2.7.2 Розрахунок на втому при згині

Визначимо дійсні напруження згину шестерні, МПа:

(2.42)

де Y_F1 – коефіцієнт форми зуба шестерні;

К_Fα – коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями, згідно довідників обираємо К_Fα=1;

К_Fβ – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця, К_Fβ=1,29;

К_FV – коефіцієнт динамічного навантаження в зубчастому зачепленні, згідно довідників обираємо К_FV=1,3;

Визначимо коефіцієнт форми зуба шестерні:

(2.43)

З довідників обираємо Y_F1=3,57.

Визначимо дійсні напруження згину шестерні, МПа:

Визначимо дійсні напруження згину колеса, МПа:

(2.44)

де Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса;

Визначимо коефіцієнт форми зуба колеса:

(2.45)

З довідників обираємо Y_F2=3,55.

Визначимо дійсні напруження згину колеса, МПа:

Визначимо дійсні максимальні контактні напруження, МПа:

(2.46)

2.8 Підсумкові дані розрахунку

Зовнішня конусна відстань Rе=107,4 мм
Зовнішній коловий модуль mе=3 мм
Міжосьовий кут передачі Σ=90
Середній нормальний модуль mm=2,6 мм
Тип зуба – прямозубий
Середній кут нахилу зуба βm=00
Ступінь точності згідно ГОСТ 1643-81 – сьома
	шестерня	колесо
Ширина зубчастого вінця	26,76	26,76
Зовнішній ділильний діаметр dе, мм	72	200
Зовнішні діаметри коліс dае, мм	79,1	201,5
Кут ділильного конуса δ	19,66	70,34
Середній ділильний діаметр dm, мм	63	175
Число зубців Z	24	67
Напрям нахилу зуба	лівий	правий
Коефіцієнт зміщення Хn	0,26	-0,26
Колова сила Ft2≈ Ft1, Н	2713
Радіальна сила Fr2≈ Fа1, Н	332
Осьова сила Fа2≈ Fr1, Н	930
Фактичне передаточне число Uф	2,8

3. Розрахунок передачі плоским пасом

3.1. Вихідні дані.

Розрахункова потужність привода	РД=4,89 кВт
Обертовий момент на ведучому валу	ТД=48,4 Нм
Частота обертів ведучого валу	nД=965 хв-1
Передаточне число передачі	UП=1,9
Ресурс роботи передачі	tΣ=20000 год
Коефіцієнт навантаження	Ψ=1,8
Кількість змін	2
Тип електродвигуна	4А132S6/965/2