Эскиз зубчатого колеса

Рисунок 9 – Эскиз зубчатого колеса

Результаты расчета геометрии зубчатых колёс

d₁=84 мм; d₂=416 мм.

d_a=d+2m; d_a1=84+6=90 мм; d_a2=416+6=422 мм.

d_f=d−2,5m; d_f1=84−7, 5=76, 5 мм; d_f2=416−7, 5=408, 5 мм.

b_ш=55 мм; b_к=50 мм.

δ=(2,5÷4)m≥7, 5-12 мм.

d_ст=(1,6÷1,8)d_в

l_ст=(1,2÷1,5)d_в

D_e=d_f−2δ D_e=408,5-20=388,5 мм;

d_{отв к}=0,25(D_e−d_ст)

C=(0,2÷0,3) δ С=3÷5 мм;

D_отв=0,5(D_e+d_ст)

4. Первый этап эскизной компоновки редуктора.

Ориентировочный расчет валов

Диаметры валов предварительно определяются из условия прочности на кручение.

для стали 35, 40, 45.

W_p − полярный момент сопротивления

Диаметр вала округляют до целого числа, оканчивающегося на ноль или пять.

d_ш=35 мм

d_к=60 мм.

При выполнении первой эскизной компоновки валы принимаются без ступеней. Подшипники выбираются шариковые, средней серии 300 по диаметру вала.

Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе один к одному или на компьютере.

Таблица 12 – Шарикоподшипники радиальные однорядные [2] c 394

Условное обозначение	d	D	B	Рисунок 10. – Крышка с подшипником
303 304 305 306 307 308 309 310 311 312 313	17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65	47 52 62 72 80 90 100 110 120 130 140	14 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33

Таблица 13 – Крышки подшипников торцевые или фланцевые

D	D1	D2	D3	H
50, 52	66	82	44	10
50, 58 60, 62	75	95	48 52
65, 68 70, 72 75	84 90	105 110	58 62 64	12
80, 85 90, 98	100 110	120 130	72 80
100 105, 110	120 130	145 155	90 95	15
130, 140	165	190	125	20

Рисунок 11 – Крышки врезные

5. Расчет валов

5.1 Данные для расчета валов

Таблица 14 – Параметры, используемые при расчете валов

Fв

Fвг

Fвв

Угол наклона цепной передачи

Ft

Fr

a

b

c

d

e

Н

Н

Н

°

Н

Н

м

м

м

м

м

м

м

769,47

544,1

544,1

45

3881

1413

0,0225

0,0325

0,067

0,069

0,069

0,074

0,074

Схема нагружения валов редуктора в диметрии показана на рисунке 12

Рисунок 12 – Силы, действующие на валы редуктора

Определение сил реакции в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, выявление наиболее нагруженного сечения Построим эпюры для вала шестерни, которые показаны на рисунке 13.

Рисунок 13 – Эпюры вала шестерни

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

1413+544,1=1514,7+442,4

1957,1=1957,1

Изгибающие моменты, действующие на вал шестерни:

Вертикальная плоскость:

(7.13)

Проверка:

3881-544,1=1132,24+2204,64

3336,9=3336,9

Изгибающие моменты, действующие на вал шестерни:

(7.17)

Посчитаем сумму моментов горизонтальной и вертикальной плоскостей по формуле

Посчитаем сумму изгибающих и крутящих моментов по формуле

Наиболее нагруженное сечение – 3

Определяем диаметры вала в месте его наибольшего нагружения из условия прочности на изгиб по формуле:

при