Y_F2 =3,65; Y_F1 =3,53

Напряжения изгиба в зубьях колеса (2,50)

Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)

Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше допускаемых. Продолжим расчет.

10. Проверка зубьев  колес по контактным напряжениям.

Коэффициенты  ; ;

По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение

что меньше допускаемого значения.

На этом силовой  расчет конической передачи заканчивается.

Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно определить некоторые размеры валов. Для вала

колеса (3.1)

Так как опорами  вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала

мм, или, после округления, d=71 мм;

Найдем диаметр d_п: d_п= d + 2×t_цил=71+2×5,1=81,2 мм Выбираем d_п= 85 мм

Произведем расчет диаметра буртика d_БП= d_п + 3×r=85+3×3,5=95,5 мм

Округляем до d_K=96 мм

Для вала шестерни (3.4)

Примем стандартное  значение d=60 мм;

d₁= d + 2×t_кон=60+2×2,7=65,4 мм

d₂= d₁ + (2…4)=65,4+(2…4)=67,4 …69,4 мм

Принимаем стандартное  значение d₂=65:

d_БП= d_п + 3×r=65+3×3,5=75,5 мм

Размеры других участков валов.

Вала  колеса с цилиндрическим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МТ=1,5×d=1,5×71=106,5 мм.

Принимаем 110 мм;

длина промежуточного участка l_КТ=1,2×d_П=1,2×85=102 мм;

длина ступицы  колеса l_ст= 1,2×d_K = 1,2×96 ==115,2 мм.

Примем стандартное  значение l_ст= 120 мм.

Вала  конической шестерни с коническим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МБ=1,5×d=1,5×60=90 мм.

длина цилиндрического  участка 0,15×d = 0,15×60 ==9 мм

длина участка d₁ l_КБ=0,8×d_П=0,8×65=52 мм;

длина резьбового участка 0,4×d_П=0,4×65= 26 мм.

диаметр и длина  резьбы d_Р=0,9×(d-0,1×l_MБ)= 0,9×(60-0,1×90)=45,9 мм. Принимаем 48 мм

длина резьбы l_Р=1,1×d_Р =1,1×48 @ 53мм;

Другие размеры  обоих валов выявляются при вычерчивании компоновочной схемы. 

2.3.1. Расчет ременной передачи

По таблице  для передачи мощности Pэ.=15 кВт принимаем клиновой ремень типа Б который имеет: b_p=14 мм; h=10,5 мм; S₀=138 мм². Принимаем диаметр малого шкива D₁=200 мм.

Определим скорость ремня:

 м/с

Скорость соответствует  оптимальной для клиновых ремней. Выбранный тип ремня допускается.

Принимаем коэффициент  скольжения e=0,01. Диаметр большого шкива будет равен:

мм

Выбираем из стандартного ряда D₂=480 мм. 

Найдем фактическое передаточное отношение:

Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно  принимаем минимального межосевого расстояния:

 мм

Расчетная длина  ремня:

мм

Принимаем L= 2000 мм.

Число пробегов ремня в секунду:

Уточняем межосевое  расстояние:

Условие выполнено.

Угол обхвата  ремнем малого шкива:

Принимаем при s₀=1,18 мПа мПа

Поправочные коэффициенты выбираем из таблиц:

Сa=0,86

Сu=1,05-0,0005×u²= 1,02

Ср=0,8

С_q=1

Допускаемая удельная окружная сила:

мПа

Окружная сила:

Н

Найдем площадь  сечения S и число ремней z:

Сила предварительного натяжения ремней:

Н

Сила нагружения вала:

Н

3.4. Выбор типа  и схемы установки подшипников.

3.4.1. Выбор типа  подшипника.

    В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

    Для опор валов цилиндрических колес  редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной. принимают подшипник средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес можно использовать также подшипники конические роликовые.

    Конические  колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию.

Для опор вала конической шестерни также используют конические роликовые подшипники. При очень  высокой частою вращения вала-шестерни  применяют подшипники шариковые радиально-упорные. Первоначально принимаем подшипники радиально-упорные средней серии.

3.4.2. Выбор  схемы установки подшипников.

 

В большинстве  случаев валы должны быть зафиксированы  от осевых смещений. По способности  фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки, а плавающая опора—только радиальную.

    Подшипники  качения выпускают следующих  классов точности (в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют  подшипники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности применяют для опор валов, требующих повышенной точности вращения или работающих при особо высоких скоростях вращения. С повышением класса точности подшипника стоимость его заметно возрастает.

    В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых смещений. По способности фиксировать осевое положение вала опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки, а плавающая опора—только радиальную.

    В некоторых конструкциях применяют  так называемые «плавающие» валы. Эти валы имеют возможность осевого  смешения в обоих направлениях и устанавливаются на плавающих опорах.

   Осевую  фиксацию широко применяют в коробках передач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных валов ленточных транспортеров, цепных конвейеров.

    Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружены кроме радиальной еще и осевой силой, то для более равномерного нагружения подшипников в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной нагрузкой.

    При температурных колебаниях плавающий  подшипник перемещается в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это  перемещение может происходить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнашивается. Поэтому при действии на опоры вала только радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору.

    Осевую  фиксацию валов применяют в цилиндрических передачах.

Принимаем фиксирующие  опоры.

3.5. Составление компоновочной  схемы.

После определения  расстояний между деталями передачи, диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.

4. Конструирование  шестерни и колеса

Размер ступицы  определяют но соотношениям для цилиндрических зубчатых колес.

При относительно небольших диаметрах колеса изготовляют из прутка, при больших заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.

При любой форме  колес внешние углы зубьев притупляют фаской , обрабатывая колеса по внешнему диаметру параллельно оси посадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.

С целью экономии относительно дорогих сталей, идущих на изготовление конических колес, целесообразно колеса выполнять составными.  В  зависимости  от размеров колеса зубчатый венец крепят к стальному центру болтами, установленными без зазора    (под развертку), или к фланцу вала заклепками; зубчатый венец располагают так, чтобы осевая сила, возникающая в зацеплении, была направлена на опорный фланец.

Широкое применение имеют конические колеса с круговыми зубьями, которые нарезают резцовыми головками, закрепляя заготовку на оправке. Чтобы такое нарезание можно было осуществить, необходимо предусмотреть свободный выход инструмента.

5. Расчёт шпоночных  соединений.

Для передачи вращающего момента  с колеса на вал применим шпоночное соединение. мм

Шпонка призматическая (табл. 12.5): b=25 мм, h =14 мм, t₁ =9 мм. Длина шпонки l=107 мм, рабочая длина l_p = l - b =107 – 25 = 82мм. Расчетные напряжения смятия:

что меньше [s]_см=140 Н/мм² для чугунной ступицы шкива. Условие выполнено