Требуемое межосевое  расстояние должно быть:

Расстояние  мм

Тогда для подшипников:

легкой серии  D_Б=90 мм; D_т=100 мм; а_тр=116 мм

средней серии  D_Б=110 мм; D_т=120 мм; а_тр=140 мм

Следовательно, в случае применения подшипников  средней серии межосевое расстояние передачи а_w=142 мм не подходит.

Проверка  передачи по условию  соотношения валов

Требуется, чтобы  в конструкции быстроходного  вала – шестерни делительный диаметр  d₁ ,был равен или больше диаметра вала для установки подшипника т. е. , d_п=60 мм, следовательно, межосевое расстояние передачи а_w=142 мм не подходит.

Принимаем для  дальнейшего расчета передачу с  межосевым расстоянием а_w=168 мм.

2. Для выбранного варианта определим предварительные основные размеры колеса:

делительный диаметр: мм

ширина  мм

Принимаем из ряда стандартных чисел 53 мм

3. Определим предварительное значение модуля передачи.

Примем коэффициент  К_м = 6,8. Тогда по формуле:

Округляем до стандартного значения: m=4 мм.

4. Найдем суммарное число зубьев.

5. Число зубьев шестерни:

 Принимаем z₁ = 17

Число зубьев колеса:

6. Фактическое передаточное число:

Отклонение от заданного передаточного отношения:

2.3.2. Расчет геометрических размеров шестерни и колеса.

Диаметр делительный  шестерни: d₁= z₁×m=17 × 4=68 мм

Диаметр вершин шестерни: d_a1= d₁+2×m=68+2×4=76 мм

Диаметр впадин шестерни: d_f1= d₁-2,5×m=68-2,5×4=58 мм

Диаметр делительный  колеса: d₂= 2× а_w - d₁=2 × 168 - 68=268 мм

Диаметр вершин колеса: d_a2= d₂+2×m=268+2×4=276 мм

Диаметр впадин колеса: d_f2= d₂-2,5×m=268-2,5×4=258 мм

Ширина шестерни:

Проверим пригодность  заготовок колеса для принятой их термообработки.

Для шестерни:

Для колеса без выточек:

Для выбранного материала  .

Условия пригодности  материала выполнены.

2.3.3. Силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила: Н

Осевая сила: Н

2.4. Проверочный расчет  передачи.

2.4.1. Проверка зубьев колеса по  напряжениям изгиба.

Определим степень  точности и значение некоторых коэффициентов.

Фактическая частота  вращения вала будет равна 

Окружная скорость колеса:

Степень точности тогда составляет 9

Найдем коэффициенты  зуба:

Для прямозубых колес при твердости зуба менее 350НВ

К_FV = 1,4

Для определения  коэффициентов Y_F определим приведенное число зубьев:

колеса z_V2 ==z₂ /cos³ b= 67/1= 67

шестерни z_V1 ==z₁ /cos³ b= 17/1= 17

По табл. 2.5 принимаем  Y_F2 =3,61; Y_F1 =4,27

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

, что меньше  .

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

, что также меньше  .

2.4.2. Проверка  зубьев колеса по контактным напряжениям.

 

Для проверки зубьев колес по контактным напряжениям предварительно нужно определить значения некоторых коэффициентов:

коэффициент ; коэффициент ;  коэффициент   —при  твердости  зубьев <350НВ.

Расчетное контактное напряжение по формуле (2.31)

Расчетное напряжение превышает допускаемое в 679/877 @0,77 раза, что находится в допустимых пределах.

2.4.3. Расчет ременной  передачи

По таблице  для передачи мощности Pэ.=22 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=800 мм. 

Найдем фактическое  передаточное отношение:

Отклонение от заданного значения составляет 5%.

Ориентировочно принимаем минимального межосевого расстояния:

 мм

Расчетная длина  ремня:

мм

Принимаем L=2900 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=0,83

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 

3. Эскизное проектирование

3.1. Проектный расчет валов.

 

Для построения компоновочной схемы следует  дополнительно определить некоторые размеры валов.

Для быстроходного  вала ранее нашли: d=50мм; d_п=60 мм.

Диаметр буртика  Произведем расчет диаметра буртика d_БП= d_п + 3×r=60+3×3,5=70,5 мм

Наружный диаметр  шестерни d_a1= d₁+2×m=68+2×4=76 мм, что мало отличается от d_БП=70,5мм. Поэтому примем d_БП=70,5мм.

Для тихоходного  вала ранее нашли: d =55 мм, d_п =70 мм. Диаметр буртика d_БП= d_п + 3×r=70+3×3,5=80,5 мм. Примем стандартное значение d_БП= 80 мм.

Предварительно  выберем шариковые радиальные подшипники. Установку подшипников наметим по схеме «враспор».

Размеры других участков валов.

Быстроходного вала с коническим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МБ=1,5×d=1,5×50=75 мм. Принимаем 75 мм;

длина цилиндрического  участка 0,15×d = 0,15×50 =7,5 мм. Принимаем 7,5 мм;

диаметр и длина  резьбы (3.9) d_Р=0,9×(d-0,1×l_MБ)= 0,9×(50-0,1×75)=38,25 мм. Принимаем 40 мм

l_Р=1,2×d_Р =1,2×40 =48 мм;

длина промежуточного участка l_КБ=1,4×d_П=1,4×60=84 мм;

тихоходного вала с коническим концом:

Длина посадочного  конца вала l_МТ=1,5×d=1,5×55=83 мм. Принимаем 85 мм;

длина промежуточного участка l_КТ=1,4×d_П=1,4×70=98 мм;

длина цилиндрического  участка 0,15×d = 0,15×55 =8,25 мм. Принимаем 8,5 мм;

диаметр и длина  резьбы (3.9) d_Р=0,9×(d-0,1×l_MТ)= 0,9×(55-0,1×83)=42 мм. Принимаем 42 мм

l_Р=1,2×d_Р =1,2×42@ 50 мм; 
 
 
 
 
 

3.2. Выбор типа и схемы установки  подшипников.

3.2.1. 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 чаше 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.