6. Расче т нагрузки валов.

6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная	Ft1= Ft2=2030	Ft2=
	Радиальная	755,58
	Осевая	460,81

6.2 Силы в зацеплении открытой передачи.

Консольные силы.

Вид открытой передачи	Характер направления силы по направлению	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая прямозубая	Окружная	Ft1= Ft2=1206	Ft2=
	Радиальная	437,77
Муфта			-

7. Разработ ка чертежа общего вида редуктора.

7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов.

Ступень вала и ее размеры d; l		Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1
	l1
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2
	l2
3-я под шестерню, колесо	d3
	l3	l3 определить графически на эскизной компоновке
4-я под подшипник	d4
	l4
5-я упорная или под резьбу	d5	Не конструируют
	l5		Определить графически

7.2 Предварительный выбор подшипников.

Передача	Вал	Тип подшипника	Серия	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б	№207 35х72х17	Легкая	Враспор
	Т	№209 45х85х19

;

;

;

;

8.Раз работка чертежа общего вида привода.

0. Конструирование зубчатых колес.

Колеса зубчатые цилиндрические.

Элемент колеса	Размер	Способ получения заготовки
		Штамповка
Обод	Диаметр	da=315
	Толщина
	Ширина
Ступица	Диаметр внутренний
	Диаметр наружный
	Толщина
	Длина
Диск	Толщина
	Радиусы закруглений и уклон	;
	Отверстия	-

0. Выбор соединения колеса с валом.

Для соединения вала с колесом применим соединение с натягом. Эти соединения имеют упрощенную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки и двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают динамические нагрузки. Обеспечивают хорошее базирование, исключают ослабление вала шпоночным пазом. Недостаток этих соединений- трудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.

Подбор посадки с натягом проводится в следующем порядке:

1. Определяем среднее контактное напряжение , H/мм², на посадочной поверхности:

;

Где K- коэффициент запаса сцепления деталей, принимаем K=3,5 т.к. на конце вала установлена шестерня.

f- коэффициент трения, принимаем f=0,08;

d и l-соответственно диаметр и длина посадочной поверхности, принимаем d=63 мм, l=100 мм;

Т- вращающий момент, принимаем Т=190,1 Hм;

F_a- осевая сила в зацеплении, принимаем F_a=460,81 H;

;

2. Определяем коэффициенты С₁ и С₂:

; ;

Где d- посадочный диаметр, принимаем d=63 мм;

d₁- диаметр отверстия охватываемой детали, для сплошного вала принимаем d₁=0; d₂- диаметр охватывающей детали, принимаем d₂=97,65мм;

- коэффициенты Пуассона охватываемой и охватывающей деталей, для стали принимаем =0,3;

; ;

3. Определить деформацию деталей , мкм;

;

Где E₁ и E₂- модули упругости материалов охватываемой и охватывающей детали, принимаем E₁= E₂= , H/мм²;

;

4. Определяем поправку на о бмятие микронеровностей U, мкм;

;

Где и - среднее арифметическое отклонение профиля микронеровностей посадочных поверхностей отверстия и вала, принимаем и ;

5. Поправку на температурную деформацию , мкм , для зубчатых передач не подсчитывают, принимая =0.

6. Определяем минимальный требуемый натяг , мкм для передачи вращающего момента;

; ;

7. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали , Н/мм² ;

;

Где -предел текучести охватывающей детали, принимаем ;

8. Определяем максимальную деформацию соединения, допускаемую прочностью охватывающей детали , мкм:

; ;

9. Определяем допускаемый натяг соединения, гарантирующий прочность охватывающей детали

; ;

10. По значениям выбира ем стандартную посадку: , у которой .

11. Определяем давление от максимального натяга выбранной посадки , Н/мм².

; ;

12. Определяем силу запрессовки детали, F_П ,Н:

; ;

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 200 кН.