Делительные диаметры равны
(7.15)
d3 = m∙z3 = 5∙21 = 105 мм.
d4 = m∙z4 = 5∙59 = 295 мм.
Диаметры вершин зубьев равны
(7.16)
da3 = d3+2∙m = 105+2∙5 = 115 мм.
da4 = d4 +2∙m = 295+2∙5 = 305 мм.
Диаметры впадин зубьев равны
(7.17)
df3 = d3 - 2,5∙m = 105 - 2,5∙5 = 92,5 мм.
df4 = d4 - 2,5∙m = 295 - 2,5∙5 = 282,5 мм.
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
.
(7.18)
200
мм.
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.
Окружные силы определяют по зависимости
.
(7.19)
= 3552,6 Н.
Радиальные силы определяют по зависимости
,
(7.20)
где = 20° - угол зацепления.
= 1293 Н.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
.
(7.21)
= 3780,6 Н.
8 Проектный расчет и конструирование валов
При
работе вал испытывает сложное нагружение:
деформации кручения и изгиба. Однако
проектный расчет валов проводится из
условия прочности на чистое кручение,
а изгиб вала и концентрация напряжений
учитываются пониженными допускаемыми
напряжениями на кручение, которые
выбираются в интервале [
]=15...20
МПа.
Меньшее значение [
]
принимается для расчета быстроходных
валов, большее - для расчета тихоходных
валов.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ2, мм, (рисунок 9) равен:
(8.1)
Наименьший
диаметр выходного участка тихоходного
вала
.
мм, (рисунок 10) равен:
,
(8.2)
где ТII, ТIII - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).
22,37
мм.
37,06
мм.
Окончательно выбираем dВ2 = 26 мм, dВ3 = 38 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.
Рисунок 8 - Быстроходный вал (вал-шестерня)
Рисунок 9 - Тихоходный (выходной) вал
Для быстроходного вала (рисунок 8):
dупл2=dп2= dв2 + (5…10) = (31…36) мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1).
Принимаем dyпл2 = dп2 = 35 мм;
dб2= dп2 + (5…10) = (40…45) мм - диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем dб2=42 мм;