3.3.10. Силы, действующие в зацеплении, н:

• окружная сила

1792;

• радиальная сила ( - угол зацепления)

652,0

• полная сила

1907,0

3.3.11. Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба

Проверку проводим для того из колёс, для которого будет меньше отношение:

где Y_F – коэффициент формы зуба.

Коэффициент формы зуба определяем по таблице [8, табл. 3.7, стр. 55].

Для шестерни:

4,3.

56,5.

Для колеса:

3,6

51,1.

Проверку зубьев на прочность по напряжениям изгиба проводим для зубьев колеса.

где 1,2.

28,7

28,7 < 184.

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

4. Проектный расчёт валов

4.1. Выбор материала валов

В качестве материала для изготовления валов, выбираем среднеуглеродистую сталь 45 с термообработкой «Улучшение» до твердости 235…262 НВ.

Механические характеристики стали 45:

- предел прочности;

- предел текучести;

- предел выносливости.

4.2. Выбор допускаемых напряжений

В данной работе проектный расчет валов выполняем только по напряжениям кручения. Напряжения изгиба, концентрация напряжений и переменность напряжений во времени при этом не учитываются. Поэтому, в целях компенсации приближенности проектного расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют пониженными [_к] = (2025) МПа.

Принимаем допускаемые напряжения на кручение:

[_к] = 25 МПа - для ведущего и ведомого валов.

4.3. Определение геометрических параметров ступеней ведущего вала (проектный расчёт ведущего вала)

Определяем диаметр участка вала под муфту:

23,1

где Т₁ - крутящий момент на ведущем валу (формула 1.10);

МПа – допускаемые напряжения на кручение.

Принимаем = 24 мм [5, табл. 11.2, колонка d, cтр. 43].

Принимаем длину участка вала под полумуфту [5, табл. 11.2, колонка l_цил, cтр. 43]:

l₁ = 36 мм.

Находим диаметр под уплотнение крышки с отверстием:

где t – высота заплечика, значения t в зависимости от диаметра ступени выбираются по таблице [8, стр. 126. таблица 6.1].

Принимаем высоту заплечика, 1,7 мм.

27,4 мм.

Принимаем d₂ из стандартного ряда для резиновой армированной манжеты [5, табл. П.1, колонка d, стр. 71, 72] или [8, таблица 6.2, стр. 128-129]:

28 мм.

В качестве уплотнения выбираем резиновую армированную манжету: Манжета 1.1-28х45-1 ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр участка вала под подшипник:

29,0…33,0

Принимаем: 30 мм из стандартного ряда для внутреннего кольца подшипника [5, табл. П.3, колонка d, стр. 74-76] или [8, таблица 6.3, стр. 130-132].

В качестве опор ведущего вала, с установленным на нём прямозубым колесом, применяем шариковые радиальные однорядные подшипники. Выбираем подшипники: Подшипник 306 ГОСТ 8338-75.

Характеристики подшипника указаны в табл. 4.3.

Таблица 4.3. Характеристики подшипников ведущего вала

Обозначение	Внутренний диаметр d, мм	Наружный диаметр D, мм	Ширина B, мм	Координата фаски кольца подшипника r, мм	Динамическая грузоподъемность, Сr, кН
306	30	72	19	2,0	29,1

Проверим условие возможности замены подшипника без демонтажа шпонки:

,

где t₂ – глубина шпоночного паза в ступице полумуфты, выбирается в зависимости от d₁ из [5, табл. 7,1, колонка t₂, стр. 25] или [8, таблица 6.9, стр. 142].

3,0 > 3,3.

Условие выполняется.

Определяем диаметр участка вала под шестерню:

где r – координата фаски кольца подшипника (табл. 4.3).

36,0 мм.

Полученный диаметр d₄ округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд R_a 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем из стандартного ряда: 36,0 мм.

Определяем диаметр буртика по формуле:

По таблице [8, табл. 3.8, стр. 57] принимаем размер фаски посадочного диаметра шестерни: 1,2 мм.

39,6 мм.

Полученный диаметр d_б округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда R_a 40 ГОСТ 6636-69.

Принимаем: 40 мм.

Рис. 4.3. Ведущий вал