4 Конструктивные размеры зубчатого колеса.

ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА С ВАЛОМ

4.1.1 Определение посадочного диаметра на вал

Обозначения: d-посадочный диаметр зубчатого колеса на вал; T_k-крутящий момент на ведомом зубчатом колесе; [τ_k]-пониженное допускаемое напряжение при кручении;

Определим данные: T_k=T₄=5318 Н*мм [из п. 1.1.7]; [τ_k]=25 МПа [из лек.]

Подставим значения мм, примемd=102 мм.

4.1.2 Определение основных размеров

Обозначим тип исполнения колес. По диаметру окружностей выступов зубьев

d_a=702 мм [из п. 3.1.6] принимаем колеса литые со спицами.

Расчетные формулы: d_CT=1.6*d (13); L_CT=(1.2-1.5)*d (14); δ=(2.5-4)*m (15); n=0.5*m (16); H=0.8*d (17); H₁=0.8*H (18); C₁=0.2*H (19); S=0.15*H (20); e=0.8*δ (21);

Обозначения: d-посадочный диаметр зубчатого колеса на вал; d_CT-диаметр ступицы; L_CT-длина ступицы; δ-толщина зубчатого венца; m-модуль зацепления; n-ширина фаски; S-ширина спицы; С₁-толщина диска.

Определим данные: m=9 [из п. 3.1.5]; d=102 мм [из п. 4.1.1].

Подставим известные значения в (13)-(21)

d_CT=1.6*102=163.2 мм; L_CT =1.5*102=153 мм, т.к. ширина зубчатого венца b=200 мм [из п. 3.1.6], принимаем L_CT=200 мм; δ=3*9=27 мм; n=0.5*9=4.5 мм; H=0.8*102=81.6 мм; H₁=0.8*81.6=65.3 мм; C₁=0.2*81.6=16.3 мм; S=0.15*81.6=12.2 мм; e=0.8*27=21.6 мм.

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: l_ШЛ=l_ПМ-2мм

Обозначения: l_ШЛ-длина шлица; l_ПМ-длина полумуфты.

В данном случае длина полумуфты есть длина ступицы зубчатого колеса, т.е. l_ПМ=L_CT,

где L_CT=200 мм [из п. 4.1.2]. Таким образом длина шлица l_ШЛ=200-2мм=198 мм.

Рассчитаем шлиц на прочность при смятии: (22), где

T_P=k_P*T₄ (23)

Обозначения: σ_СМ-расчетное напряжение при смятии; [σ_СМ]-допускаемое напряжение на смятии; Т_Р-максимальный крутящий момент; k_P-коэффициент режима работы; T₄-крутящий момент на ведомом валу зубчатой передачи; D-диаметр выступов зубьев;

l_ШЛ-длина шлица; z-количество зубьев; h-высота зуба; φ-коэффициент неравномерного распределения нагрузки на шлиц;

Определим данные: [σ_СМ]=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.]; k_P=2 [1, т. 17.1]; T_k=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 σ_В=980 МПа [3, т. 10.6] и приделом текучести σ_Г=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 [σ_Н]=133 Н/мм² [3, т. 11.7]; допускаемое напряжение изгиба [σ_F]=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; [σ_Н]-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];

[σ_Н]=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 d_a1=d₁+2*m=140+2*14=168 мм

Диаметр окружностей впадин винтовой линии d_f1=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 d_a2=d₂+2*m=448+2*14=476 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев d_f2=d₂-2.4*m=448-2.4*14=414.4 мм

Начальный диаметр колеса d_aM2≤d_a2+m=476+14=490 мм [3, т. 11.11]

Ширина зубчатого венца червячного колеса b₂≤0.67*d_a1=0.67*168=112.6 назначим b₂=110 мм [3, т. 11.11].

5.2 Расчет ведущего вала зубчатой передачи

d_П

d_ПЧК

d_ЧК

d_б

d_ПЗК

d_ЗК

d_КП

l₁

l₂

l₄

l₃

l₅

l₆

l₇

x₁

x₂

x₃

R_A Q_ЧК F_ЧК R_C T₃

d_ЧК/2 P_ЗК

A T₃ B C D

M_x^//

M_x^///

M_x^/

R_A^/ P_ЧК^/ R_C^/ F_ЗК^/

M_y^//

M_y^/

Эпюра Т₃

T₃ T₃=1359 Н*м

5.2.1 Определим усилии, действующие в зацеплении.

Усилия действующие на червячное колесо:

окружное P_ЧК=2*T₃/d_ЧК

радиальное F_ЧК=P_ЧК*tg(α)

осевое Q_ЧК=2*T₂/d_ЧЕР

Усилия действующие на зубчатое колесо:

окружное P_ЗК=2*T₃/d_ЗК

радиальное F_ЗК=P_ЗК*tg(α)

Обозначения: P_ЧК-окружное усилие действующее на червячное колесо; T₃-крутящий момент на валу червячного колеса; d_ЧК-делительный диаметр червячного колеса; F_ЧК-радиальное усилие действующее на червячное колесо; α-угол зацепления; Q_ЧК-осевое усилие действующее на червячное колесо; T₂-крутящий момент на валу червяка; d_ЧЕР- диаметр делительной окружности винтовой линии червяка; P_ЗК-окружное усилие действующее на шестерню; d_ЗК-диаметр средней окружности шестерни; F_ЗК-радиальное усилие действующее на шестерню.

Определим данные: T₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7]; d_ЧК=d₂=448 мм [из п. 5.1]; α=20⁰ [примечание к 3, т. 13.1]; Т₂=236 Н∙м [из п. 1.1.7]; d_ЧЕР=d₁=140 мм [из п. 5.1]; d_ЗК=d₁=171 мм [из п. 3.1.6].

Подставим известные значения:

P_ЧК=2*1359*1000/448=6066.96 Н; F_ЧК=6066.96*tg(20)=2208.19 Н; Q_ЧК=2*236*1000/140=

=3371.43 Н; P_ЗК=2*1359*1000/171=15894.74 Н; F_ЗК=15894.74*tg(20)=5785.21 Н;

5.2.2 Определим диаметры участков вала

Определим посадочный диаметр зубчатого колеса на вал: d_ПЗК(25)

Обозначения: d_ПЗК-посадочный диаметр зубчатого колеса на вал; T₃-крутящий момент на валу червячного колеса; [τ_К]-пониженное допускаемое напряжение при кручении.

Определим данные: T₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7]; [τ_К]=25 МПа [из лек.]

d_ПЗК ≥ примем этот диаметр 80 мм [3, т. 13.1].

Определим диаметр вала подшипника: d_П=d_ПЗК+7…12 мм

Обозначения: d_П-диаметр вала подшипника.

Тогда d_П=80+10=90 мм (кратен 5), по этому диаметру подберем подшипник средней серии, радиально-упорный однорядный [3, т. 15.7]: марка 46318, ширина подшипника B=43 мм.

Определим промежуточный диаметр вала, между подшипником и зубчатым колесом:

основное условие для этого диаметра: d_ПЗК<d_КП<d_П

Обозначения: d_ПЗК-посадочный диаметр зубчатого колеса на вал; d_КП-промежуточный диаметр вала; d_П-диаметр вала подшипника.

Согласно условию назначим d_КП=85 мм.

Определим диаметр вала под червячным колесом: d_ПЧК=d_П+5 мм

Обозначения: d_ПЧК-посадочный диаметр червячного колеса на вал.

Согласно условию назначим: d_ПЧК=95 мм.

Определим высоту заплечиков: h=8 мм [1, т.14.7].

Определим диаметр буртика: d_б=d_ПЧК+2*h=95+2*8=111 мм

5.2.3. Определим длины участков вала

Длина участка вала под зубчатым колесом: l₁=L_CT1-2мм

Длина промежуточного участка вала, участок под подшипником l₂=l₃=l₇=B

Ширина буртика l₄=l₆=20мм [из лек.]

Длина участка вала под червячным колесом l₅=L_CT2, где L_CT2=1.5…1.8*d_ПЧК

Обозначения: L_CT1-длина ступицы зубчатого колеса; L_CT2-длина ступицы червячного колеса; B-ширина подшипника; d_ПЧК-посадочный диаметр червячного колеса на вал.

Определим данные: L_CT1=1.5*d_ПЗК=1.5*80=120 мм [примечание к 3, рис.10.14] и d_ПЗК=80 мм [из п. 5.2.2]; B=43 мм [3, т. 15.7]; d_ПЧК=95 мм [из п. 5.2].

Тогда: l₁=120-2мм=118 мм; l₂=l₃=l₇=43 мм; l₅=L_CT2=1.8*95=171 мм [примечание к 3, рис.11.10];

5.2.4 Найдем участки x₁, x₂, x₃.

x₁=l₁/2+l₂+l₃/2=118/2+43+43/2=123.5 мм;

x₂=l₃/2₊l₄₊l₅/2=43/2+20+171/2=127 мм;

x₃= l₅/2+l₆+l₇/2=171/2+20+43/2=127 мм;

5.2.5 Определим опорные реакции в вертикальной плоскости

ΣM_C=-R_A*(x₃+x₂) – Q_ЧК*d_ЧК/2+F_ЧК*x₂ – P_ЗК*x₁=0

R_A=(– Q_ЧК*d_ЧК/2+F_ЧК*x₂ – P_ЗК*x₁)/(x₃+x₂)

ΣM_A=R_C*(x₃+x₂) – Q_ЧК*d_ЧК/2+F_ЧК*x₃ – P_ЗК*(x₁+x₂+x₃)=0

R_C=( Q_ЧК*d_ЧК/2 – F_ЧК*x₃+P_ЗК*(x₁+x₂+x₃))/(x₃+x₂)

Обозначения: R_A-реакция опоры в точке А; R_C- реакция опоры в точке C; x₁, x₂, x₃-длины участков вала; Q_ЧК-осевое усилие действующее на червячное колесо; d_ЧК- делительный диаметр червячного колеса; F_ЧК-радиальное усилие действующее на червячное колесо; P_ЗК-окружное усилие действующее на шестерню.

Определим данные: x₁=123.5 мм [из п. 5.2.4]; x₂=127 мм [из п. 5.2.4]; x₃=127 мм [из п. 5.2.4]; Q_ЧК=3371.43 Н [из п. 5.2.1]; d_ЧК=d₂=448 мм [из п. 5.1]; F_ЧК=2208.19 Н [из п. 5.2.1]; P_ЗК=15894.74 Н [из п. 5.2.1].

Найдем значения реакций:

R_A=(– 3371.43*448/2+2208.19*127–15894.74*123.5)/( 127+127)=-12100.59 Н

R_C=(3371.43*448/2–2208.19*127+15894.74*(123.5+127+127))/(127+127)=27995.33 Н

5.2.6 Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости

M_x^/=-R_A*x₃=12100.59*127=1536.78*10³ Н*мм

M_x^//=R_C*x₂=27995.33*127=3555.41*10³ Н*мм

M_x^///=P_ЗК*x₁=15894.74*123.5=2598.79*10³ Н*мм

Все данные взяты из п. 5.2.5

5.2.7 Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости

ΣM_C=R_A^/*(x₃+x₂)+P_ЧК^/*x₂-F_ЗК^/*x₁=0

R_A^/=(-P_ЧК^/*x₂+F_ЗК^/*x₁)/(x₃+x₂)

ΣM_A=-R^/_C*(x₃+x₂)+P_ЧК^/*x₃-F_ЗК^/*(x₁+x₂+x₃)=0

R^/_C=( P_ЧК^/*x₃-F_ЗК^/*(x₁+x₂+x₃))/(x₃+x₂)

Обозначения: R^/_A-реакция опоры в точке А; R^/_C- реакция опоры в точке C; x₁, x₂, x₃-длины участков вала; P^/_ЧК-окружное усилие действующее на червячное колесо; F_ЗК-радиальное усилие действующее на шестерню.

Определим данные: x₁=123.5 мм [из п. 5.2.4]; x₂=127 мм [из п. 5.2.4]; x₃=127 мм [из п. 5.2.4]; P_ЧК^/=6066.96 Н [из п. 5.2.1]; F_ЗК^/=5785.21 Н

Найдем значения реакций:

R_A^/=(-6066.96*127+5785.21*123.5)/(127+127)=690.46 Н

R^/_C=( 6066.96*127-5785.21*(123.5+127+127))/(127+127)=-6475.67 Н

5.2.8 Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости

M_y^/=-R_A*x₃=-690.46*127=-87.69*10³ Н*мм

M_y^//=F_ЗК^/*x₁=5785.21*123.5=944.73*10³ Н*мм

5.2.9 Определить суммарный изгибающий момент в каждой точке

Для точки A:=0

Для точки B:Н*мм

Для точки C:Н*мм

Для точки D:=0

Обозначение: M-изгибающий момент.

Дальнейший расчет будем вести для точки В, т. к. точка это наиболее опасное место сечения, по изгибающему моменту Н*мм.

5.2.10 Определим пределы выносливости стали 45 ХН (легированная):

при изгибе σ_-1=0.35*σ_В+70…120 Н/мм²=0.35*980+95=438 МПа

при кручении τ_-1=0.58*σ_-1=0.58*438=254.04 МПа

Обозначения: σ_В-предел прочности; σ_-1-предели выносливости при изгибе; τ_-1-предели выносливости при изгибе.

5.2.11 Нормальные напряжения для сечения под червячным колесом

σ_а=σ_и=Т₃/W (26), где W=(27) [3, т. 13.2]

Обозначения: σ_a-амплитуда циклов нормальных напряжений; σ_и-амплитуда циклов нормальных напряжений в сечении; T₃-крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора; W-момент сопротивления; d-диаметр вала; b-ширина шпоночной канавки; t-глубина шпоночной канавки.

Определим данные: Т₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7]; d=d_ПЧК=95 мм [из п. 5.2.2]; b=28 м[3, т.

4.1]; t=10 мм [3, т. 4.1].

Подставим данные W==73525.23 мм³ и

σ_а=σ_и=Н/мм².

5.2.12 Касательные напряжения отнулевого цикла для сечения под колесом

τ_а=τ_m=τ_max/2=T₃/(2*W_К), где W_К=[3, т. 13.2]

Обозначения: τ_а-амплитуда напряжения циклов касательного напряжения; τ_m-среднее напряжение циклов касательного напряжения; τ_max-максимальное значение напряжения циклов касательного напряжения; T₃-крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора; W_К-момент сопротивления при кручении; b-ширина шпоночный канавки; t-глубина шпоночной канавки.

Определим данные: Т₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7]; d=d_ПЧК=95 мм [из п. 5.2.2]; b=28 м[3, т.

4.1]; t=10 мм [3, т. 4.1].

Подставим значения: W_К=мм³ и

τ_а=τ_m=τ_max/2=1359000/(2*157697.82)=4.3 Н/мм², также τ_max=2*4.3=8.6 Н/мм²

5.2.13 Эффективные коэффициенты концентраций напряжений (шпоночная канавка)

для стали 45 ХН с пределом прочности до 1000 Н*мм³:

эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе k_σ=2 [3, т. 13.2];

эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении k_τ=1.9 [3, т. 13.2].

5.2.14 Масштабные факторы для вала d=95 мм [из п. 5.2.2]:

масштабные факторы для нормальных напряжений ε_σ=0.59 [3, т. 13.3];

масштабные факторы для касательных напряжений ε_τ=0.59 [3, т. 13.3];

5.2.15 Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность, для легированных сталей: ψ_σ=0.25 [3, т. 13.4]; ψ_τ=0.15 [3, т. 13.].

5.2.16 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям (28)

Обозначения: n_σ-коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; σ_-1-предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба; k_σ- эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе; ε_σ- масштабные факторы для нормальных напряжений; σ_a-амплитуда напряжения циклов нормального напряжения; ψ_σ- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность, для легированных сталей; σ_m-среднее напряжение циклов нормального напряжения.

Определим данные: σ_-1=438 МПа [из п. 5.2.10]; k_σ=2 [3, т. 13.2]; ε_σ=0.59 [3, т. 13.3]; σ_а= =18.49 Н/мм² [из п. 5.2.11]; ψ_σ=0.25 [3, т. 13.4]; σ_m=0 [примечание к 3, ф. 13.27].

Подставим данные в (28)

5.2.17 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(29)

Обозначения: n_τ-коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям; τ_-1-предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения; k_τ- эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении; ε_τ- масштабные факторы для касательных напряжений; τ_a-амплитуда напряжения циклов касательного напряжения; ψ_τ- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность, для легированных сталей; τ_m-среднее напряжение циклов касательного напряжения.

Определим данные: τ_-1=254.04 МПа [из п. 5.2.10]; k_τ=1.9 [3, т. 13.2]; ε_τ=0.59 [3, т. 13.3]; τ_а=4.3 Н/мм² [из п. 5.2.12]; ψ_τ=0.15 [3, т. 13.]; τ_m=4.3 Н/мм² [из п. 5.2.12].

Подставим данные в (29)

5.2.18 Общий коэффициент запаса прочности

≥[n](30)

Обозначения: n-общий коэффициент запаса прочности; n_σ-коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; n_τ-коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям; [n]-требуемый коэффициент запаса прочности.

Определим данные: n_σ=6.99 [из п. 5.2.16]; n_τ =17.53 [из п. 5.2.17]; [n]=1.3…1.5 [примечание к 3, ф. 13.21]- требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности; [n]=2.5…4 [примечание к 3, ф. 13.21] - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.

Подставим данные в (30) >4

Таким образом, и прочность и жесткость обеспечены.

5.2.19 Проверка при двукратных перегрузках.

Максимальные напряжения при двукратных перегрузках:

наибольшее нормальное напряжение при передаче валом пикового момента:

σ_max=2*σ_а=2*18.49=36.98 Н/мм², где σ_a-амплитуда напряжения циклов нормального напряжения [из п. 5.2.11];

наибольшее касательное напряжение при передаче валом пикового момента:

τ_max=2*τ_а=2*4.3=8.6 Н/мм², где τ_a-амплитуда напряжения циклов касательного напряжения [из п. 5.2.12];

Коэффициент запаса по сопротивлению пластическим деформациям:

≥[n_Т] (31)

Обозначения: n_Т-коэффициент запаса по текучести; σ_Г-предел текучести; [n_Т]-требуемый коэффициент запаса прочности по текучести.

Определим данные: σ_Г=790 МПа [3, т. 10.6]; [n_Т]=1.3…1.5 [примечание к 3, ф. 13.29]

Подставим значения в (31) >1.5

Этот коэффициент запаса также достаточен.

5.3 Расчет соединения червячного колеса с валом

Соединение является шпоночным

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии: , где

l_Р=l_Ш-b и l_Ш=l_П.М.-10мм, а T_P=k_P*T₃

Обозначения: σ_СМ-напряжение при смятии; d-диаметр вала; l_Р-рабочая длина шпонки; h-высота кулачка; t-глубина паза в валу; l_Ш-длина шпонки; l_П.М-длина полумуфты; [σ_СМ]-допускаемое напряжение при смятии; T_P-расчетный крутящий момент; T₃-крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора.

Определим данные: d=d_ПЧК=95 мм [из п. 5.2.2]; l_П.М.=L_CT2 =171 мм [из п. 5.2.3]; h=16 мм [3, т. 4.1.]; [σ_СМ]=60…100 МПа [из лек.]; k_p=1.5 [1, т. 17.1]; b=28 м [3, т. 4.1]; t=10 мм [3, т. 4.1]; Т₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7];.

Определим радиус закругления шпонки: r=b/2=28 мм/2=14 мм

Обозначения: r-радиус закругления шпонки.

Подставим значения: l_Ш=171-10мм=161 мм, назначим по ГОСТ l_Ш=140 мм [примечание к [3, т. 4.1]].

Рабочая длина шпонки: l_Р=l_Ш-b=140-28=112 мм; T_P=k_P*T₁=1.5*1359=2038.5 Н*м

и тогда МПа < 100 МПа

Найденное значение меньше допустимого.

5.4 Расчет соединения зубчатого колеса с валом

Соединение является шпоночным

Шпонка рассчитывается на прочность при смятии: , где

l_Р=l_Ш-b и l_Ш=l_П.М.-10мм, а T_P=k_P*T₃

Обозначения: σ_СМ-напряжение при смятии; d-диаметр вала; l_Р-рабочая длина шпонки; h-высота кулачка; t-глубина паза в валу; l_Ш-длина шпонки; l_П.М-длина полумуфты; [σ_СМ]-допускаемое напряжение при смятии; T_P-расчетный крутящий момент; T₃-крутящий момент на ведомом валу червячного редуктора.

Определим данные: d=d_ПЗК=80 мм [из п. 5.2.2].; l_П.М.=L_CT2 =120 мм [из п. 5.2.3]; h=20 мм [3, т. 4.2]; [σ_СМ]=60…100 МПа [из лек.]; k_p=1.5 [1, т. 17.1]; b=22 м [3, т. 4.2]; t=12м [3, т. 4.2]; Т₃=1359 Н∙м [из п. 1.1.7].

Определим радиус закругления шпонки: r=b/2=22 мм/2=11 мм

Обозначения: r-радиус закругления шпонки.

Подставим значения: l_Ш=120-10мм=110 мм, примем по ГОСТ l_Ш=100 мм [примечание к [3, т. 4.1]].

Рабочая длина шпонки: l_Р=l_Ш-b=100-22=78 мм; T_P=k_P*T₁=1.5*1359=2038.5 Н*м

и тогда МПа< 100 МПа

Найденное значение меньше допустимого.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Высш. шк., 1986. – 400 с.

2 Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Кн. 2 – М.: Машиностроение, 1986. – 576 с.

3 Чернин И.М. и др. Расчеты деталей машин. – Мн.: Высш. шк., 1974. – 592 с.

4 Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование машин и механизмов. – М.: Высш. школа, 1980. – 238 с.

26