Проверка контактных напряжений:

[_Н]= 410 МПа; _Н ≤ [_Н];

Фактические напряжения не превышают допустимые. Поэтому принимаем ранее выбранную ширину зубчатых колес.

4.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Силы, действующие в зацеплении:

– окружная

F_t= 2T₁ / d₁ =2*32*10³/37,33=1714 Н;

– радиальная

F_r= F_ttg/cos = 1714*0,364/0,964=648Н;

– осевая

F_a= F_ttg = 1714*0,364=624Н;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

_F= (F_tK_FY_FY_K_FL) / (bm_n)[_F]_.

Коэффициент нагрузки: K_F= K_FK_FV;

где K_F-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при

_вd = 1,6, НВ  350 и симметричном расположении колес K_F= 1,25;

K_FV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), K_FV= 1,1.

Таким образом: K_F= K_FK_FV=1,25*1,1=1,375;

Коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев Z_V:

Z_V1 = Z₁ / cos ³ = 18/(0,964)³=20; Z_V2 = Z₂ / cos ³ = 90/(0,964)³=100;

Учитывая, что коэффициент смещения исходного контура x=0, коэффициент формы зуба Y_F будет иметь следующие значения:

– для шестерни Y_F1= 4,09;

– для колеса Y_F2= 3,6.

Допускаемые напряжения на изгиб: _FP=_Flimb/S_F;

S_F=S_FS_F,

где S_Fmin – коэффициент безопасности;

S_F-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, S_F = 1,75;

S_F – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок, S_F =1,0.

Таким образом: S_F=1,75 1 = 1,75.

_Flimb = 1,8 НВ;

_Flimb1 =1,8*230=415МПа (для шестерни)

_Flimb2 =18*200=360 МПа (для колеса).

Допускаемые напряжения:

[_F1]= 415/1,75=237МПа; [_F2] =360/1,75=206МПа;

Определим коэффициенты:

Y_= 1 – /140 = 1-15,4/140=1-0,=0,89; K_F= 4 + (_-1)(n-5) / 4_.;

_-коэффициент торцевого перекрытия,

_= 1,61;

n-степень точности колес, n = 8.

П роверяем прочность зуба по формуле: _F=(F_tK_FY_FY_K_F)/bm_n.

Для шестерни:_F1 = (1714*1,375*4,09*0,89*0,9)/60*2=64МПа ≤[_F1]=237МПа;

Для колеса: _F2 = (1714*1,375*3,6*0,89*0,9)/56*2=61 МПа≤[_F2]=206МПа;

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

5. Предварительный расчет валов редуктора

5.1. Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала: d_в1=(16Т₁/_к )^1/3,

где _к - допускаемое напряжение при кручении, 20-25МПа; принимаем за 25 МПа;

d_в1= ;

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

d_в1=20мм. Диаметр вала под подшипниками d_п1= 30 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом.

5.2. Расчет ведомого вала

Диаметр выходного конца вала: d_в2= ;

Примем _к=20 МПа.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

d_в2= 35мм.Диаметр вала под подшипниками d_п2= 45 мм, под зубчатым колесом d_к2=50 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Технологичнее изготавливать шестерню и вал отдельными деталями, но в данном случае мы имеем маленькое расстояние между впадинами зубьев и шпоночным пазом и поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Размеры шестерни и колеса, определенные ранее:

d₁= 37,33 мм; d_a1= 41,33 мм;b₁= 60мм;

d₂= 186,66 мм; b₂= 56мм;d_a2= 190,66 мм; d_к2= 50мм.

Расчет размеров колеса:

– диаметр ступицы: d_cт=1,6 d_к2= 1,6 50 = 80 мм;

–длина ступицы: l_ct= 1,5d_к2 = 1,550 = 75 мм;

– толщина обода: ₀ = 4m_n = 42 = 8 мм;

– толщина диска: C = 0,3b₂ = 0,3  56 = 17 мм.