Проверяем зубья по напряжениям изгиба по формуле

(1.31)

где К_F— коэффициент нагрузки,

; (1.32)

(по табл. Б.10 приложения определим К_F, по табл. Б.11 К_F.);

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни

(1.33)

у колеса

(1.34)

для зубчатых колес, выполненных без смещения, Y_F имеет следующие значения:

Таблица 1.2—Коэффициент Y_F

z	17	20	25	30	40	50	60	70	80	100 и более
YF	4,28	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,62	3,61	3,61	3,60

Допускаемое напряжение определяем по формуле

(1.35)

где - предел выносливости определяем по табл. Б.12,

S_FS_FS_F - коэффициент безопасности; S_F учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес; его значения приведены в табл.Б.12 приложения, а S_Fучитывает способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок S_F=1,0; для проката S_F=1.15; для литых заготовок S_F=1.3.

Допускаемые напряжения:

для шестерни _F,

для колеса _F.

Находим отношения _Y:

для шестерни _  _1,

для колеса _  _2.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеcа, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_ и К_F:

(1.36)

(1.37)

где _ - коэффициент торцового перекрытия;

n – степень точности зубчатых колес.

При учебном проектировании можно принимать среднее значение _=1,5 и степень точности 8-ю; тогда К_F=0.92; b – ширина венца того зубчатого колеса, зубья которого проверяют на изгиб.

Проверяем прочность зуба по напряжениям изгиба по формуле (1.31).

3 Проектный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении _к=25 МПа по формуле

(1.38)

где Т₁—вращающий момент на ведущем валу редуктора.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Иногда принимают d_дв=d_в1.

Диаметр вала под подшипниками согласовываем с ГОСТом на подшипники

d_п =d_в1+5 мм. (1.39)

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рисунок 1.3. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем _к =20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

(1.40)

где Т₂—вращающий момент на ведомом валу редуктора.

Рисунок 1.4 Конструкция ведомого вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

(табл. 19.1 [1]).

Диаметр вала

под подшипниками

d_п2=d_в2+5 мм,

под зубчатым колесом

d_к2= d_п2+5 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.