4. Эскизная компоновка механизма

4.1 Конструкция валов и осей

Минимальный диаметр вала выбирается из условия d_min = max {d_1min ; d_2min­ ; d_в}

Где d_1min – минимальный диаметр вала из расчета вала на кручение

где M_k – крутящий момент на валу , τ_k – пониженное допускаемое напряжение.

d_2min – минимальный диаметр вала по расчету штифта на срез

где Т – момент на валу , τ_ср – допускаемое напряжение на срез

d_В- минимальный диаметр вала в соответствии с диаметром вала двигателя

d_в = d_дв +1;

где d_дв – диаметр вала двигателя.

По выше приведенным формулам проводим расчет минимальных диаметров валов

I) Промежуточный вал

d_в = 4 + 1 = 5 мм;

Исходя из условия выбираем диаметр промежуточного вала

d_min = max {1,93 ; 2,5 ; 5} = 5 мм;

II) Выходной вал

d_в = 4 + 1 = 5 мм;

Исходя из условия выбираем диаметр выходного вала

d_min = max {3,78 ; 4,3 ; 5} = 5 мм;

4.2 Подбор подшипников

По выбранному диаметру базовых шеек валов d = 5мм подбираем подшипники из каталогов

Рисунов 3 – Подбор подшипников

d	D	b	d2	D2	dш
5	16	5	7,55	12,6	3,175

Таблица

4.3 Конструирование зубчатых колес

	Быстроходная ступень		Тихоходная ступень
	шестерня	колесо	шестерня	колесо
d	6	6	6	6
d1	10	10	10	10
d3	-	-	-	5,6
d4	-	-	-	5,6
da	16,5	68	19,8	105
df	14,15	65,65	16,98	102,18
dp	15,5	67	18,6	103,8
d`ш	1,6	1,6	1,6	1,6
b	4	3	4	3
l	10	9	10	9
l1	3	3	3	3

4.4 Конструирование корпусных деталей

5 Проверочные расчеты

Для проверочных расчетов зубчатых колес на изгибную и кон­тактную выносливость необходимо выбрать материал колес и оп­ределить допускаемые напряжения.

Для данного курсового проекта, так как материал не задан, можно использовать сталь 45 ГОСТ 1050-88 с твердостью НВ 241.

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F и допускаемые контактные напряжения [σ]_H для каждой пары колес определяют по формулам:

[σ]_F = (σ_{F lim *} K_{FC *} K_FL)/S_F и [σ]_H = (σ_{H lim *} K_HL)/S_H;

где σ_{F lim} и σ_{H lim} - пределы изгибной и контактной выносливости, которые вычисляются по эмпирическим формулам в зависимости от твердости материала; S_F и S_Н - коэффициенты запаса прочно­сти; К_FС- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки К_FС = 1, при реверсе – К_FС = 0,8); К_FL и К_HL - коэффициен­ты долговечности, учитывающие влияние срока службы.

Коэффициенты К_FL и К_HL зависят от соотношения между фактическим числом циклов нагружения N зуба колеса и базовым числом циклов N_FO или N_НО (таблица ), которое соответствует перелому кривой усталости. Фактическое число циклов при посто­янном режиме нагрузки

N = 60 nct;

где n - частота вращения колеса, для которого определяют до­пускаемое напряжение, об/мин; c - число зацеплений зуба за один оборот колеса (для последовательно сцепленных колес c = 1,0); t - срок службы, ч. Представленные в таблице соотно­шения верны для улучшенных зубчатых колес (термообработка -улучшение).

Таблица

N≥NFO	N<NFO	N≥NHO	N<NHO
KFL = 1		KHL = 1

Для стальных зубчатых колес с твердостью НВ < 350 напря­жения σ_{F lim} = (1,75НВ) МПа и σ_{H lim} = (2НВ+70) МПа, коэффициенты S_F=1,7и S_Н = 1,1, числа циклов N_FО = 4-10⁶ и

N_HO = 2-10⁷.

Проверку зубьев на изгибную выносливость проводят для каждой шестерни по условию:

где Т₁ - момент на валу шестерни; - коэффициент неравно­мерности распределения нагрузки по длине зуба; - коэффи­циент динамической нагрузки; при твердости поверхности зубьев НВ < 350 (для узких зубчатых колес) и = 1,05... 1,25;коэффициент формы зуба по таблице; b - ширина зубчато­го венца; d₁ - делительный диаметр шестерни.

Таблица

z1	20	22	24	26	30	35
YF	4,15	4,08	4	3,95	3,85	3,8

Проверка зубьев колес (цилиндрических прямозубых) на контактную выносливость проводится по условию

где Z_Н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных по­верхностей зубьев, для прямозубых колес, нарезанных без сме­щения, при a_W = 20° Z_Н = 1,76; Z_М - коэффициент, учитываю­щий механические свойства материала, для стальных зубчатых колес (при е₁= Е₂= 2,1_*10⁵ МПа и μ = 0,3) Z_М = 270 МПа¹/² ; Т1 - момент на валу шестерни; d₁ - делительный диаметр шес­терни; b - ширина зубчатого венца; К_Нβ - коэффициент неравно­мерности нагрузки по длине зуба; К_Нν - коэффициент динамиче­ской нагрузки; при твердости поверхности зубьев НВ ≤ 350 Кн_β ≈ 1 (для узких зубчатых колес) и - 1,05... 1,25 ; u - передаточ­ное число ступени.

По выше приведенным формулам проводим проверку зубьев на изгибную выносливость и проверку зубьев колес (цилиндрических прямозубых) на контактную выносливость

Подставляя значения в формулу у нас получается что:

[σ]_H = 502 МПа;

[σ]_F = 248,1 МПа;

На промежуточном валу

σ_H = 97,4 МПа;

σ_F = 6,2 МПа;

На выходном валу

σ_H = 164,6 МПа;

σ_F = 18,6 МПа;

Все получившиеся значения удовлетворяют условия прочностей.