4.1.3 Расчет соединения колеса с валом
Для соединения колеса с валом применяется шлиц. По посадочному диаметру d=102 мм [из п. 4.1.1] подберем основные параметры шлицевого соединения.
Количество зубьев z=10 [3, т. 4.5]; диаметр выступов зубьев D=112 мм [3, т. 4.5]; ширина зуба b=16 мм[3, т. 4.5]; диметр впадин зубьев d1=102 мм [3, т .4.5]; высота фаски у кромки зуба f=0.5 мм [3, т. 4.5]; радиус закругления впадины r=0.5 мм [3, т. 4.5]; высота зуба h=10 мм [3, т. 4.5].
Длина шлица определяется как: lШЛ=lПМ-2мм
Обозначения: lШЛ-длина шлица; lПМ-длина полумуфты.
В данном случае длина полумуфты есть длина ступицы зубчатого колеса, т.е. lПМ=LCT,
где LCT=200 мм [из п. 4.1.2]. Таким образом длина шлица lШЛ=200-2мм=198 мм.
Рассчитаем
шлиц на прочность при смятии: 
(22), где
TP=kP*T4 (23)
Обозначения: σСМ-расчетное напряжение при смятии; [σСМ]-допускаемое напряжение на смятии; ТР-максимальный крутящий момент; kP-коэффициент режима работы; T4-крутящий момент на ведомом валу зубчатой передачи; D-диаметр выступов зубьев;
lШЛ-длина шлица; z-количество зубьев; h-высота зуба; φ-коэффициент неравномерного распределения нагрузки на шлиц;
Определим данные: [σСМ]=80 МПа [1, т. 4.5]; D=112 мм [3, т. 4.5]; z=10 [3, т. 4.5]; h=10 мм [3, т. 4.5]; φ=0.75 [из лек.]; kP=2 [1, т. 17.1]; Tk=5318*1000 Н*мм [из п. 1.1.7];
Подставим в (23)→(22),
получим 
МПа<80 МПа.
Найденное значение меньше допустимого.
5 РАСЧЕТА ВЕДУЩЕГО ВАЛА
Выберем материал для вала: сталь 45 ХН, улучшение, с приделом прочности σВ=980 МПа [3, т. 10.6] и приделом текучести σГ=790 МПа [3, т. 10.6].
5.1 Расчет конструктивных размеров червячного колеса
Выберем материал [3, т. 10.6]:
Материал венца червячного колеса Бр. ОЦС 6-6-3 (отливка в землю); допускаемое контактное напряжение не зависит от скорости скольжения. Допускаемое контактное напряжение [σН]=133 Н/мм2 [3, т. 11.7]; допускаемое напряжение изгиба [σF]=45 Н/мм2 [3, т. 11.7]. Материал червяка сталь 45, закаленная до твердости HCR 45, витки шлифованные.
Предварительно примем коэффициент диаметра червяка q=10 [3, т. 11.4], коэффициент нагрузки K=1.3 [3, т. 11.10].
Определим число заходов червяка [3, т. 11.1] в зависимости от передаточного отношения U=8 [из п. 1.1.5]. Число заходов z1=4, тогда число зубьев червячного колеса
z2=U*z1=8*4=32.
Найдем
межосевое расстояние:
(24)
Обозначения: z2-число зубьев червячного колеса; q-коэффициент диаметра червяка; T3-крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора; К-коэффициент нагрузки; [σН]-допускаемое контактное напряжение;
Определим данные: q=10 [3, т. 11.4]; T3=1359 Н*м [из п. 1.1.7]; K=1.3 [3, т. 11.10];
[σН]=133 Н/мм2 [3, т. 11.7].
Подставим
известные значения в (24), получим 
мм
Определим
модуль зацепления червячной передачи 
мм по
ГОСТу принимаем модуль зацепления m=14 мм [3, т. 10.1]
Обозначения: a-межцентровое расстояние; z2-число зубьев червячного колеса; q-
коэффициент диаметра червяка.
Примем
окончательное межосевое расстояние 
мм
назначим a=295 мм (кратен 5), т.к. ГОСТом не предусмотрены близкие к 294 мм значения.
Определим основные размеры червяка и червячного колеса.
Определим данные: коэффициент диаметра червяка q=10 [3, т. 11.4]; коэффициент нагрузки K=1.3 [3, т. 11.10]; модуль зацепления m=14 [ранее принят]; число зубьев червячного колеса z2=32[ранее установлен].
Диаметр делительной окружности винтовой линии d1=q*m=10*14=140 мм
Диаметр окружностей выступов винтовой линии da1=d1+2*m=140+2*14=168 мм
Диаметр окружностей впадин винтовой линии df1=d1-2.4*m=140-2.4*14=106.4 мм
Длина нарезки винтовой линии червяка b1≥(12.5+0.09*z2)*m+35…40 мм= (12.5+ 0.09* *32)*14+36 = 251.32, назначим b1=252 мм [3, т. 11.11]
Угол подъема винтовой линии червяка γ=23057/45//
Делительный диаметр червячного колеса d2=z2*m=32*14=448 мм
Диаметр окружностей выступов зубьев da2=d2+2*m=448+2*14=476 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев df2=d2-2.4*m=448-2.4*14=414.4 мм
Начальный диаметр колеса daM2≤da2+m=476+14=490 мм [3, т. 11.11]
Ширина зубчатого венца червячного колеса b2≤0.67*da1=0.67*168=112.6 назначим b2=110 мм [3, т. 11.11].
5.2 Расчет ведущего
вала зубчатой передачи
 |
 |
|||||
 |
|||||
 |
|||||
|
 |
|||||
 |
|||||
|
|||||
5.2.1 Определим усилии, действующие в зацеплении.
Усилия действующие на червячное колесо:
окружное PЧК=2*T3/dЧК
радиальное FЧК=PЧК*tg(α)
осевое QЧК=2*T2/dЧЕР
Усилия действующие на зубчатое колесо:
окружное PЗК=2*T3/dЗК
радиальное FЗК=PЗК*tg(α)
Обозначения: PЧК-окружное усилие действующее на червячное колесо; T3-крутящий момент на валу червячного колеса; dЧК-делительный диаметр червячного колеса; FЧК-радиальное усилие действующее на червячное колесо; α-угол зацепления; QЧК-осевое усилие действующее на червячное колесо; T2-крутящий момент на валу червяка; dЧЕР- диаметр делительной окружности винтовой линии червяка; PЗК-окружное усилие действующее на шестерню; dЗК-диаметр средней окружности шестерни; FЗК-радиальное усилие действующее на шестерню.
Определим данные: T3=1359 Н∙м [из п. 1.1.7]; dЧК=d2=448 мм [из п. 5.1]; α=200 [примечание к 3, т. 13.1]; Т2=236 Н∙м [из п. 1.1.7]; dЧЕР=d1=140 мм [из п. 5.1]; dЗК=d1=171 мм [из п. 3.1.6].
Подставим известные значения:
PЧК=2*1359*1000/448=6066.96 Н; FЧК=6066.96*tg(20)=2208.19 Н; QЧК=2*236*1000/140=
=3371.43 Н; PЗК=2*1359*1000/171=15894.74 Н; FЗК=15894.74*tg(20)=5785.21 Н;
5.2.2 Определим диаметры участков вала
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.