Конструктивный расчет размеров шестерни и колеса. Расчет зубчато-ременной передачи привода. Проверка прочности шпоночных соединений

удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической резьбой. Под цилиндрическую пробку ставят уплотняющую прокладку из кожи, маслостойкой резины.

Для смазывания подшипников применяем пластичные смазочные материалы. Наименование и марка смазки: ЦИАТИМ-202 ГОСТ 11110-75.

Для обеспечения смазки быстроходной ступени установим смазочное зубчатое колесо из пластмассы.

9. Выбор и проверка муфты.

Для предохранения деталей передач от разрушений при возникновении случайных перегрузок применим МУВП – муфту упругую втулочно-пальцевую 31,5–16–I.1–28–I.1 ГОСТ 21424-75 [4, с.189] (Номинальный крутящий момент 31,5 Нм, одна из полумуфт диаметром d = 16 мм, тип I, исполнение 1, другая d = 28 мм, тип I, исполнение 2).

Стальные пальцы рассчитываем на изгиб как консольные балки:

, где К = 1,5 – запас прочности, Т₄=22,242 – момент на 1–ом валу, b = 55мм длина плеча пальца, z_п = 10 – число пальцев, d_п=24мм – диаметр пальца, D_п = 250мм – диаметр положения пальцев

Резину рассчитаем на смятие:

Получили, что принятая муфта полностью удовлетворяет передачи крутящего момента.

Рис. Геометрические параметры муфты.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 улучшенная.

Напряжение смятия и условие прочности: , где

Т – момент на валу;

d – диаметр вала в месте установки шпонки;

l –  длина шпонки;

h – высота шпонки;

b – ширина шпонки;

t₁ – глубина шпоночного паза

Допускаемое напряжение смятия: , где

 - предел текучести материала;

 - допускаемый коэффициент запаса прочности;

.

Проверка шпонки на срез: , где

, где

n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

τ_-1= 0,43·σ_B  = 335,4 МПа – предел выносливости, где σ_B=780 МПа –  предел прочности для стали 45.

Быстроходный вал

Примем на выходной конец вала шпонку 6´6´20 по ГОСТ 23360 – 78.

Рис. Геометрия шпоночного соединения.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, h = 6 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 20-6=14 мм – рабочая длина шпонки, d = 20 мм – диаметр вала.          МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, b = 6 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 20-6=14 мм – рабочая длина шпонки, d = 20 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Шпонка под шестерней

Примем шпонку 8´7´25 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 25-6=19 мм – рабочая длина шпонки, d = 30 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 42,277 Нм – момент на валу, b = 8 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 25-6=19 мм – рабочая длина шпонки, d = 30 мм – диаметр вала,

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Промежуточный вал

Примем шпонку 8´7´36 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

,  где Т = 127,885 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 36-8=28 мм – рабочая длина шпонки, d = 25 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, где Т = 127,885 Нм – момент на валу, b = 8 мм – ширина шпонки, l_p = l-b= 36-8=28 мм – рабочая длина шпонки, d = 25 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Тихоходный вал

Примем на выходной конец шпонку 8´7´40 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

, где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 24 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, . где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, b = 8 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 24 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

Шпонка под колесо

Примем шпонку 8´7´40 по ГОСТ 23360 – 78.

Проверим шпонку на смятие:

   , где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, h = 7 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 35 мм – диаметр вала.

 МПа 

Проверим шпонку на срез:

, . где Т = 150,4395 Нм – момент на валу, b = 8 мм – высота шпонки, l_p = l-b= 40-8=32 мм – рабочая длина шпонки, d = 35 мм – диаметр вала.

 МПа 

В результате расчета получили, что выбранная шпонка полностью удовлетворяет условию прочности шпоночного соединения.

11. Расчет посадки с натягом.

Подобрать посадку, обеспечивающую соединение цилиндрической шестерни с входным валом.

Рис.   Расчетная схема соединения с натягом

Расчет минимального натяга

Определим удельное давление на сопрягаемых поверхностях при действии крутящего момента:

где     k = 2 – коэффициент надежности соединения

M =  Нм – действующий крутящий момент;

d = 25 мм – диаметр вала

l = 40 мм – ширина колеса (длина соединения)

f = 0,1 – коэффициент трения при сборке с нагревом охватывающей детали или с охлаждением охватываемой;

.

Наименьший натяг в соединении определяют по формуле:

,

где Е₁ и Е₂ – модули упругости материала, вала и колеса (для стали Е = 2,1×10⁵ Мпа); С₁ и С₂ – коэффициенты, определяемые как

,

где m₁ и m₂ – коэффициенты Пуассона для материала вала и колеса (для стали m = 0,3)

d = 25 мм – номинальный диаметр соединения;

d₁ = 0 мм – внутренний диаметр (сплошной вал);

d₂ = 40 мм – наружный диаметр (диаметр охватывающей детали);

Расчетный натяг для выбора посадки определяют по формуле:

N_расч = N_min + 1,2(Rz₁ + Rz₂),

где Rz₁ и Rz₂ шероховатости поверхности вала и отверстия