Продолжение таблицы 3

3. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проведем кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Определяем диаметр выходного конца вала:

_________

³√ 16 Т_ш

d_в≥ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ (9)

π [τ _к]

Учитывая влияние изгиба вала клиноременной передачи, принимаем допускаемое напряжение при кручении [τ _к] = 20 МПа

_______________

³√ 16 * 39, 8 * 10³ _____

d_в1≥ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ≥ 10 * ³√ 10, 1 ≥ 10 * 2, 16 ≥ 21, 6 мм.

π * 20

Согласно стандартному ряду стр. 161 [2] принимаем d_в1 = 22 мм.

На выходной конец вала будет посажен на шпонке шкив клиноременной передачи.

Т. к. передача прямозубая, осевая нагрузка на подшипники отсутствует. Они будут воспринимать радиальную нагрузку и окружную.

Принимаем под шариковые радиальные подшипники диаметр вала d_п1 = 30 мм.

Принимаем конструктивно диаметр вала под шестерню d_ш = 40 мм.

Чтобы решить, как будем выполнять шестерню, вместе с валом или отдельно, определим расстояние «Х». Это расстояние между диаметром впадин шестерни и шпоночным пазом.

d_t₁– (d_ш+ t₂) 52, 8 – (40 + 3, 3)

Х = ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ = ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ = 4, 75 мм,

2 2

где t₂= 3, 3 мм, табл. 8. 9 стр. 169 [2]

Если «Х» > 2, 5 m, то шестерню выполняют отдельно от вала.

Определяем правую часть неравенства:

2, 5 m = 2, 5 * 3 = 7, 5 мм.

Итак, получим Х = 4, 75 < 7, 5 мм, то вал выполняем заодно с шестерней

Ведомый вал

Расчет вала ведем на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [τ _к] = 20 МПа, т. к. нам известно как будет соединяться ведомый вал с валом рабочей машины

_________ _______________

³√ 16 τ _к2 ³√ 16 * 199 * 10³ ____

d_в2≥ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ≥ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ─ ≥ 10 * ³√ 50, 7 ≥ 10 * 3, 7 ≥ 37 мм

π * [τ _к] π * 20

Принимаем ближайшее больше значение из стандартного ряда d_n₂ = 38 мм стр. 161 [2].

Конструктивно принимаем:

диаметр вала под подшипник d_n₂ = 45 мм;

диаметр вала под зубчатым колесом d_к2 = 50 мм

Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем заодно с валом.

Размеры шестерни отдельны выше (n. 3) d₁ = 60 мм; d_а1 = 66 мм; d_f₁ = 52, 8 мм; в₁ = 50 мм.

Конструктивные размеры колеса

Колесо изготавливаем стальным кованием (при диаметре меньше 500 мм), рекомендации стр. 230 [2].

d₂ = 300 мм; d_а2 = 306 мм; d_f₂ = 292, 8 мм; в₂ = 45 мм.

Диаметр ступицы d_с_m= 1, 6 * d_к2 = 1, 6 * 50 = 80 мм.

Длина ступицы l_с_m = (1, 2 ÷ 1, 5) * d_к2= (1, 2 ÷ 1, 5) * 50 = 60 ÷ 75 мм.

Принимаем l_с_m = 64 мм.

Толщина обода δ _о = (2, 5 ÷ 4) * m = (2, 5 ÷ 4) * 3 = 7, 5 ÷ 12 мм.

Принимаем δ _о = 10 мм.

Толщина диска с = 0, 3 * в₂ = 0, 3 * 45 = 13, 5 мм.

Принимаем с = 14 мм.

Диаметр центровой окружности:

Д_отв= 0, 5 (Д_о + d_с_m) = 0, 5(272, 8 + 80) = 176, 4 мм, где Д_о= d_t₂ – 2 * δ _о= 292, 8 мм ≈ 272 мм.

Диаметр отверстий

Д_о- d_с_m

d_отв≈ ─ ─ ─ ─ ─ = 48, 2 мм

Принимаем d_отв= 48 мм.

Баска: n = 2 мм.

Полученные конструктивно размеры покажем на рис. 3.

Размеры зубчатой пары занесем в таблицу № 3.

Таблица 3 Параметры зубчатой пары

№	Параметры.	Шестерня	Колесо
1			4
	Число зубьев. Z_i
	Модуль. m, мм	m = 3
	Передаточное число. U	u = 5
	Межосевое расстояние. Q_w, мм	a_w = 180
	Делительные диаметры. d_i, мм
	Диаметры вершин зубьев. d_a, мм

Продолжение таблицы 3

	3	4
Диаметры впадин зубьев. d_f, мм	52, 8	292, 8
Ширина колеса. в₂, мм	——
Ширина шестерни. в, мм		——
Диаметр ступицы. d_с_m, мм	——
Длина ступицы. l_с_m, мм	——
Толщина обода. δ _о, мм	——
Толщина диска. с, мм	——
Диаметр центровой окружности. д_отв, мм	——	176, 4
Диаметр отверстий d_отв, мм	——
Диаметр Д_о, мм	——
Фаска n, мм	——