Структура и принцип работы механизма (стр. 2 из 2)

Модуль передачи:

m ≥

= = 0,002 м

K_m = 6,6 – для прямозубых колес [1].

Т_FЕ2 = К_FД Т₃ – эквивалентный момент на колесе, где:

К_FД = К_FЕ

≤ 1

Коэффициент эквивалентности:

К_FЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])

N_FG = 4 · 10⁶ – базовое число циклов нагружений.

К_FД = 0,68 ·

= 1

Т_FЕ2 = 1 · 540 = 540 Н·м.

Принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев:

z_Σ = 2 α_w2 / m = 2 · 180 / 2 = 180

Число зубьев шестерни и колеса:

z₁ = z_Σ / (U₂ + 1) = 180 / (4,63 + 1) = 32

z₂ = z_Σ - z₁ = 180 – 32 = 148

Фактическое передаточное число:

U_2ф = z₂ / z₁ = 148/32 = 4,625

Отклонение от заданного передаточного числа: 0,1% < 4%

Делительные диаметры:

d₁ = mz₁ = 2 · 32 = 64 мм

d₂ = 2 α_w2 - d₁= 2 · 180 - 64 = 296 мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2(1 + х₁ – у)m = 64 + 2 · 2 = 68 мм

d_f1 = d₁ – 2(1,25 – х₁)m = 64 – 2,5 · 2 = 59 мм

d_a2 = d₂ + 2(1 + х₂ –у)m = 296 + 2 · 2 = 300 мм

d_f2 = d₂ – 2(1,25 – х₂)m = 296 – 2,5 · 2 = 291 мм

x₁ = x₂ = 0; y = -(α_w2 – α)/m = -(180 – 180)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.

α = 0,5m(z₂ + z₁) = 0,5 · 2 (148 + 32) = 180 – делительное межосевое расстояние

Размеры заготовок колес:

D_заг = d_a2 + 6 = 300 + 6 = 306 мм > D_пред = 125 мм

С_заг = 0,5b₂ = 0,5 · 45 = 22,5 мм

S_заг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S_пред = 80 мм

Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с

D_пред = 315 мм

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₃ / d₂ = 2 · 540 / 0,296 = 3649 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 3649 · tg 20° = 1328 H

6.4 Расчет действительных контактных и изгибных напряжений и сравнение их с допускаемыми

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_tЕ · К_Fα · К_Fβ · K_FV · Y_β · Y_F2 / b₂ · m ≤ [σ]_F2

в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

К_Fα = 1 – для прямозубых колес. [1]

К_Fβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]

Окружная скорость в зацеплении:

V =

= 3,14 · 0,296 · 40,1 / 60 = 0,6 м/с

Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].

K_FV = 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].

Y_β = 1 - β°/140 = 1

Коэффициент формы зуба: Y_F1 = 3,7, Y_F2 = 3,6, табл. 2.8 [1].

F_tЕ = К_FДF_t = 3649 Н – эквивалентная окружная сила.

σ_F2 = 3649 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,045 · 0,002 = 165 МПа ≤ [σ]_F2 = 256 МПа

σ_F1 = 165 · 3,7 / 3,6 = 170 ≤ [σ]_F1 = 294 МПа

Условие выполняется.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 =

К_Н = 3,2 · 10⁵ – для прямозубых колес [1]

К_Нα = 1; К_Нβ = 1 [1]; К_НV = 1,05 табл. 2.9 [1].

σ_Н2 =

= 512 МПа ≤ [σ]_Н = 514 МПа

Условие выполняется.

7 Расчет отклонений от геометрической формы рабочего чертежа зубчатого колеса

Расчет ведем по [1].

Допуск цилиндричности посадочной поверхности (посадка зубчатого колеса на вал) назначают, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений.

Т ≈ 0,5t,

где t – допуск размера поверхности.

Поверхность Ø60Н7. Следовательно, t = 30 мкм.

Т ≈ 0,5 ∙ 30 = 15 мкм.

Допуск перпендикулярности торца ступицы задают, чтобы создать точную базу для подшипника качения, уменьшить перекос его колец и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца.

Т’ на диаметре d_cт при l/d ≥ 0,7 по табл. 22.7 [1]. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников – 8.

Т’ = 25 мкм.

Допуски симметричности и параллельности шпоночного паза задают для обеспечения возможности сборки зубчатого колеса с валом и равномерного контакта поверхностей шпонки и шпоночного паза.

Допуск параллельности шпоночного паза:

Т’’ ≈ 0,5t_шп,

где t_шп – допуск ширины шпоночного паза.

На ширину шпоночного паза чаще всего задают поле допуска JS9.

Ширина шпоночного паза: 18JS9. t_шп = 43 мкм.

Т’’ ≈ 0,5∙ 43 = 21,5 мкм.

Допуск симметричности шпоночного паза:

Т’’’ ≈ 2t_шп = 2 ∙ 43 = 86 мкм.

Список использованной литературы

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998