2. Расчет диаметров колес

Делительные диаметры:

,,,

,,,

Диаметры окружностей впадин и вершин:

3. Расстояние между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм

,

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес для всех редукторов и коробок принимают:

Расстояние между торцовыми поверхностями колес редуктора принимают:

4. Выбор типа подшипников

Чаще всего для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

№ вала	d	D	B	r	C1	C2	DT	S	t
I	40	80	18	2	32	17,8	12	6	3
II	50	90	20	2	35,1	19,8	12,8	6	3
III	75	130	25	2,5	66,3	41,0	17,6	8,25	4

Класс точности – 0

2. Конструирование зубчатых колес

При серийном производстве применяют двусторонние штампы.

Зубчатое колесо на промежуточном валу

Итак, выбираем форму колеса по рис. 5.3б [1],

мм

l_ст принимаем равной 50 мм

мм

мм

Округляем до 2 мм

, где мм

Принимаем 12 мм

Штамповочные уклон и радиус:

Для облегчения просверливаем четыре отверстия D=20мм

На практике при изготовлении цилиндрических колес необходим контроль постоянной хорды:

,

При этом нужно знать высоту от вершин зуба колеса до постоянной хорды:

Длину общей нормали выбираем из таб. 5.30 [7]:

При

Зубчатое колесо на выходном валу

Итак, выбираем форму колеса по рис. 5.3а [1],

мм

l_ст (=b₂)принимаем равной 74,1мм

мм

мм

Округляем до 2 мм

, где мм

Принимаем 20 мм

Для облегчения просверливаем четыре отверстия D = 20мм

,

При

Шестерня на входном валу

Этот вал будет валом-шестерней. Выбираем конструкцию ( рис 10.6 г [1])

Для известного модуля выбираем степень точности 7 и по таблице (стр.160[1]) смотрим диаметр фрезы

,

При

Шестерня на промежуточном валу

Т.к. диаметр шестерни и вала довольно прилично различаются 92 и 55, то для среднесерийного производства невыгодно делать шестерню заодно с валом. Поэтому шестерня будет изготавливаться как отдельная деталь рис. 5.1а [1],

мм

,

При

2. Проверка валов

   1. Определение усилий, действующих на вал.

Рассмотрим промежуточный вал

На колесо быстроходной ступени действует окружная сила F_tб, осевая F_a и радиальная F_rб силы. При переносе их на вал возникает вращающий момент T_врб и изгибающий M_и.

На шестерню тихоходной ступени действуют окружная сила F_tш, радиальная F_rш, при переносе их на вал возникает вращающий момент T_врш.

2. Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

Суммарная сила реакций опор:

Построим эпюры:

Вертикальная плоскость

Горизонтальная плоскость

3. Определение моментов в опасных сечениях и проверка подшипника.

Определяем наибольшую нагруженную опору.

Опора А:

По табл. 16.5 [2] F_A/C₀ = 0,056, V=1

X=1, Y=0 (Соответственно коэффициенты радиальной и осевой сил)

Здесь K_б=1,3 – Коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, K_т=1 – Температурный коэффициент

Опора D:

X=1, Y=0

Н

Наиболее нагружена опора D

Определяем динамическую грузоподъемность

здесь p=3 для шариковых подшипников

a₁ – коэффициент надежности, примем равным «1»

a₂ – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (табл. 16.3) a₂=0,8

L – ресурс млн. оборотов

C_r=35,1 кН

Значит, C (потребная) < С (паспортная)

Таким образом выбранный подшипник выдержит нагрузку в течение заданного времени.