2.11.Визначаємо сили, які діють в зачепленні:

Рис. 2. Сили, які діють в зачепленні.

Окружна сила: Н;

Радіальна сила: H;

Осьова сила: F_a = F_t · tg ß =3531,25·tg10,89=784,4 Н;

2.12.Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

.

2.13.Перевірку контактних напружень проводимо за формулою:

;

де K_H – коефіцієнт навантаження, який визначаємо за формулою:

K_H = K_Hα · K_Hß · K_HV;

K_Hα – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубцями. За табл. 3.4. [5] приймаємо K_Hα =1,09 .

K_Hß – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця. За табл. 3.5. [5] приймаємо K_Hß =1,08 .

K_HV – коефіцієнт динамічності. За табл. 3.6. [5] приймаємо K_HV = 1,0.

Таким чином, K_H =1,09∙1,08∙1=1,17

Тоді:

= МПа > [σ_Н] = 410 МПа.

Обчислимо величину недовантаження передачі за формулою:

,

що знаходиться в межах норми.

2.14.Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням згину за формулою:

≤ [σ _F];

де К_F – коефіцієнт навантаження, який визначається за формулою:

К_F = К_Fβ · К_FV;

За табл. 3.7. [5] приймаємо: К_Fβ = 1,17.

.

К_FV – коефіцієнт динамічності.

За табл. 3.8. [5] приймаємо: К_FV=1,1 .

Тоді:

К_F=1,17·1,1=1,287.

Y_F – коефіцієнт форми зуба, який залежить від еквівалентного числа зубців.

Шестерні:

.

Колеса:

.

За табл. ст. 42 [5] приймаємо коефіцієнт міцності зуба:

Y_F1 =3,85; Y_F2 = 3,61.

Визначаємо відношення :

Для шестерні:

МПа ;

Для колеса:

МПа;

Подальший розрахунок будемо проводити для зубців колеса, так як дане відношення для зубів колеса менше. Визначаємо коефіцієнти Y_ß та К_Fα.

К_Fα – коефіцієнт торцевого перекриття.

В навчальних цілях приймаємо К_Fα = 0,92.

Підставивши дані, отримаємо:

= МПа < [σ _F2] = 206 МПа .

Умову міцності виконано.

3.Проектувальний розрахунок валів редуктора

Розрахунок виконуємо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Крутні моменти в поперечних перерізах валів:

ведучого Т₂ = 11310³ Нмм;

веденого Т₃ = 321,610³ Нмм.

3.1.Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні []_к = 25 МПа:

мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в1 =30 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п1 = d_В1 + 5=30+5 =35 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п1 =35 мм.

Шестерню виконуємо за одне ціле із валом.

Рис. 3. Конструкція ведучого валу

3.2.Ведений вал:

Діаметр вихідного кінця вала d_в2 визначаємо при меншому []_к = 20 МПа:

мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_в2 = 45 мм.

Діаметр валу під підшипниками приймаємо d_п2 = d_В2 + 5 = 45 + 5 = 50 мм.

Приймаємо діаметр валу найближчим стандартним: d_п2 =50 мм.

Діаметр валу під зубчастим колесом приймаємо d_к2 = 56 мм.

Рис. 4. Конструкція веденого валу

4.Конструктивні розміри зубчастої пари.

4.1.Вал-шестерня.

По технологічним міркуванням вал-шестерню виконуємо за одне ціле із валом. Розміри шестерні розраховано вище:

d₁ =64 мм; d_a1 =70 мм; b₁ =60 мм.