2.8. Определяем напряжения изгиба зубьев шестерни и зубчатого колеса.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев зубчатых колес определяем по формуле:

(2.17)

где - предел выносливости материала, определим по формуле:

(2.18)

-коэффициент запаса прочности:

(2.19)

где (поковка/штамповка).

- коэффициент долговечности, определяемый по формуле:

(2.20)

где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

Так как, и, то принимаем.

Подставляя числовые значения в формулы (2.17), (2.18) и (2.19) получаем:

2.8. Определяем действительные напряжения изгиба зубьев шестерни и зубчатого колеса.

Действительное напряжение изгиба в зубьях шестерни и зубчатого колеса определяется по формуле:

(2.21)

где – окружная сила в зацеплении, рассчитываемая по формуле:

(2.22)

–коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес .

–коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Принимаем .

–коэффициент формы зуба колеса. Для шестерни ; для зубчатого колеса.

Отсюда получаем:

3. Проектирование быстроходного вала.

Эскиз быстроходного вала представлен на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 Эскиз быстроходного вала.

3.1. Определяем диаметр выходного конца вала.

Диаметр выходного вала определяем по формуле:

(3.1)

где - заниженное предельно допустимое напряжение.

Отсюда получаем:

По ГОСТ 12080-66 определяем размеры выходного конца вала (поле допуска j6(k6)):

По ГОСТ 23360-78 определяем размеры шпоночного паза:

Ширина:

Глубина:

Длина:

3.2. Определяем размеры посадочного места вала для установки подшипника.

Диаметр посадочного места вала для установки подшипника определяем по формуле:

(3.2)

где t - глубина шпоночного паза ступицы, насаживаемой на вал детали. Принимаем . Отсюда получаем:

Согласно ГОСТ 6636-69, принимаем .

Для данного вала по ГОСТ 8338-75 принимаем подшипник легкой серии №211:

Обозначение	d	D	В	r	С, кН	С0, кН
211	55	100	21	2,5	43,6	25

3.3. Определяем размеры третьей ступени вала.

Диаметр третьей ступени определяется в зависимости от диаметра посадочного места вала под подшипник и координаты фаски внутреннего кольца подшипника (r):

(3.3)

Подставляя числовые данные в формулу (3.3), получаем:

Согласно ГОСТ 6636-69, принимаем .

3.4. Определяем размеры шестерни.

Шестерня изготавливается заодно с валом при условии:

(3.4)

Отсюда получаем:

Условие (3.4) выполняется. Геометрические параметры шестерни определены ранее и указаны в таблице 2.1.

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТИХОХОДНОГО ВАЛА.

Расчет тихоходного вала проводим аналогично расчету быстроходного вала. Эскиз тихоходного вала представлен на рисунке 4.1.

Рисунок 4.1 Эскиз тихоходного вала.

4.1. Определяем диаметр выходного конца вала.

По формуле (3.1) получаем:

По ГОСТ 12080-66 определяем размеры выходного конца вала (поле допуска j6(k6)):

По ГОСТ 23360-78 определяем размеры шпоночного паза:

Ширина:

Глубина:

Длина:

4.2. Определяем размеры посадочного места вала для установки подшипника.

По формуле (3.2) определяем диаметр посадочного места вала для установки подшипника:

Согласно ГОСТ 6636-69, принимаем .

Для данного вала по ГОСТ 8338-75 принимаем подшипник легкой серии №214:

Обозначение	d	D	В	r	С, кН	С0, кН
214	70	125	24	2,5	61,8	37,5

4.3. Определяем размеры третьей ступени вала.

Подставляя числовые данные в формулу (3.3), получаем:

Согласно ГОСТ 6636-69, принимаем .

По ГОСТ 23360-78 определяем размеры шпоночного паза:

Ширина:

Глубина:

Длина:

4.4. Определяем размеры шестерни.

Для зубчатого колеса условие (3.4) не выполняется:

Следовательно, оно изготавливается отдельно от вала. Геометрические параметры зубчатого колеса определены ранее и указаны в таблице 2.1. Остальные параметры колеса приведены ниже:

Диаметр отверстия колеса:

(4.1)

Диаметр ступицы колеса:

(4.2)

Ширина венца:

(4.3)

Диаметр венца колеса:

(4.4)

Диаметр оси отверстий в диске:

(4.5)

Число отверстий в диске принимаем равным 6.

Диаметр отверстий в диске:

(4.6)

Толщина диска:

(4.7)