8. Конструирование зубчатых колес
Конструктивные
размеры зубчатого колеса
Элемент колеса |
Размер |
|
Способ получения заготовки - ковка |
||
Обод |
Диаметр |
da2=161,22 мм |
Толщина |
S=2,5mе+2=7,05 мм |
|
Ширина |
b0=S=7,05 мм |
|
Ступица |
Диаметр внутренний |
d=d3=40 мм |
Диаметр наружный |
dст=1,6dk=64 мм |
|
Толщина |
δст=0,3d=12 мм |
|
Длина |
lст=(1,2÷÷1,5)d=50 мм |
|
Диск |
Толщина |
C=0,5(S+ δст)=9,525 мм |
Радиусы закруглений и уклон |
R ≥ 1 |
|
Отверстия |
- |
9. Конструирование корпуса рудуктора
Толщина
стенок корпуса и крышки
принимаем
δ=8мм;
δ1=
принимаем δ1=8мм;
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
;
;
нижнего пояса корпуса:
p=2,35δ = 2,35*8 = 18,8; принимаем р = 20.
Диаметры болтов:
фундаментальных d1 = 0,055Re + 12 = 0,055*84+12 = 16,62 мм;
принимаем фундаментальные болты с резьбой М14;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника
d2 = (0,7÷0,75)d1 =(0,7÷0,75)*16 = 11,2÷12 мм;
принимаем болты с резьбой М12;
болтов, соединяющих крышку с корпусом
d3 = (0,5÷0,6)d1 = (0,5÷0,6)*16 = 8÷9,6 мм;
принимаем болты с резьбой М10.
10. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Материал валов - сталь 40Х, термическая обработка - улучшение; σв = 930 МПа (по табл. 3.3).
Пределы выносливости σ-1 =0,43*930 = 400 МПа и τ-1 =0,58* σ-1 = 0,58*400 = 232 МПа.
Ведущий вал.
У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент Тz = Т1.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.
1) Сечение под подшипником, ближайшего к шестерне:
Суммарный изгибающий момент
Момент сопротивления сечения
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
По
таблице 8.7
Полярный момент сопротивления
мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По
табл. 8.7
коэффициент
=0,1;
Коэффициент
запаса прочности
Для
обеспечения прочности коэффициент
запаса должен быть не меньше [s] = 1,5÷1,7.
Учитывая
требования
жесткости, рекомендуют [s]=2,5÷3,0.
Полученное значение s = 4,23
достаточно.
2) Сечение под подшипником, дальнего от шестерни:
Изгибающий момент:
Момент сопротивления сечения
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
По
таблице 8.7
Полярный момент сопротивления
мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По табл. 8.7 коэффициент =0,1;
Коэффициент
запаса прочности
Полученное значение достаточно.
Ведомый вал.
У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dk2 =40 мм и под подшипником dп2 =35 мм. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т2 = 79,83*103 Н*мм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент
а
под подшипником
1) Сечение под колесом:
Изгибающий
момент
Момент сопротивления сечения
мм3.
Амплитуда
нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где
Полярный момент сопротивления
мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По
табл. 8.7
коэффициент
=0,1;
Коэффициент
запаса прочности
Полученное значение достаточно.
2) Сечение под подшипником:
Изгибающий
момент
Момент сопротивления сечения
мм3.
Амплитуда нормальных напряжений
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где
Полярный момент сопротивления
мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По
табл. 8.7
коэффициент
=0,1;
Коэффициент
запаса прочности
Полученное значение достаточно.