4.3. Расчет межосевого расстояния

,

где a_w – межосевое расстояние, мм;

E_пр – приведенный модуль упругости, Е_пр = 2,110⁵ МПа;

T₂ – вращающий момент на колесе, Нм;

K_H – коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки;

u – передаточное число;

_ba – коэффициент ширины зуба относительно межосевого

расстояния: _ba = b_w / a_w;

Согласно таблице П.3.

Выбираем ba = 0,25 –схема 3 (рис. П.3) из ряда чисел (таблица П.4), для несимметричного расположения относительно опор и .

Согласно таблице П.5 для схемы 3 – несимметричного расположения колес относительно опор, находим

Подставляя и другие значения в формулу для расчета а_w, находим:

мм Принимаем стандартное значение аw = 150 мм (из ряда Ra 40 таблица П.4)

,

где b_w – рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм;

. Принимаем мм

4.4.Выбор модуля (рис. П.2)

Выбираем промежуточное значение m = 2,5 мм из полученного диапазона. Примечание. Выбираем такое число из стандартного ряда (таблица П.4), при котором получаем целое число для , где .

Сумма чисел зубьев составляет:

– целое число зубьев.

Для шестерни число зубьев находим по формуле: - из требования неподрезания зубьев.

. Округляем до ближайшего целого числа: Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса : зуба.

Фактическое передаточное отношение зубчатой передачи составляет:

Делительные диаметры зубчатых колес соответственно равны:

Отклонение передаточного отношения от заданного значения не превышает нормы:

4.5. Расчет диаметров

• Делительные диаметры:

мм; мм.

Найденные значения сопоставляем с предельными диаметрами заготовок из таблицы П.1. Необходимо обеспечить:

.

• Диаметры вершин зубьев:

;

мм; мм.

• Диаметры впадин зубьев:

;

мм; мм;

• Диаметр отверстия ступицы колеса (под вал):

;

мм.

Принимаем мм.

Заполняем недостающие размеры в чертеже детали и таблицу для зубчатого

колеса, как это показано в приложении 1.

5. Расчет шпоночного соединения

Вращающий момент с зубчатого колеса на вал передается за счет шпоночного соединения ступицы колеса с валом. Для этого шпонка, как соединительная деталь, врезается на половину своей высоты в тело вала, а в ступице колеса проделывается паз под шпонку.

В ращающий момент Т с вала на ступицу колеса передается узкими боковыми гранями шпонки. При этом на гранях возникают напряжения смятия σ_см, а в продольном сечении шпонки – напряжения среза τ_ср.. Условие прочности запишется:

- по напряжениям смятия - по напряжения среза

τ_ср = ,

где ;

d - диаметр вала; h – высота, а b – ширина шпонки; l_p - рабочая длина шпонки, L – общая длина шпонки.

У стандартных шпонок размеры “b” и “h” подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Расчетом на прочность определяется лишь длина шпонки, а размеры сечения b*h выбираются из справочника по диаметру вала (см. таблицу).

Диаметр вала dB, мм	b	h	L
Свыше 12 до 17 .	5	5	10…56
17 до 22	6	6	14…70
22 до 30	8	7	18…90
30 до 38	10	8	22…110
38 до 41	12	8	28…140
И т.д.

Диаметр вала составляет 36 мм, тогда, исходя из таблицы, для сечения шпонки находим b= 10 мм, h= 8 мм.

Принять допускаемое напряжение смятия для материала шпонки из стали

МПа.

Формулу по расчету рабочей длины шпонки находим из общего выражения для напряжений смятия:

; l_р = = 24,66 мм.

Общий размер шпонки составит величину: L = l_P + b = 24,66 + 10 = 34,66 мм.

Округляем найденное до целого числа, т.е. L = 35 мм. ( b_w = 38 мм). Это означает, что шпонка не требует увеличивать размер ступицы колеса, т.к.

b_w> L.

Библиографическое описание

1. Надеждин И.В. Кинематический расчет приводов технологического оборудования: Пособие / РГАТА.- Рыбинск.- 2002. – 46 с.

2. Трусов В.В. Жуков Д.В. Прочностные расчеты зубчатых передач редукторов и коробок скоростей (примеры расчета): Учебное пособие / РГАТА.- Рыбинск. –2003. – 93 с.

Ч ертеж зубчатого колеса. Приложение 1.