Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

[1, с.36]:

принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n = 2 (мм).

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.37]  = 10 ⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

примем Z₁ = 32, тогда

примем Z₂ = 90.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

проверка:

диаметры вершин зубьев:

ширина колеса:

Ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].

Коэффициент нагрузки.

При _bd = 0,839, твердости менее 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения шатунной передачи К_Н = 1,25 [1, с.39]. При v = 3,369 (м/с) и восьмой степени точности

К_Н = 1,09 [1, с.39]. Для косозубых колес при v < 10 м/с имеем К_Нv = 1 [1, с.40].

Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

Проверка контактных напряжений [1, с.31]:

Силы, действующие в зацеплении [1, с.294]:

окружная:

 = 20 ⁰;

радиальная:

осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, с. 46]:

Коэффициент нагрузки

Здесь K_F = 1,17; K_Fῡ = 1 [1, c.43].

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v.

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,76; Y_F2 = 3,6 [1, c. 42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1, c. 43]

Для стали 45 нормализованной при твердости НВ≤ 350 [2, c. 295] предел выносливости

для шестерни:

для колеса:

Коэффициент безопасности для поковок и штамповок [1, c.45]. Таким образом,

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Коэффициент Y_ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

Коэффициент К_F учитывает распределение нагрузки между зубьями.

где _ - коэффициент торцового перекрытия и n – степень точности зубчатых колес.

_ = 1,5; n = 8 [2, c.47].

Проверяем прочность зуба колеса [2, c. 46]:

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [1, c. 161]

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в1 = 50 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 55 мм.

Ведомый вал

Учитывая влияние изгиба вала от шатунной передачи, принимаем .

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в2 = 40 мм,

Диаметр вала под подшипники принимаем d_n2 = 55мм,

Под зубчатым колесом d_к2= 60 мм.

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников [1,c 394]

d_п1 = 55 мм; d_п2 = 55 мм.

Длина муфты 82