выносливости

5.4.5 Коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

Методом линейной интерполяции по таблице 7.5 [1] определим

Значение

5.4.6 Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала получена чистым шлифованием с Rа=0,8мкм. По этой величине найдем K_F=1.15 по таблице 5.5 [1]

5.4.7 Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

5.4.8 Коэффициент влияния упрочнения

Kv=1, так как считаем что упрочнение отсутствует

5.4.9 Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

5.4.10 Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

[S]- допускаемый коэффициент запаса прочности, рекомендуемое значение [S]=1,5…2,5

Усталостная прочность вала в сечении 1 обеспечена

5.5 Расчет вала на усталостную прочность в сечении А

Определение нагрузок

Суммарный изгибающий момент

В сечении действуют также крутящий момент Т=144,76Нм и осевая сила Fa=0.375 кН

Геометрические характеристики сечения

В сечении имеется шпоночный паз со следующими размерами b=14 мм, t₁=5,5 мм

Осевой момент сопротивления

Полярный момент сопротивления

Площадь сечения

Определение напряжений

Напряжение изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

Пределы выносливости

Коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

Методом линейной интерполяции по таблице 7.5 [1] определим

Значение

Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжения определим методом линейной интерполяции по таблице 3.5

Kσ=2.0

Kτ=1.7

Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам

Для шпоночного паза

Из двух полученных значений выбираем наибольшее

Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала получена чистым обтачиванием с Rа=3,2мкм. По этой величине найдем K_F=1.25 по таблице 5.5 [1]

5.5.7 Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

Коэффициент влияния упрочнения

Kv=1, так как считаем что упрочнение отсутствует

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

Коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности

где Sσ и Sτ - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

[S]- допускаемый коэффициент запаса прочности, рекомендуемое значение [S]=1,5…2,5

Усталостная прочность вала в сечении 1 обеспечена

6. РАСЧЕТ ВАЛА НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ

Сечение 1

Расчет выполняют по наибольшей возможной кратковременной нагрузке.

Определяем эквивалентное напряжение

где σ_и – напряжение изгиба;

- напряжение кручения

[σ] – допускаемые напряжение

Для определения [σ], используют зависимость

где σ_Т – предел текучести материала вала=340МПа

[S]=1.2….1.8 - допускаемый коэффициент запаса прочности [5]

Учитывая, что , формулу эквивалентного напряжения преобразовываем

Статическая прочность в сечении 1 обеспечена

Сечение А

Расчет выполняют по наибольшей возможной кратковременной нагрузке.

Определяем эквивалентное напряжение

где σ_и – напряжение изгиба;

- напряжение кручения

[σ] – допускаемые напряжение

Для определения [σ], используют зависимость

где σ_Т – предел текучести материала вала=340МПа

[S]=1.2….1.8 - допускаемый коэффициент запаса прочности

Учитывая, что , формулу эквивалентного напряжения преобразовываем

Статическая прочность в сечении А обеспечена.