іаметри вершин зубів:
шестерні
колеса
Діаметри западин зубів:
шестерні
колеса
Робоча ширина зубчастого вінця b 4 визначається за прийнятим коефіцієнту=0,25. З виразу=b 4/aw знаходимо:
b 4=мм.
Приймаються ширину зубчастого вінця b 4=25 мм.
Для того щоб забезпечити передачу обертального моменту з шестірні на колесо, ширину шестерні призначають на 2..5 мм більше ширини колеса. Таким чином, приймемо ширину шестерні b 3=25 + 5=30 мм.
5. Визначення сил, що діють в зубчастому зачепленні
У косозубих зачепленні двох зубчастих коліс (рис. 5) зуби шестірні впливають на зуби колеса рівнодіючої силою F n, яка розкладається на силу F (спрямовану перпендикулярно лінії зуба) і радіальну силу F r (спрямовану від зуба до центру зубчастого колеса). Сила F у свою чергу розкладається на окружну силу F t і осьову силу F a (спрямовану уздовж осі обертання зубчастого колеса).
Рис. 5. Схема сил в зубчастому зачепленні.
Окружна сила визначається по залежності:
де Т - крутний момент на зубчастому колесі, Н мм; d - ділильний
діаметр зубчастого колеса, мм.
Радіальна сила визначається по залежності:
де=20 ° (кут зачеплення).
Осьова сила F a визначається по залежності:
З урахуванням вищевикладеного, прийнявши Т=Т ІІІ=49,6 · 10 3 (обертаючий момент на зубчастому колесі, Н · мм) і d=d 4=161 (ділильний діаметр зубчастого колеса, мм) , величина окружний сили F t буде дорівнює:
Радіальна сила дорівнює:
Осьова сила дорівнює:
6. Виконання попереднього розрахунку валів
Основним критерієм працездатності валів є умова їх міцності:
де - напруження, що виникає при крученні вала, МПа; [] - Допустиме напруження при крученні, МПа; Т - обертаючий момент, переданий валом, Н · мм; W p - полярний момент опору круглого перерізу, мм 3.
Полярний момент опору визначається по залежності:
де d - діаметр валу, мм.
Оскільки в попередніх розрахунках вигин вала не враховується, то розрахунок ведуть за зниженими допускаються напруженням, які вибирають з інтервалу []=25 ... 30 МПа. Приймаємо до розрахунку []=25 МПа.
З наведених залежностей визначаємо діаметри вихідних кінців валів редуктора:
Для вхідного вала редуктора (момент Т=Т ІІ=12,8 · 10 3 Н · мм):
Для вихідного валу редуктора (момент Т=Т ІІІ=49,6 · 10 3 Н · мм):
З урахуванням отриманих значень приймемо діаметри вихідних кінців валів, керуючись нормальним поруч лінійних розмірів.
Приймаємо діаметр вхідного кінця вала редуктора 16 мм ( gt;). Діаметри решти частин вала (крім діаметрів шестірні d 3, d a3 і d f3) приймаються з конструктивних міркувань (рис. 6), при цьому різниця між діаметрами зазвичай становить 3 ... 5 мм (іноді більше).
Рис. 6. Вхідний вал
Діаметр валу під підшипником d п повинен ділитися на 5. Діаметр валу для упору d уп повинен бути більше d п.
З урахуванням цього, приймаємо діаметр вхідного вала під підшипником d п вх=20 мм, діаметр валу для упору d уп=24 мм.
Приймаємо діаметр вихідного кінця вала редуктора d вих=22 мм (d вих gt; d вих расч). Діаметри решти частин вала приймаються з конструктивних міркувань (рис. 7).
Рис. 7. Вихідний вал
На підставі вищевикладених міркувань, приймаємо діаметр вихідного валу під підшипником d п вих=25 мм, діаметр валу під зубчастим колесом d зуб кол=30 мм, діаметр валу для упору зубчастого колеса d уп=36 мм.
7. Підбір підшипників кочення
Вали редуктора встановлюють в підшипники. Розрізняють підшипники ковзання і кочення. У редукторах найчастіше використовуються підшипники кочення, які складаються із зовнішнього і внутрішнього кілець, тіл кочення і сепаратора (деталі, що служить для утримання тіл кочення на певній відстані один від одного).
До основних геометричним параметрам підшипника відносяться: діаметри внутрішнього d і зовнішнього D кілець, а також ширину підшипника ...
