4. Выполняем проверочный расчет на заданную кратковременную перегрузку.

Проверяем условие прочности по контактным напряжениям (с. 183, [5]):

, (3.7)

МПа, (п. 3.6)

, (табл. 0.1, [5])

МПа, (п. 3.4.1)

тогда неравенство (3.7)

МПа ≤ [σ_H]_max = 1764 МПа

выполняется.

Проверяем условие прочности по напряжениям изгиба (с. 183, [5]):

, (3.8)

где

МПа, (п. 3.7)

МПа, (п. 3.4.2)

тогда неравенство (3.8)

МПа МПа

тоже выполняется.

4. Определение сил в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи.

В данном случае (рис. 3.1) нормальную силу , направленную по линии зацепления, переносят в полюс зацепления и раскладывают на окружную силу.

Н, (п. 3.7)

и радиальную силу

. (3.9)

У передачи без смещения инструмента при нарезании зубьев

мм, (п. 3.5)

мм, (п. 3.5)

Из равенства (с. 122, [5])

,

где d – диаметр делительной окружности, d_W – диаметр начальной окружности, без смещения и .

Тогда по формуле (3.8) радиальная сила в зацеплении передачи будет равна:

Н.

Таблица 0.1, [5]

Коэффициенты динамической нагрузки

Вид рабочей машины и условия эксплуатации	Коэффициент динамической нагрузки К
Приводы с асинхронным электродвигателем при пуске	2,5…5,0
Главный привод токарных станков с асинхронным электродвигателем	1,8…4,0
Лебедки, строгальные и долбежные станки, скребковые траспортеры, фрикционные прессы	1,5…2,5
Грузоподъемные машины: механизмы подъема механизмы передвижения	1,2…2,0 1,5…4,0
Вентиляторы, воздуходувки	1,4…1,8
Электрический транспорт	1,6…2,5
Камнедробилки	2,0…3,5
Мельницы, глиномялки, смесители вязких масс	1,8…2,2
Кривошипно-ползунные, эксцентриковые механизмы	1,8…3,0
Прокатные станы (удары при захваты)	2,5…6,0

Рис. 3.1. Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи

Для определения реакций и построения эпюр валы удобнее расположить следующим образом:

Рис. 3.2. Схемы нагружения ведущего и ведомого валов

4. Предварительный расчет валов редуктора.

Диаметр валов приближенно можно определить по величине вращающего момента Т из условия прочности на кручение:

(3.10)

по заниженным значениям допускаемых напряжений при кручении, т.е.

Н/мм² (МПа) (с. 296, [7]) или МПа (с. 315, [5]).

Полярный момент сопротивления

,

тогда

,

откуда

. (3.11)

1. Определяем диаметр ведущего вала.

По формуле (3.11) диаметр при Т₂ = 632,76 Н·м (п. 3)

м = 54,43 мм.

Принимаем стандартное значение

мм,

тогда диаметр вала под подшипник

мм,

и диаметр вала под шестерню

мм.

2. Определяем диаметр ведомого вала.

По формуле (3.11) диаметр Т₃ = 1764,71 Н·м (п. 3)

мм.

Примем стандартное значение

мм,

тогда диаметр вала под подшипник

мм,

а диаметр вала под колесо

мм.

3.11. Подбираем подшипники для ведущего и ведомого вала.

Для ведущего вала при мм выбираем радиальные шарикоподшипники легкой серии (с. 530 [7]), т.е. тип подшипника 213, где

мм,

мм,

мм,

кН,

кН.

Для ведомого вала при мм (п. 3.10.1) для легкой серии принимаем (с. 530, [7]) подшипник 218, где

мм,

мм,

мм,

кН,

кН.