сі.
b -кут нахилу зуба.
Визначаємо осьову силу на шестерні:
Fa1=Fa2=1124,4Н
7.2 Визначення значення консольних сил
двигун передача ланцюговий редуктор
Визначаємо радіальну силу ланцюгової передачі:
Fопц=Kb? Ft + Fо=1,05 * 1557,4 + 60,129=1695,4 Н
де Kb - коефіцієнт навантаження вала;
Ft - окружна сила, передана ланцюгом, Н;
Fо - попереднє натяг ланцюга, Н.
Визначаємо радіальну силу муфти швидкохідного валу:
Fм1=50 ?? T1=50 * ?? 205,5=716,76 Н
де T1 - обертаючий момент на швидкохідному валу, H.
7.3 Силова схема навантаження валів
Приймаємо напрямок гвинтових ліній коліс:
для шестерні - з лівим зубом, для колеса - з правим зубом.
Приймаємо напрямок обертання двигуна за годинниковою стрілкою.
Приймаємо напрямок сил в зачепленні редукторної пари у відповідності з прийнятим напрямком гвинтової лінії і обертання валів:
окружні сили Ft1 і Ft2 спрямовані так, щоб моменти цих сил врівноважували обертаючі моменти T1 і T2, прикладені до валів редуктора з боку двигуна і робочої машини;
окружна сила Ft1 спрямована протилежно обертанню шестерні, а Ft2 - по напрямку обертання колеса.
Визначаємо напрямок консольних сил на вихідних кінцях валів:
а) напрямок консольної сили від ланцюгової передачі Fоп перпендикулярно осі валу і, відповідно до положення передачі, вона спрямована вертикально до горизонту;
б) консольна сила від муфти Fм перпендикулярна осі вал і спрямована в бік, протилежний силі Ft1=Ft2.
Визначаємо напрямок радіальних реакцій в підшипниках:
радіальні реакції в підшипниках швидкохідного і тихохідного валів направляємо в бік, протилежний напрямку окружних сил Ft1 і Ft2 і радіальних сил Fr1 і Fr2 в зачепленні редукторної пари. Точка програми - середина підшипника.
Визначаємо напрямок сумарних реакцій в підшипниках геометричним складанням радіальних реакцій у вертикальній і горизонтальній площинах методом паралелограма.
8. Проектний розрахунок валів редуктора
Вибираємо матеріал валів:
Приймаємо марку матеріалу сталь:
сталь 40Х
твердість: 235 ... 262 HB;
термообробка: поліпшення.
Призначаємо допускаемое дотичне напруження по навантаженнях крутіння (як при чистому крученні) напруги вигину, то допускаються напруження кручення приймаємо заниженими:
для швидкохідного вала- [t] к=20 Н/мм2;
для тихохідного вала- [t] к=25 Н/мм2.
Визначаємо геометричні розміри щаблів швидкохідного валу
Визначаємо діаметр першого ступеню:
___________
d1=3? Mk? 103/0,2? [T] k=3? 205,5 * 1000/0,2 * 20=37,2 мм
де Mk - крутний момент, дорівнює обертального моменту швидкохідного валу, Н? м;
[t] k-допустиме напруження кручення для швидкохідного валу, Н/мм2.
Приймаємо рівним d1 - 38 мм.
Визначаємо довжину першого ступеню:
l1=1,2? d1=1,2 * 38=45,6 мм
де d1- діаметр першого ступеня, мм.
Приймаємо рівним l1 - 48 мм.
Визначаємо діаметр другого ступеню:
d2=d1 + 2t=38 + 2 * 2,5=43 мм
де d1- діаметр першого ступеня, мм;
t-значення висоти буртика, приймаємо рівним 2,5 мм;
Приймаємо рівним d2 - 45 мм.
Визначаємо довжину другого ступеню:
l2=1,25? d2=1,25 * 43=54 мм
де d2- діаметр другого ступеня.
Приймаємо рівним l2 - 56 мм.
Визначаємо діаметр третьому ступені:
d3=d2 + 3,2r=45 + 3,2 * 3=52,6 мм
де d2- діаметр другого ступеня.
r-значення координати фаски підшипника, рівне 3 мм;
Приймаємо рівним d3 - 53 мм.
