4.1. Расчет передачи на прочность
Определение контактного допускаемого напряжения:
, где 
- коэффициент долговечности; предел
контактной выносливости для стали HB<350: 
[2, т. 3.2]; [SH]=1.1 – коэффициент безопасности [2, т.
3.2]
Для шестерни: 
Для колеса: 
КНβ=1,07-коэффициент учитывающий распределение
нагрузки по зубьям при несимметричном расположении колес [2, т. 3.1], а также
принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: 
[2, c.36]
Рассчитаем межосевое расстояние:
, для прямозубых колес
примем коэффициент Ка =49,5; 
= 
=428МПа – контактное допускаемое напряжение.
Находим основные параметры шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи.
Межосевое расстояние:
имем
е:евому расстоянию: колеса.:как полученное отношение для него пп, примем
по ГОСТ 2185-66 [2, c.36]
Нормальный модуль зацепления вычисляется по формуле:
, примем mn=6мм по ГОСТ 9563-60 [2, c.36]
Назначим количество зубьев: для шестерни z1=25, для колеса: z2=z1·u2=25·4=100.
Делительные диаметры:
для шестерни d1=mn*z1=6*25=150мм
для колеса d2=mn*z2=6*100=600мм
Диаметры окружностей вершин зубьев:
для шестерни da1=d1+2mn=150+2·6=162мм
для колеса da2=d2+2mn=600+2·6=612мм
Ширина колеса: b2=ψba*aw=0.25·400=100мм
Ширина шестерни на 5 мм больше: b1=b2+5=105мм
Проверим передачу на контактную прочность.
Коэффициент ширины шестерни по делительному диаметру:
Окружная скорость колес:
.
Найдем коэффициент нагрузки:
KH=KHα*KHβ*KHυ,
где KHα=1,09 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [2, т.3.4]
КНβ=1.07 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям
KHυ=1,05-коэффициент динамичности нагрузки при скорости 
[2, т.3.6]
Таким образом, KH=1,07·1,09·1,05=1,225
Контактное напряжение находится по формуле:
Необходимое условие прочности выполнено.
Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба.
Расчет будем вести по тому колесу, для которого отношение [σF]/yF меньше, где [σF] - допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на выносливость, yF – коэффициент формы зуба.
Принимаем yF=3.9, yF=3.6 [2, c.42]
,
где 
=1.8·HB - предел контактной выносливости зубьев
при изгибе [2, т.3.9];
Для шестерни: 
Для колеса: 
- коэффициент
запаса прочности.
=1,75, для поковок и штамповок 
=1, 
=1,75·1=1,75
[2, т.3.9]
Допускаемые напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни: 
для колеса: 
Определим наименее прочное колесо передачи по отношению [σF]/yF:
для шестерни: [σF1]/yF1=237/3,9≈61МПа
для колеса: [σF2]/yF2=206/3,6≈57МПа
Следовательно, расчет на выносливость по напряжению изгиба будем вести по колесу. Напряжение изгиба:
, где 
- окружная сила, действующая на зуб колеса; kF – коэффициент нагрузки.
kF = KFβ*KFυ , где KFβ=1,145-коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба [2, т.3.7]; KFυ=1,25 - коэффициент динамичности нагрузки [2, т.3.8], получаем: kF=1,145·1,25=1,431.
Таким образом, 
.
Найденное значение меньше
допустимого.
4.2. Расчет соединения промежуточного вала с шестерней цилиндрической передачи:
Посадочный диаметр на промежуточный вал 
, где : :
исел зубтьт эвках и напряжением изгибастерни:для прямозубых м расположение
колес, твердости НВ, [τk]=25МПа -пониженное допускаемое напряжение при кручении; dв=31мм (см. п.3.2)
Длина ступицы шестерни: LCT=1,2·31≈38мм, однако длина ступицы не может быть меньше ширины шестерни, поэтому: LCT=b1=105мм.
Для соединения вала с шестерней используем шпоночное соединение.
Подберем длину шпонки приблизительно на 10 мм меньше длины ступицы: lшпонки=90мм (по ГОСТ 23360-78).
Справочные данные шпоночного соединения [2, т.8.9]:
ширина шпонки: b=16мм,
высота шпонки: h=10мм,
длина шпонки: l=90мм,
глубина паза в валу t1=6мм,
глубина паза в ступицу t2=4мм.
Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:
, где 
- допускаемое напряжение смятия.
- сила, действующая на
шпонку,
- площадь смятия.
, необходимое условие на
прочность соблюдается.
5. РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА ПРИВОДА
5.1 Подберем геометрические размеры по ГОСТ.
Ведущий вал сделан из легированной стали СТ 40 Х ГОСТ 1050-74 [3, т. 9]
1) Диаметр вала под муфтой
dk=dэд=38мм, где dэд - диаметр вала электродвигателя.
2) Диаметр вала под подшипником качения
dп>dk на 7-10мм, dп=45мм
3)Диаметр промежуточного участка вала
dk< dk-п<dп, 38< dk-п<45, примем dk-п=42мм
4) Диаметр вала под ведущим шкивом, диаметр буртика
Диаметр вала под ведущим шкивом: 
, где Т1 - момент вращения
ведущего вала; 
МПа- допускаемое напряжение
при кручении.
dб> dп и dб>d (на 5-7мм большего)
dб=50мм
5) Длина участка вала под муфтой
≈53
мм
Где L- длина муфты.
6) Длина промежуточных участков вала 
и
длина вала под подшипниками 
:
, где 
- ширина подшипника. Вал держится на радиально-упорных
конических подшипниках качения 7309 (средняя серия) [1, т. 16.9].
7) Длина участка вала буртика
8) Длина участка вала под ведущим шкивом
, где b – ширина обода шкива
5.2 Подбор шпоночного соединения с валом по ГОСТ-23360-78
Длина ступицы ведущего шкива: LCT=1,8·23≈42мм
Справочные данные шпоночного соединения [2, т.8.9]:
ширина шпонки: b=8мм,
высота шпонки: h=7мм,
длина шпонки: l=32мм,
глубина паза в валу t1=4мм,
глубина паза в ступицу t2=3,3мм.
Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:
, где - допускаемое напряжение смятия.
- сила, действующая на
шпонку,
- площадь смятия.
, необходимое условие на
прочность соблюдается.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособие.- 3-е изд. перераб. и. доп. – Минск.: Высшая школа, 1986.- 400 с.:ил.
2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.
3. Анурьев В.И. справочник конструктора-машиностроителя : В 3-х т. Т. 1.–
5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1979.– 728с., ил.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.