4.2 Проверочный расчет
Проверяем межосевое расстояние:
a_w = (d₁ +d₂)/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10)
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес: D_заг  D_пред; S_заг  S_пред. Диаметр заготовки шестерни
D_заг = d_а1 + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.

Толщина диска заготовки колеса S_заг = b₂ + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм. 41,31<125 и 30 < 80, следовательно, условие выполняется.
13. Проверяем контактные напряжения σ_н, Н / мм²:
_H = K√F_t(U_ф + 1) K_H K_ K_ / (d₂ b₂) ≤ []_H.(4.11)
где а) К  вспомогательный коэффициент, равный 376;
б) F_t = 2 T₂ 10³ / d₂ - окружная сила в зацеплении, Н:
F_t = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;
в) К_Н  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Н определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле
v = ₂ d₂ /(2· 10³) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)
Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент К_H = 1,114 ;
г) К_Hυ  коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 .
Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:
_H = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм².
14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2, Н/мм²:

_F2 = Y_F2 Y_ F_t K_F K_F K_Fv / ( b₂ m ) ≤ []_F2 ,(4.13)
_F1 = _F2 Y_F1 / Y_F2 ≤ []_F1 ,(4,14)
где a) m — модуль зацепления, мм; b₂ — ширина зубчатого венца колеса, мм; F_t — окружная сила в зацеплении, Н;
б) K_Fa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Fa зависит от степени точности передачи. К_Fa = 1;
в) К_F — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_F = 1;
г) К_F — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;
д) Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни
z_v1 = z₁ / cos³ 21 / 0,92686 = 22,7 (4.15)
и колеса
z_v2 = z₂ / cos² 83 / 0,92686 = 89,5 (4.16)
где  — угол наклона зубьев;
Y_F1 = 3,959 и Y_F2 = 3,600;
е) Y_ = 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;
ж) []_F1 и []_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².
Подставив все значения в формулы (4.13 - 4.14), получим:
_F2 = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ _F2
_F1 = 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ _F1
15. Составим табличный ответ к задаче 4:
Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Задача 5. Расчет открытой передачи
5.1 Расчет открытой цепной передачи
1. Определяем шаг цепи р, мм:
p = 2,8 ³√T₁ 10³ K_э/(v z₁ [p_ц]) , (5.1)
где а) Т₁ - вращающий момент на ведущей звездочке,Т₁ = 105,4 Н· м;
б) К_э — коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:
К_э= К_д К_с К_ К_рег К_р (5.2)
где К_д — коэффициент динамичности нагрузки, К_д = 1;
К_с — коэффициент, учитывающий способ смазывания, К_с = 1;
K_— коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, C_ = 1;
K_рег — коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния, К_рег = 1;
K_р — коэффициент, учитывающий режим работы, К_р = 1,25;
К_э = 1 · 1 · 1 · 1 · 1,25 = 1,25
в) z₁ - число зубьев ведущей звездочки
z₁ = 29 - 2u, (5.3)
где u — передаточное число цепной передачи, u = 3,4;
z₁ = 29 - 2 · 3,4 = 22,2.
Полученное значение округляем до целого нечетного числа (z₁= 23 ), что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z₂ и четным числом звеньев цепи l_p обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;
г) [p_ц] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм², зависит от частоты вращения ведущей звездочки и ожидаемого шага цепи, который принимается равным из промежутка р = 19,05..25,4 мм. Учитывая это получаем [p_ц] = 25,5 Н/мм²;
д)  — число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР = 1;
p = 2,8 ³√ 105,4 · 1000 · 1,25 /(1 · 23 · 25,5) = 17,02 мм,
Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного
р = 19,05 мм.
2. Определим число зубьев ведомой звездочки z₂:
z₂ = z₁ u , (5.4)
z₂ = 23 · 3,4 = 78,2,
Полученное значение z₂ округляем до целого нечетного числа (z₂ = 79 ). Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z₂  120.
3. Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u:
u_ф = z₂ / z₁, (5.5)
u = |u_ф –u| /u· 100% . (5.6)
Подставляя в значения в формулы (5.5 - 5.6), получим
u_ф = 75 / 23 = 3,43;
u = |3,43 - 3,4|/3,4 · 100% = 1 % ≤ 4 %.
4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:
Из условия долговечности цепи а = (30...50) р = 40 · 19,05 = 762 мм,
где р — стандартный шаг цепи.
Тогда а_р = а/р = 30...50 = 40 — межосевое расстояние в шагах, мм.
5. Определяем число звеньев цепи l_р:
l_p = 2 a_p + (z₂ + z₁) / 2 + [(z₂ - z₁) / 2]² / a_p, (5.7)
l_p = 2 · 40 + (102) / 2 + [(79 - 23) / (2 · 3,14)] ² / 40 = 133.
Полученное значение l_p округляем до целого четного числа (l_p =132).
6. Уточняем межосевое расстояние а_р в шагах:
a_p = 0,25 {l_p - 0,5(z₂ + z₁) + √[l_p - 0,5(z₂ + z₁)]² - 8[(z₂ - z₁) / (2 )]²}, (5.8)
a_p = 0,25 · { 132 - 0,5 · (102) + √[132 - 0,5 · (102)] ² - 8 · [( 79 - 23) / (2 · 3,14)] ²} = =39,5
7. Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:
а = а_р р , (5.9)
a = 39,5 · 19,05 = 752,5 мм.
Значение а не округляем до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть и возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние а_м = 0,995а.
8. Определяем длину цепи l, мм:
l = l_р p , (5.10)
l = 132 · 19,05 = 2514,6 мм.
Полученное значение l не округляют.
9. Определяем диаметры звездочек, мм.
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки d_∂1, мм:
d_∂1= p /sin(180°/ z₁), (5.11)
d_∂1 = 19,05 / sin(180 /23) = 140 мм;
диаметр делительной окружности ведомой звездочки d_∂2, мм:
d_∂2= p /sin(180°/ z₂), (5.12)
d_∂2 = 19,05 / sin(180 /79) = 480 мм;
диаметр окружности выступов ведущей звездочки D_e1, мм:
D_e1 = p(K + K_z1 - 0,31 / ), (5.13)
диаметр окружности выступов ведомой звездочки D_e2, мм:
D_e2 = p(K + K_z2 - 0,31 / ), (5.14)
где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба; K_z — коэффициент числа зубьев:
K_z1 = ctg(180°/z₁) = ctg( 180°/23) = 7,28 — ведущей звездочки,
K_z2 = ctg(180°/z₂) = ctg(180°/ 79) = 25,14 — ведомой звездочки;

 = р / d₁ — геометрическая характеристика зацепления (здесь d₁ — диаметр ролика шарнира цепи), =19,05 / 5,94 = 3,21
Подставив значения в формулы (5.13 - 5.14), получим
D_e1 = 19,05 · (0,7 + 7,28 - 0,31/3,21) = 150,2 мм,
D_e2 = 19,05 · (0,7 + 25,14 - 0,31/3,21) = 490,4 мм,
диаметр окружности впадин ведущей звездочки D_i1:
D_i1 = d_∂1 - (d₁ - 0,175 √ d_∂1) , (5.15)
D_i1 = 140 - (5,94 - 0,175· √140) = 136,1 мм,
диаметр окружности впадин ведомой звездочки D_i2:
D_i2 = d_∂2 - (d₁ - 0,175 √ d_∂2) , (5.16)
D_i2 = 480 - (5,94 - 0,175· √480) = 477,9 мм
Проверочный расчет
10. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n₁ об/мин:
n₁  [n]₁, (5.17)
где n₁ — частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка);
[n]₁ = 15000 / p = 15000 / 19,05 = 787,4 об/мин — допускаемая частота вращения.
239 ≤ 787,4 .
11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек U, c^-1:
U [U], (5.18)
где U = 4 z₁ n₁ / (60 l_p) = 4 · 23 · 239 / (60 · 132) = 2,78 c^-1— расчетное число ударов цепи;
[U] = 508 / p = 508 / 19,05 = 26,667 c^-1 —допускаемое число ударов.
2,78 ≤ 26,667 .
12. Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:
23 · 19,05 · 239 /60000 = 1,74 м/с. (5.19)
13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_t, Н:
F_t = Р₁· 10³/v , (5.20)
где Р₁ — мощность на ведущей звездочке кВт; v, м/с .
F_t = 2,63 · 1000/1,74 = 1511,5 H.
14. Проверяем давление в шарнирах цепи p_ц, Н/мм²:
p_ц = F_t K_э / A < [p_ц], (5.21)
а) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм²:
A = d₁ b₃, (5.22)
где d₁ и b₃ — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм;
б) допускаемое давление в шарнирах цепи [р_ц ] уточняют соответствии с фактической скоростью цепи v м/с. [р_ц ] = 25,5 Н/мм²

А = 5,94 · 12,7 = 75,4 мм²,
p_ц = 1511,5 · 1,25 / 75,4 = 25 Н/мм² ≤ 25,5 Н/мм²
15. Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S[S], где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S—расчетный коэффициент запаса прочности,
S = F_p / (F_t K_д + F₀ + F_) , (5.23)
где a) F_p – разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р, F_p = 31800 H;
б) F_t – окружная сила, передаваемая цепью, Н; К_д – коэффициент, учитывающий характер нагрузки
в)F_o — предварительное натяжение цепи от провисания; ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н,
F_o = K_f q a g, (5.24)
где К_f =3 – коэффициент провисания; a – межосевое расстояние, м; q = 1,9 – масса 1 м цепи, кг/м; g =9,81 м/с² – ускорение свободного падения.
г) F_ — натяжение цепи от центробежных сил, Н; F_ = q v² ,
где v — фактическая скорость цепи, м/с.
F_ = 1,9 · 1,74 ² = 5,75 Н,
F_o = 3 · 1,9 · 0,7525 · 9,81 = 42,01 H,
S = 31800 / (1511,5 · 1 + 42,01 +5,75) = 20,4
[S] = 8,156; 20,4 ≥ 8,156 - зн. условие выполняется.
16. Определение силы давления цепи на вал F_оп, Н:
F_оп = k_вF_t + 2F_o, (5.25)
где k_в = 1,05 – коэффициент нагрузки вала,
F_оп = 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H.
Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм

Задача 6. Нагрузки валов редуктора
Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
Значения сил приведены в табл. 6.1.
Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи
6.2 Определение консольных сил
Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.
Таблица 6.2 Консольные силы

Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость.
Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
7.1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]_к = 10...20 Н/мм².
При этом меньшие значения [t]_к — для быстроходных валов, большие — для тихоходных.
7.3 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.
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.
Результаты вычислений представлены в табл. 7.1.
Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора

7.4 Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.
Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).
Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).
7.5 Эскизная компоновка редуктора
Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2).
Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников

Задача 8. Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rр, Н, с базовой С_r, Н, или базовой долговечности L_10h, ч, (L₁₀, млн. оборотов), с требуемой L_h, ч, по условиям:
C_rp ≤ C_r и L_10h ≥ L_h.
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L_10h, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца.
8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу
Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.
Осевая сила в зацеплении F_a= 376,2 Н. Реакции в подшипниках
R_r1= 856,3 H; R_r2= 912,2 H.
Характеристика подшипников: С_r= 23,9 кН; С_0r= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0 , К_б=1,1, К_T=1. Требуемая долговечность подшипников L_h= 15 ∙10³ ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
R_s1=0,83еR_r1=0,83·0,36·856,3=255,86 Н
R_s2=0,83еR_r2 =0,83·0,36·912,2=272,56 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как R_s1< R_s2 и F_a > R_s2- R_s1 , то R_а1 = R_s1=255,86 Н,
R_а2= R_а1+ F_a =255,86 +376,2=632 Н

3. Определяем соотношения:
R_a1/(VR_r1) =255,86/(1· 856,3) =0,29
R_a2/(VR_r2) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69
4. По соотношениям R_a1/(VR_r1)<е и R_a2/(VR_r2)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_Е
R_E1=VR_r1К_бК_Т =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н
R_E2 = (X V R_r2 + Y R_а2) K_б K_т =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
С_rp = R_E2^m√60 · n · L_h/( а₁·10⁶ · а₂₃)= 1562 · ^3,33√60 · 955 · 15· 10³/( 0,7· 10⁶)= =13217,5 H < С_r =23900 H — подшипник пригоден.
6. Рассчитываем долговечность подшипника:
L_10h = (а₁·10⁶ · а₂₃ /(60· n)) · (С_r / R_E2)^3,33 = 10⁶ · 0,7·( 23900 / 1562) ^3,33 / (955 · 60) = =10⁵ > 15000 ч. — подшипник пригоден.
8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.
Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.
Осевая сила в зацеплении F_a= 376,2 Н. Реакции в подшипниках
R_r1= 1019,5 H; R_r2= 4102,5 H.

Характеристика подшипников: С_r= 35,2 кН; С_0r= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0 , К_б=1,1, К_T=1. Требуемая долговечность подшипников L_h= 15 ∙10³ ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
R_s1=0,83еR_r1=0,83·0,36·1019,5=313 Н
R_s2=0,83еR_r2 =0,83·0,36·4102,5=1260 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как R_s1< R_s2 , то R_а1 = R_s1=313 Н,
R_а2= R_а1+ F_a =313 +376,2=689,2 Н
3. Определяем соотношения:
R_a1/(VR_r1) =313/(1· 4102,5) =0,076
R_a2/(VR_r2) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67
4. По соотношениям R_a1/(VR_r1)<е и R_a2/(VR_r2)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_Е
R_E1=VR_r1К_бК_Т =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н
R_E2 = (X V R_r2 + Y R_а2) K_б K_т =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
С_rp = R_E2^m√60 · n · L_h/( а₁·10⁶ · а₂₃)= 3033,3 · ^3,33√60 · 239 · 15· 10³ /( 0,7· 10⁶ )= =16940 H < С_r =35200 H — подшипник пригоден.
6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L_10h = (а₁·10⁶ · а₂₃ /(60· n)) · (С_r / R_E2)^3,33 = 10⁶ · 0,7·( 35200 / 3033,3) ^3,33 / (239 · 60) = =171·10³ > 15000 ч. — подшипник пригоден.
Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Задача 9. Конструктивная компоновка привода
9.1 Конструирование зубчатого колеса
В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.
Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:
Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса
9.2 Конструирование валов
Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.
9.3 Конструирование подшипниковых узлов
Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.
Достоинства:
1. Возможность регулировки подшипников;
2. Простота конструкции опор;
Недостатки:
1. Вероятность защемления тел качения;
2. Более жесткие допуски на размеры.
Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.
9.4 Конструирование корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:
δ=1,8(Т₂)ј=1,8(105,4)ј= 6мм
Толщину стенки принимаем равной 7 мм (d_min=6).

9.5 Смазывание. Смазочные устройства
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления
а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.
б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях s_н и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100.
в) Определение количества масла. Объем масляной ванны V_м определяем из расчета ~0,5 ... 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: V_м=(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм³.
Необходимое количество масла примем равным 4 л.
г) Определение уровня масла. Определяется по формуле:
h_м=(0,1…0,5)d₁=3мм
д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора.
е) Слив масла. Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .
9.5.2 Смазывание подшипников
Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Задача 10. Проверочные расчеты
10.1 Проверочный расчет шпонок
Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 12x8x34.
Условие прочности на смятие:
_см = 2Т /( A_см · d) ≤ [_см], (11.1)
где Т — крутящий момент на тихоходном валу ; А_см – площадь смятия;
А_см = (0,94 h - t₁) l_р, (11.2)
где l_р = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t₁ = 5 мм; h = 8 мм;
А_см = (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм²,
_см = 2 · 105,4 · 10³/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм² ≤ []_см = 190 Н/мм²
Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 10x8x26.
l_р = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t₁ = 5 мм; h = 8 мм;
А_см = (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм²,
σ_см = 2 · 105,4 · 10³/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм² ≤ [σ]_см = 190 Н/мм²

10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения _экв, Н/мм²:
_экв = 1,3 F_p / A ≤ [], (11.3)
где F_p — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,
F_p = [К_з (1 - х) + х] F_в, (11.4)
F_в = 0,5; R_y = 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где R_y — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н.
х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27;
К_з — коэффициент затяжки, К_з = 1,5;
F_p = [1,5 · (1 - 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H;
A — площадь опасного сечения винта, мм²:
А =  d_p² / 4, (11.5)
d_p ≈ d₂ - 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d₂ — наружный диаметр винта, d₂ = 12 мм.
d_p ≈ 12 - 0,94 · 1,75 = 10,355 мм,
А = 3,14 · 10,355² / 4 = 84,17 мм².
[] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · _ = 0,25· 300 = 75 H/мм².
_экв = 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм²
10.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.
Условие прочности:
S ≥ [S], (11.6)
где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.
1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:
_а = М·10³/ W_нетто, (11.7)
_a = М_кр·10³/ (2·W_ρнeтто ), (11.8)
где — _a и _a амплитуда напряжения и цикла соответственно;
М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,
Н · м;
М_кр — крутящий момент, Н · м;
W_нетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;
Wρ_нетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;
_а = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм²,
_a = 3 Н / мм².
2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(K_)_D = K_ / K_d + K_F – 1, (11.9)
(K_)_D = K_ / K_d + K_F – 1, (11.10)
где К_ и K_ — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
K_d — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
К_F — коэффициент влияния шероховатости;
(K_)_D = 1,65 / 0,73 + 1, 5 - 1 = 2,76
(K_)_D = 1,45/ 0,73 + 1,5 - 1 = 2,49
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм²:
(_-1)_D=  _-1 / (K)_D = 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм²,
( _-1)_D =  _-1 / (K)_D = 0,58  _-1 / (K_)_D = 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм²,
где —  _-1 и _-1 пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².
4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям: