2.10 Пригодность заготовок колёс.

Для цилиндрической шестерни : Dзаг=da+6=58,5+6=64,5 мм Колесо с выточками: Сзаг=0,5b2=0,5∙56=28 мм Sзаг=8m=8∙1,5=12 мм По [1, стр.10 табл. 2.1] Dпред =200 мм Sпред=125 мм Следовательно , условия Dзаг≤Dпред и Сзаг и Sзаг≤Sпред выполняются.
2.11 Силы в зацеплении. Окружная: Ft=2T2/d2 Ft=2∙392,42/0,2245=3496H Радиальная : Fr=Ft tgα/cosβ Fr=3496∙0,364/1=1273H Осевая: Fa=Ft∙tgβ Fa=3496 ∙tg0◦=0

2.12 Проверка зубьев колёс по направлению изгиба.

Расчётное напряжение в зубьях колеса:

σ_F2=K_FαY_βK_FβK_FVY_F2Ft/(b₂m)

K_Fα=1 для прямозубых колёс

Y_β=1-β/140=1

K_Fβ=1,07 [1, стр.16 табл. 2.5]

K_FV=1,4 – для прямозубых колёс

Y_F2принимаем поZ_v=Z₂/cos³ β=149/1=149

По [1, стр.16 табл. 2.6] , Y_F2=3,61

σ_F2=1∙1∙1,07∙1,4∙3,61∙3496/(0,056∙0,0015)=225,07∙10⁶Па

что меньше [σ]_F2=532,386 Мпа.

Расчётное напряжение зубьев шестерни.

σ_F1= σ_F2Y_F1/Y_F2

Y_F1 принимаем поZ_v=Z₁/cos³ β=37/1=37

По [1, стр.16 табл. 2.6] , Y_F1=3,7

σ_F1=225,07∙10⁶∙3,7/3,61=230,68 ∙10⁶Па

что меньше [σ]_F1=603,1Мпа.

Следовательно прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

2.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям.

Значение коэффициентов K_Hα=1

K_Hβ=1,04

K_HV=1,2

σ_H=376∙10³√K_Hα∙K_Hβ∙K_HV∙(u+1/u)∙F_t/d₁∙b₂

σ_H=376∙10³√1∙1.04∙1.2∙(4+1/2) ∙3496/0.555∙0.056=498.07∙10⁶

что меньше [σ]_H=653,161 Мпа.

3. Эскизное проектирование.

3.1 Расстояние между деталями передачи.

Зазор а = +3, гдеL– наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи.

L= 227,5/2+140+58,5/2=283 мм

а = +3=9,57 мм

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀≥4а

b₀≥4∙9,57=38,28 мм

3.2 Диаметр валов.

Для быстроходного вала

d=5

d= (0,8…1,0)d₁=(0,8…1,0) ∙48=38 мм

d_п=d+2t

t=2,5 мм,r=2,5 мм [1, стр.37, табл. 3.1]

d_п=38+2∙2,5=43 мм

d_бп=dп+3,2r

d_бп=43+3,2∙2,5=51 мм

Для тихоходного вала

d=4,8

d=4,8= 42 мм

t=2,8 мм,r=3 мм [1, стр.37, табл. 3.1]

d_п=d+2t=42+2∙2,8=47,6 мм

d_бп=dп+3,2r= 47,6+3,2∙3=57,2 мм

d_k ≥d_бп

Рис 3.6 Эскизы тихоходного и быстроходного валов.

3.3 Выбор типа подшипника.

Для опор валов цилиндрических колёс редуктора применяем шариковые радиальные однорядные подшипники [1, стр.313, табл. 18.28]

Наименование	Обозначение подшипника	Размеры, мм				Грузоподъемность
		d	D	B	r	Сr, кН	Cor, кН
Быстроходный вал	209	45	85	19	2	25,7	18,1
Тихоходный вал	210	50	90	20	2	27,5	20,2

Рис. 4 Эскиз шарика подшипника радиального однорядного.

3.4 Схема установки подшипников.

Валы фиксируем от осевых перемещений. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки.

Рис. 5 Схема установки подшипников .

4. Цилиндрическое зубчатое колесо внешнего зацепления.

При диаметре колеса d_a2= 227,5 мм ≥ 80 мм заготовка- штамповка с последующей токарной обработкой. Для уменьшения объёма точной механической обработки на диске колеса выполняем выточки.

Длина ступицы l_ст= (0,8…1,5)d

l_ст= (0,8…1,5) ∙58= 46,4…87 мм

Диаметр ступицы d_ст=1,5d+ 10 мм

d_ст=1,5∙ 58 + 10= 97 мм

Ширина торца зубчатого венца S= 2,5m+ 2 мм

S= 2,5∙ 1,5 + 2 = 5,75 мм

На торцах зубчатого венца выполним фаски f= (0,6…0,7)m

f= (0,6…0,7) ∙ 1,5 = 0,9…1,05 мм

По [1, стр.44, табл. 4.1] принимаем f= 2,0 мм

Фаску выполняем под углом α_ф =45°- для прямозубых зубчатых колёс.

Для свободной выемки заготовки колеса из штампа принимаем значение штамповочных уклонов γ ≥ 7°, радиусы закруглений R≥ 20 мм.

Для уменьшения влияния термической обработки зубчатых колёс на точность геометрической формы принимаем С=(0,35…0,4)b₂=0,5∙56=28 мм

С=(0,35…0,4) ∙56=19,6…22,4 мм

Рис.6. Эскиз зубчатого колеса.