Делительные диаметры равны

(7.15)

d₃ = m∙z₃ = 5∙21 = 105 мм.

d₄ = m∙z₄ = 5∙59 = 295 мм.

Диаметры вершин зубьев равны

(7.16)

d_a3 = d₃+2∙m = 105+2∙5 = 115 мм.

d_a4 = d₄ +2∙m = 295+2∙5 = 305 мм.

Диаметры впадин зубьев равны

(7.17)

d_f3 = d₃ - 2,5∙m = 105 - 2,5∙5 = 92,5 мм.

d_f4 = d₄ - 2,5∙m = 295 - 2,5∙5 = 282,5 мм.

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

. (7.18)

200 мм.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.

Окружные силы определяют по зависимости

. (7.19)

= 3552,6 Н.

Радиальные силы определяют по зависимости

, (7.20)

где = 20° - угол зацепления.

= 1293 Н.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

. (7.21)

= 3780,6 Н.

Проектный расчет и конструирование валов

При работе вал испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [ ]=15...20 МПа. Меньшее значение [ ] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d_В2, мм, (рисунок 9) равен:

(8.1)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала . мм, (рисунок 10) равен:

, (8.2)

где Т_II, Т_III - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).

22,37 мм. 37,06 мм.

Окончательно выбираем d_В2 = 26 мм, d_В3 = 38 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.

Рисунок 8 - Быстроходный вал (вал-шестерня)

Рисунок 9 - Тихоходный (выходной) вал

Для быстроходного вала (рисунок 8):

d_упл2=d_п2= d_в2 + (5…10) = (31…36) мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1).

Принимаем d_yпл2 = d_п2 = 35 мм;

d_б2= d_п2 + (5…10) = (40…45) мм - диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем d_б2=42 мм;

d_f1, d₁, d_a1, b₁- размеры шестерни (пункт 5.9).

Для тихоходного вала (рисунок 9):

d_yпл3=d_в3+(5…10) = (43…48) мм - диаметр вала под уплотнение. Принимаем d_yпл3=45 мм.

d_п3=d_упл3+(5…10)=(50…55) мм.

Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с. 67, таблица Б.5). Принимаем d_п3=50 мм;

d_к= d_п3+(5…10)=(55…60) мм - диаметр под зубчатое колесо. Принимаем d_k=55 мм;

d_б3 =d_к+(5…10)= (60…65) мм - диаметр буртика для упора колеса. Принимаем d_б3=60 мм. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка.

Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора непосредственным измерением или расчетом размерных цепей.