Диаметр вала

Содержание

1.Геометрические параметры…………………………………………………………………

2. Расчет зубчатой передачи на прочность…………………………………………………...

3. Расчет выходного вала на прочность………………………………………………………

4. Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность……………………………...

5. Расчет на прочность штифтового соединения…………………………………………….

6. Определение статического момента трения зубчатой передачи,

приведенного к входному валу……………………………………………………………….

7. Расчет кинематического мертвого хода……………………………………………………

8. Расчет кинематической погрешности………………………………………………………

9. Выбор посадок и полей допусков сопрягаемых деталей………………………………….

10. Чертеж зубчатого колеса (Z₂)

11. Сборочный чертеж

12. Спецификация

1. Выбор материала для зубчатых колёс

Материал	Термообработка	Механические характеристики	Твёрдость
, МПа	, МПа	НВ
Сталь 50	Нормализация

2. Расчёт зубчатых колёс

2.1 Расчёт на контактную выносливость

Предел контактной выносливости

= 2∙ + 70= 2∙ 220+70=510 МПа;

допускаемое контактное напряжение для прямозубой передачи

=0, 9∙ ∙ = ∙ 0, 9=417, 3 Мпа,

Начальный диаметр шестерни

= = = 11, 04 мм,

оэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (график 4.2), =1, 075.

Определим модуль передачи

m ≈ = = 0, 78 мм.

Округляем величину модуля до ближайшего стандартного значения m =0, 8 мм.

Ориентировочное значение межосевого расстояния

= = = 23, 61 мм,

где = = = 0, 22 и .

2.2 Расчёт на контактную выносливость зубьев при изгибе

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (график 4.3) = 1, 1;

базовый предел выносливости зубьев

= 1, 75 = 1, 75 МПа;

допускаемое изгибное напряжение

= 0, 4 = 0, 4 Мпа,

Где коэффициент долговечности .

Коэффициент смещения x = = 0, 17.

Коэффициент формы зуба = 4 (график, рис. 4.4).

Ориентировочное значение модуля m, при заданном параметре

m = = 14 = 0, 49 мм,

где вспомогательный коэффициент .

Ориентировочное значение модуля m, при заданном расстоянии

m = = 14 = 0, 18 мм,

где вспомогательный коэффициент ширина зубчатого венца

= = 0, 5 мм.

Сравнивая расчёты 1 и 2 выбираем значение модуля m = 0, 78 мм, округлённое до m = 0, 8 мм.

Так как твёрдость материала зубчатого колеса НВ ≤ 350, а именно 220 → габариты эвольвентной зубчатой передачи определяются контактной прочностью зубьев.

3. Геометрический расчёт зубчатых передач

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс

Параметр зацепления	обозначение	Формула или числовое значение параметра	Результаты расчёта
число зубьев	ƶ
модуль расчётный	m		0, 8	0, 6
Угол наклона зубьев
исходный контур	угол профиля		20°	20°
коэффициент высоты головки			1, 0	1, 0
коэффициент радиального зазора			0, 35	0, 4
коэффициент граничной высоты
передаточное число		/	3, 5
диаметр делительной окружности	d	m ƶ /	11, 2	39, 2
угол профиля торцовый		arctg()	20°	20°
коэффициент смещения	x		0, 2
угол зацепления		arcinv ()	21°	20°
межосевое расстояние делительное	ɑ		25, 2
межосевое расстояние		ɑ	25, 365
высота ножки зуба		m()	0, 92	1, 08	0, 84
коэффициент воспринимаемого смещения	y		0, 2
коэффициент уравнительного смещения	y
высота головки зуба		m( y)	1, 16	0, 8	0, 6
диаметр окружности впадин		d 2	9, 36	37, 04	13, 32
диаметр окружности вершин		d 2	13, 52	40, 8	16, 2
минимальное число зубьев, свободное от подрезания			13, 68	17, 1	17, 09
коэффициент минимального смещения				1, 866	0, 46
Диаметр измерительных роликов	D		1, 432	1, 023
Угол развёрнутости эвольвенты в точке касания измерительных роликов		arcinv ()	29°11´	22°34´	23°38´
Размер по роликам	M			13, 465	41, 16	37, 5

4.6 Расчёты валов и осей

4.6.1 Расчёты валов на статическую прочность и жёсткость

Cталь 40 углеродистая

≥ ≥ 3, 7 мм,

Допускаемое напряжение при кручении

Мпа.

Определим диаметр вала из условия крутильной жёсткости

≥ ≥ ≥ ≥ 7, 55 мм.

Радиальная составляющая силы резания

= 220 H.

Диаметр вала

d = = = 11, 8 мм,

где

,

мм.

Диаметр вала

d =12 мм.