ВУЗ:
Составители:
Рубрика:
Определяем окружное усилие, действующее в соединении:
3
3
в
101,14
40
1028222
⋅=
⋅⋅
==
d
M
P
Н,
площадь смятия
250550
1pсм
=⋅=⋅= tlF
мм
2
, тогда напряжение смятия в соединении определяется
4,56
250
101,14
3
см
см
=
⋅
==σ
F
Р
МПа.
Прочность шпоночного соединения на смятие обеспечена, так как
[
]
смсм
σ
≤
σ
, 56,4 < 100 МПа.
Определяем площадь среза шпонки
6005012
pср
=⋅== blF
мм
2
.
Напряжение среза в сечении
5,23
600
101,14
3
ср
ср
=
⋅
==τ
F
P
МПа.
Условие прочности шпонки на срез выполняется, так как
[
]
срср
τ≤τ
, 23,5 < 70.
Пример 4.
Вычислить геометрические размеры прямозубой цилиндрической или червячной передачи (d
1
; d
2
; d
α1
;
d
α2
; d
f1
; d
f2
), рис. П9. Найденное значение модуля (m) уточнить по стандартному ряду. Для червячных передач принять коэф-
фициент диаметра червяка q = 0,25Z
2
, Z
2
– число зубьев червячного колеса. Известны параметры зубчатого зацепления Z
1
=
20, Z
2
= 80, межосевое расстояние передачи А = 100 мм, диаметр вала под колесом d
в
= 40 мм.
Решение.
Определяем модуль зацепления. Известно
2
)(
21
ZZm
A
+
=
, отсюда
2
8020
10022
21
=
+
⋅
=
+
=
ZZ
A
m мм.
Найденное значение модуля уточняем по стандартному ряду, т.е. принимаем m = 2 мм.
Вычисляем геометрические размеры прямозубого зубчатого колеса (рис. П9, а):
•
делительный диаметр колеса d = mZ
2
= 2 ⋅ 80 = 160 мм;
•
диаметр вершин зубьев
α
d = d + 2m = 160 + 2 ⋅ 2 = 164 мм;
•
диаметр впадин зубьев
f
d
= d – 2,5m = 160 – 2,5 ⋅ 2 = 155 мм.
По эмпирическим зависимостям вычисляем конструктивные размеры колеса (рис. П9, б):
d
ст
= (1,5…1,7) d
в
= 1,5 ⋅ 40 = 60 мм;
L
ст
= (1,2…1,7) d
в
= 1,2 ⋅ 40 = 48 мм;
δ = 2,5m = 2,5 ⋅ 2 = 5 ≥ 10 = 10 мм.
Конструктивно принимаем:
δ = 10 мм, R = 4 мм, L
ст
= 48 мм, D
0
= 100 мм.
Рис. П9. Геометрические параметры зубчатого колеса
Ширина колеса В определяется в зависимости от коэффициента ширины колеса Ψ
А
. Значение Ψ
А
стандартизованы [4].
Принимаем
Ψ
А
= 0,25, т.е. В = Ψ
А
А = 0,25А = 0,25 ⋅ 100 = 25 мм,
а
)
d
α
d
f
d
d
о
В
L
ст
D
0
δ
d
в
d
ст
б)
δ
0
d
f
R
