4.1.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках

. [3,с.18]

где σ_F – расчетное напряжение изгиба; σ_F =90,7 МПа; Т_пик/Т_ном=1,4.

.

4.1.19 Силы в зацеплении зубчатых колес:

Окружная:

Радиальная сила в зацеплении:

где α=20º, β=

Осевая сила в зацеплении: F_a=0, т.к. передача шевронная.

Основные параметры зубчатой передачи приведены в таблице 5.

Таблица 5 Основные параметры зубчатой передачи

	Наименование параметра	Обозначение и численное значение
1	Вращающий момент, Нм: на ведущем валу на ведомом валу	Т1= 534,5 Т2=2074,3
2	Угловые6 скорости валов, рад/с	ω1=48,22 ω2=12,0
3	Межосевое расстояние, мм	аw=200
4	Модуль нормальный, мм:	mn=3
5	Угол наклона зубьев, град	β=
6	Направление наклона зубьев шестерни	правое
7	Число зубьев: шестерни колеса	z1=23 z2=92
8	Диаметр делительный, мм: шестерни колеса	d1=80 d2=320
9	Диаметр вершин, мм: шестерни колеса	dа1=86 dа2=326
10	Диаметр впадин, мм: шестерни колеса	df1=72,5 df2=312,5
11	Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса	b1=165 b2=160
12	Cилы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая	Ft=12964 Fr=5471 Fa=0

4.2 Ориентировочный расчет валов

Расчет валов выполняют в два этапа: проектный расчет и проверочный расчет. Проектный расчет вала выполняют для определения его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники.

4.2. 1 Ведущий вал.

Диаметр d_а выходного конца вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:

где Т – крутящий момент, Н·мм; [τ]_к – допускаемое напряжение при кручении, МПа; [τ]_к=20МПа.

Диаметр выходного конца ведущего вала: Т₁= 534500 Н·мм

Принимаем

Длина выходного конца [2, с. 115].

Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:

где f=3,0 мм [2, с. 37]. ,

Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 65 мм., т.к.этот диаметр должен быть кратен пяти.

Диаметр бурта под подшипник:

,

где r- радиус фаски подшипника, r =2,0 мм [2. c. 37]

мм

Принимаем 65 мм.