Контактные напряжения ( проверочный расчет)
где Ka’ – коэффициент для косозубой передачи Ka’=376 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки м/д зубьями, для прямозубой передачи = 1,1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1,0; - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, по таблице 1.5 [2] = 1.1; МПа сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым [ ]=418 МПа Определяем недогрузку ∆=( [ ] - )· 100 ٪/ [ ] = (418-361)100/418= 13,6 ≤ 15 ٪ Недогруз не превышает допустимую. Определяем напряжения изгиба ( проверочный расчет) для зуба для шестерни где - коэф. формы зуба, определяется для зубьев шестерни и колеса по таблице 1.6[2] . В зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:
- коэффициент учитывающий наклон зубьев. для косозубой передачи
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, = 1,0; - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями = 1,0; - коэффициент динамической нагрузки, определяется по таблице 1.5 [3], = 1,25 для шестерни МПа для колеса МПа сравниваем расчетные значения с допускаемыми [ ]=303.3 МПа и [ ]=262,5 МПа ≤ [ ] ≤ [ ] Конструирование цилиндрических зубчатых колес Эскизы зубчатых колес приведены на рисунках 10 и 11 Обод Наибольший диаметр d0 = d + 2· mn для шестерни d0 1 = 54+4=58 мм для колеса d0 2 = 266+ 4 =270 мм Толщина обода S=(2,5…4)·mn S= 5….8 мм принимаем S= 7 мм Внутренний диаметр зубчатого венца dвн = df -2·S для колеса dвн =253 мм Фаска на торце зубчатых колес f1 = 0.5 mn = 1 мм f2 = 5 мм Ширина зубчатых венцов b2 = 65 мм b1 =70 мм Диск 6.6 Толщина для диска колеса: с = 0,2 · b1 не менее 8 мм с2= 0,2 · b2 = 0,2· 65 = 32,5 мм
Диаметр центровой окружности dц = (dвн +dст)/2= (253+38)/2=145,9 мм dст – диаметр ступицы принимаем d0 = 100 мм
Ступица
6.8.1 Внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала dв , который ориентировочно находиться по формуле
где T- передаваемый валом вращающий момент, Н·м; - допускаемое напряжение при кручении, МПа; Окончательное значение диаметра вала принимаем после его конструирования. принимаем 20…30 МПа мм мм принимаем мм Наружный диаметр ступицы dcт = d · 1.6 + 5 мм для колеса: dcт 2 =d2 ·1.6+ 5 dcт 2 =40 ·1.6+ 5 =69 мм Принимаем dcт 2 =70 мм Длинна ступицы (предварительно) lcт = (1,0…1,5))dв для колеса lcт 1 = 1,2·40= 48 мм принимаем lcт 2 = b = 70 мм Окончательно длину ступицы принимаем с учетом результатов расчета шпоночного соединения. 6.9 При изготовлении зубчатых колес штамповкой принимают штампованные уклоны g ≥ 7Å и радиусы закруглений R ≥ 6 мм Выбор шпонок. Размеры шпоночного паза определяется по таблице 1.10 [3] ГОСТ 23360-78 Для колеса с диаметром вала dв2 = 40 мм в= 12 мм h= 9 мм с= 0,4 мм t1 = 5,0 мм t2 = 3,3 мм l = 65 мм Где в –ширина шпонки, H- высота шпонки, С- фаска шпонки, t1 – глубина паза вала, t2 – глубина паза ступицы, L – длина шпонки. Шпонка 12×8×65 ГОСТ 23360-78
Популярное: Организация как механизм и форма жизни коллектива: Организация не сможет достичь поставленных целей без соответствующей внутренней... Генезис конфликтологии как науки в древней Греции: Для уяснения предыстории конфликтологии существенное значение имеет обращение к античной... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (381)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |