2020-01-15
166
, (3.27)
где σF – выносливость зубьев, МПа;
Ft – окружная действующая сила, Н;
mn – нормальный модуль зацепления, мм.
Коэффициент нагрузки
КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)
YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ
У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;
У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;
Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;
Определение коэффициентов YВ и КF2
, (3.29)
=0,94
, (3.30)
где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;
n – степень точности колес.
=0,916=0,92
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб
, (3.31)
где 
допускаемое напряжение на изгиб, МПа;
- предел контакта выносливости, МПа;
- коэффициент безопасности.
Коэффициенты безопасности
= 
,
По таблице 3.9.Л.1. 
=1,75 для стали 45 улучшенной;
=1,0 для штамповок и отливок.
= 
=1,75
Допускаемые напряжения
для шестерни 
- формула (3.31);
для колеса 
- по формуле (3.31).
=237 МПа
=206 МПа
Определяем отношение 
/YF
для шестерни /YF1;
для колеса 
/YF2.
/YF1=237/4,09=57,9 МПа
/YF2=206/3,61=57 МПа
Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса.
,
=72,69 МПа
72,69 МПа≤206 МПа
Условие выполнено
Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводят на кручение по пониженным допускаемым напряжением.
Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)
, (4.1)
где dB1 - выходной конец вала редуктора;
Tk1 - крутящий момент, Н·м;
[ τ ] - допускаемое напряжение на кручение, МПа.
Так как ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое напряжение на кручение принимается [ τк ]
=29,47 мм
Принимаю dB1=30 мм
На выходной конец вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное уплотнение dВ1у (необходимо оставить высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).
dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм
Шестерня выполняется за одно целое с валом.
