3.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

3.3.1 Обод

- внешние углы зубьев притупляются фаской:

с≈ 0,5 ∙ m_e = 0,5 ∙ 7,88= 3,94 мм

- внешний диаметр вершин зубьев

для шестерни d_ае1=172,89 мм;

для колеса d_ае2=633,81 мм;

- толщина S определяется по формуле:

S = 2,5 ∙ m_e + 2 мм = 2,5 ∙ 7,88 +2 = 21,7 мм

- ширина базового торца зубчатого венца

b_т = ( 1,0…1,1) ∙ S = 1 ∙ 16 = 21,7 мм

- ширина зубчатого венца b = 90 мм

3.3.2 Диск

- толщина диска “C” для конструкции зубчатых колёс принимается из соотношения С ≥ 0,25 ∙ b,C = 18 мм;

3.3.3 Конструирование ступицы

для колеса

- внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала d_в,

т.е. d_ст= d_в=42 мм;

- наружный диаметр ступицы

d_ст = 1,55∙ d_в =1,55 ∙ 42 = 65,1 мм по Ra40 d_cт = 66 мм

- длина ступицы

l_cт = (1,2…1,5) ∙ d_в = 1,4 ∙ 42=58,8мм

для шестерни

- внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала d_в,

т.е. d_ст= d_в=24 мм;

- наружный диаметр ступицы

d_ст = 1,55∙ d_в =1,55 ∙ 24 = 37,2 мм по Ra40 d_cт = 38 мм

- длина ступицы

l_cт = (1,2…1,5) ∙ d_в = 1,4 ∙ 24=33,6мм

4 РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1 Выбор материала валов и определение допускаемых напряжений

4.1.1 Выбор материала

Сталь 45: σ_в = 600 МПа, σ_-1 = 360 МПа;

4.1.2 Определение допускаемых напряжений на изгиб

где σ_-1 – предел выносливости, МПа, σ_-1 =360 МПа;

[n] – коэффициент запаса прочности, [n] = 2 [3];

K_σ – коэффициент концентрации напряжений, K_σ = 2 [3];

4.2 Компоновка редуктора

Рисунок 2. Эскизная компоновка редуктора

B₁=30 мм; b=90 мм; В₂=122,5 мм;

l₁=

;

l₄=

4.3 Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора

Рисунок 3. Пространственная схема сил, действующих на валы редуктора.

4.4 Расчёт быстроходного вала и выполнение рабочего чертежа

И сходные данные

F_t=1710,943 Н;

F_a=150,653 H;

F_r=604,235 H;

F_n=1716 H;

T=116,173 H∙м;

d₁=0,136 м;

l₁= 0,055 м;

l₂= 0,123 м; Рисунок 4. Расчётная схема

l₃= 0,074 м;

Воспользуюсь эскизной компоновкой редуктора и пространственной системой сил,

строю схему нагружений в вертикальной плоскости.

4.4.1 Вертикальная плоскость

а) Определяем реакции опор:

∑М_А=о; R_В∙0,123-F_t∙(0,074+0,123)=0

∑М_В=о; R_A∙0,123-F_t∙0,074=0

Проверка: ∑y=0; R_В-F_t-R_A=2740,291-1710,943-1029,348=0

б) Определение изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

4.4.2 Горизонтальная плоскость

а) Определяем реакции опор:

∑М_А=о; R_В∙0,123-F_n∙0,055+F_a∙0,068-F_r∙0,197=0

∑М_В=о; Fa∙0,068+ Fn∙0,178-R_A∙0,123- F_r∙0,074=0

Проверка:

∑y=0; R_A +R_В- F_r – F_n =2203,3+117,1-604,24-1716,15=0

б) Определение изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

По найденным значениям строим эпюру изгибающих моментов.

4.4.3 Суммарные изгибающие моменты

По найденным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

4.4.4 Суммарные реакции опор

4.4.5 Крутящие моменты

Т_кр=116,173 Н∙м

По найденным значениям строим эпюру крутящих моментов.

4.4.6 Эквивалентные моменты

По найденным значениям строим эпюру эквивалентных моментов.

4.4.7 Диаметры вала в сечениях

принимаю по Ra40 d₁ = 24 мм;

принимаю по Ra40 d₁ = 30 мм;

принимаю по Ra40 d₁ = 30 мм;

принимаю по Ra40 d₁ = 24 мм