Разработка технологического маршрута, термической обработки стальных заготовок и деталей машин (стр. 2 из 3)
4.Определяем коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца кβ1=1,06, кβ2=1
5.Определяем коэффициент динамической нагрузки кV=1,1.
6.Определяем межосевое расстояние по выражению:
(13) 
мм 
мм7.С этого блока проводится проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной(пусковой) нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубчатых колес.
Контактное напряжение при действии максимальной нагрузки определить из выражения:
,МПа(14) 
=928,67 МПа 
=1110,8 МПа8.Определить допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки:
(15) 
МПаσHmax<[ σHPmax]-данное условие выполняется
9.Выбираем угол наклона β=0
10.Выбираем число зубьев шестерни Z1=25
11.Рассчитать число зубьев колеса Z2=Z1·U=25·3,12=78
12.Определить модуль передачи
(16) 
Округляем до ближайшего целого числа 3.
13.Определение рабочую ширину зацепления:
(17) 
14.Определяем проверку зубьев для предотвращения усталостного излома.
YF1=3,92, YF2=3,61
15.Определить наиболее слабый элемент передачи по минимальному соотношению:
[σFP]/YF=min(18)205,7/3,92=52,47-слабое звено передачи шестерня
322,1/3,61=89,22
16.Для наиболее слабого звена определяем напряжения изгиба, действующего в ножке зуба:
(19) 
МПаσF<[σFP] условие выполняется
17.Осуществляем проверочный расчет для предотвращения остаточной деформации.
,(20)где σFPlimmax-предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций и хрупкого излома, МПа;
σFPlimmax=4,8·HB-при нормализации и улучшении.
МПа18.Определить слабый элемент передачи:
[σFPmax]/YF=min(21) 960/3,92=244,89 960/3,61=265,9- слабый элемент передачи колесо19.Определить максимальное напряжение изгибу при действии максимальной нагрузки:
(22) 
МПаσFmax<
[σFPmax],условие выполняется.20.Определить размеры зубчатой пары: -ширину колеса b=b2=45,86 мм
-ширину шестерни b1=b2+5=50,86 мм
-высоту ножки зуба ha=m=2,9 мм
-диаметры окружностей впадин:
; 
(23) 
; 
-диаметры вершин зубьев:
; 
(24) 
; 
-диаметры окружностей впадин:
; 
.(25) 
=65; 
21.Определить силы, действующие в зацеплении:
-окружную силу
(26) 
Н 
Н-радикальную силу
(27) 
Н 
Н-осевую силу
(28) 
Н 
Н4. Разработка вала привода
Разработка валов привода содержит в себе все основные стадии проектирования: техническое предложение, эскизный проект, технический проект.
В начальной стадии разработки выполняется компоновка валов по полуэмпирическим зависимостям от крутящего момента. После отработки компоновки производится проектировочный расчет диаметра валов по приведенному моменту, т.е. с учетом изгибающих моментов.
Проверка окончательной конструкции проводится в форме проверочного расчета по коэффициентам запаса выносливости в опасных сечениях. Опасными сечениями являются сечениями, в которых действуют максимальные нагрузки или имеются концентраторы напряжений: шпоночный паз, галтель и т.д.
4.1 Расчет вала привода
Исходные данные:
-межосевое расстояние, а=150 мм,
-диаметры колес, dw1=72,5 dw2=226,2,da1=78,5, da1=232 мм,
-ширина колес, b1=114, b1=45,86 мм,
Диаметры валов dвал1=39,31, dвал2=28,55 мм,
Размеры ступиц колес:
Lст=Dст=1,8·39,31=70,758 мм,
Lст=Dст=1,7·28,55=48,535 мм,
δ=10 мм,
с2=3 мм,
с3=7 мм,
с4=13 мм,
с5=12 мм,
с6=27 мм,
с7=7 мм,
к=f(dбай)=40 мм,
S=40+10+6=56 мм,
D1=55 мм,
B1=9 мм,
R1=0,5 мм,
D2=62 мм,
B2=9 мм,
R2=0,5 мм,
h=6,4 мм,
h1=8 мм,
h2=h1=8 мм,
h3=6 мм,
h4=5 мм,
h5=3 мм.
4.2 Расчет вала на усталостную прочность
1. Определить опорные реакции.
Исходные даны:
l1=70 мм
l2=50 мм
l3=52 мм
Реакции опоры вала от сил Ft1,Ft2
; 
(29) 
H∙м; 
H∙мРеакции опоры от сил Fr1,Fr2
;(30) 
(31) 
Н∙м; 
Н∙мРеакции опоры от силы Fx1
(32) 
Суммарные реакции:
(33) 
Н∙м 
Н∙м3.Определить изгибающие моменты в сечениях и построить их эпюры при действии от каждой группы сил.
от сил Ft1,Ft2
,(34) 
от сил Fr1,Fr2
; 
(35) 
Н∙м 
Н∙м