2020-04-20
238
Определяем делительные диаметры колёс по формуле
; (28)
. (29)
Проверка: 
. Проверка выполняется.
Диаметры вершин зубьев:
; (30)
. (31)
Ширина колеса:
; (32)
Ширина шестерни:
. (33)
Проверочный расчет на контактную прочность
Контактные напряжения равны
(34)
Полученное значение меньше значения [sH ]=425,5, то есть условие проверки по прочности выполнено.
Рассчитываем силы, действующие в зацеплении: окружную, радиальную и осевую.
Окружная сила:
. (35)
Радиальная сила:
.(36)
Осевая сила:
.(37)
Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев
Допускаемое напряжение изгиба равно
,(38)
где 
- предел изгибной выносливости материала, 
= 1,8НВ;
[SF] - коэффициент безопасности, [SF] = 1,75.
Для каждого колеса определим напряжение
МПа.
МПа.
для шестерни 
МПа;
для колеса 
МПа.
Определяем коэффициент формы зубьев в зависимости от числа зубьев
тогда 
тогда 
Для шестерни - 
.
Для колеса - 
.
Дальнейший расчет выполняем для того, у которого отношение 
меньше, то есть для колеса.
Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность
Определяем прочность зубьев на изгибную выносливость по формуле
, (39)
где Ft - окружная сила, Ft = 944 Н;
KF - коэффициент, учитывающий характер нагрузки [4, с. 295],
KF = 1,75;
YF - коэффициент формы зубьев [4, с. 42], YF = 3,6;
В качестве b берется ширина того из колёс, для которого отношение меньше.
. Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Выполняется без учета деформации изгиба по направлениям кручения.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение [τk] = 25 МПа по формуле
. (40)
Округляем полученное значение до значения равного 0,8dдв и получаем
d Bl 
22 мм.
Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле 
. Принимаем по стандартному ряду 
30 мм.
Ведомый вал: [τk] = 20
. (41)
По стандартному ряду принимаем диаметр под подшипниками 
30 мм.
Определяем диаметр ведомого вала под колесом: 
. Тогда выбираем стандартное значение 
35 мм.
