4.11 Силы в зацеплении

• окружная F_t=2T₂/d₂ = 21772 / 0,223 = 1970,2 Н;

• радиальная F_r=F_ttg/cos = 1970,20,364 / cos 9,5 = 793,9 Н.

(для стан­дартного угла =20° tg=0,364);

• осевая F_a = F_ttg = 1970,2tg 9,5 = 935,5 Н.

4.12 Проверка зубьев колес по на­пряжениям изгиба.

Расчетное напря­жение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_FK_FvY_Y_F2F_tE/(b₂m)  []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи прини­маем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с)  степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке K_F=K⁰_F(1-X)+X, где начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_F=1,635. Т.о. K_F=1,3175.

Коэффициент динамической на­грузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1,07.

Коэффициент Y_ вычисляют по фор­муле Y_=1-°/140=0,965.

Коэффициент фор­мы зуба Y_F2 = 3,6, Y_F1 = 3,7.

F_tE = K_FдF_t — эквивалентная окруж­ная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т.е. F_tE = 1970,2 Н.

В итоге име ем:

_F2=11,31751,070,9653,61970,2/(0,0560,001) = 172,3 МПа < 256

условие выполняется

Расчетное напря­жение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2  []_F1,

_F1=172,33,7 / 3,6 = 177,1 < 294 МПа.

условие выполняется

4.13 Проверка зубьев колес по кон­тактным напряжениям.

Расчетное кон­тактное напряжение

где для шевронных колес К_Н = 1,1; К_Н= 2,710⁵; К_Н = 1,425; K_Hv = 1,04.

условие выполняется

5 Эскизное проектирование валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:

• для быстроходного вала

где Т_Б – вращающий момент на быстроходном валу.

• для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

где Т_пр – вращающий момент на промежуточном валу.

где d_2Б – диаметр колеса быстроходной ступени, d_2Б =223,2; F_tБ – окружная сила быстроходной ступени, F_tБ=400,3 Н.

по ряду нормальных линейных размеров d_К=22 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f – размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

Из условия принимается диаметр под подшипник d_П=20 мм.

• для тихоходного вала

по стандартному ряду d=38 мм

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается d_П=45 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается d_БП=53 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала

6 Эскизное проектирование валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:

• для быстроходного вала

где Т_Б – вращающий момент на быстроходном валу.

• для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

где Т_пр – вращающий момент на промежуточном валу.

где d_2Б – диаметр колеса быстроходной ступени, d_2Б =223,2; F_tБ – окружная сила быстроходной ступени, F_tБ=400,3 Н.

по ряду нормальных линейных размеров d_К=22 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f – размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

Из условия принимается диаметр под подшипник d_П=20 мм.

• для тихоходного вала

по стандартному ряду d=38 мм

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается d_П=45 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается d_БП=53 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала