8. Определяем фактическое передаточное число u_ф:

                                                                          .

 и проверяем  его отклонение от заданного:

                                                                                  

       9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

               .  
 

 Геометрические параметры передачи представлены в табл. 5. 

 Таблица 5

 Геометрические параметры передачи

 
 

.4.5. Проверочный расчет 

       1. Проверяем межосевое расстояние:

                                 .

       2.Проверяем контактные напряжения s_Н:

                  .

 

где К - вспомогательный  коэффициент. Для косозубых передач К = 376; 

                     

        — окружная сила в зацеплении, Н;

       К_Нa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Зависит от окружной скорости колес , и степени точности передачи, принимаем равной 8; К_Нa=1,119 [1, с.62-63];

       К_Нu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, К_Нu=1,01 [1, с.62].

       Подставляя  числовые данные получаем:  

                              

3.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни s_F1 и колеса s_F2, Н/мм²:

              

                                                                                                             

 

где  m - модуль зацепления, мм;

        b₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

        F_t - окружная сила в зацеплении, Н;

       K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Fa зависит от степени точности передачи. К_Fa = 1,0.

       К_Fb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_Fb = 1;

       К_Fu — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи равный 1,04, [3];

       Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

                                                                           .

 и колеса

   

                                             Y_F1 = 3,88    и  Y_F2 = 3,62;

 

         — коэффициент, учитывающий  наклон зуба;

       [s]_F1 и [s]_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

       

                

                             

       Составляем  табличный ответ^*, мм:

                                                                                                                       Таблица 6

 Проверочный расчет

4.6. Определение сил в зацеплении

 

                                                                                                  Таблица 7        Значения сил

4.7. Определение консольных сил

 

       В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями, а также ременные и цепные передачи, определяющие консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором или редуктор с рабочей машиной.

Значения  консольных сил приведены в табл. 8

       Таблица 8

         Значения консольных сил

   

                                                                                                      Таблица 9

Табичный  расчёт к задаче                            

5. Предварительный  расчет валов и  выбор стандартных        изделий (подшипники, крышки, уплотнения).

    

    

    Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.

    Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением  и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.

    Валы  воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.  

5.1. Определение геометрических параметров ступеней валов

 

       Редукторный вал представляет собой ступенчатое  цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.   

                                        

                                            Входной вал

       

                                                 Рис. 3

       Определяем  расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм. 
 
 

    

    

    Участок I – выходной конец вала для установки шкива ременной передачи. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:

                              

    где – крутящий момент на рассматриваемом валу, Нм;

        – пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа; 

   

 

    Участок II – участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле: