4.5. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

4.5.1. Определение коэффициента нагрузки K_F

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 8. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение

= 1,62 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). ЗначениеK_Fv= 1,25 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F=·K_Fv= 1,62·1,25 = 2,025

4.5.2. Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле

F_t1 = 2M₁/d₁ = 2·36,88·1000/61 = 1209 H

F_t2 = 2M₂/d₂ = 2·111,4·1000/192 = 1160H

4.5.3. Определение коэффициента формы зуба.

Значение Y_F1= 3,90z₁= 25 (Источник №1, стр. 42).

Значение Y_F2= 3,61z₂= 79 (Источник №1, стр. 42)..

4.5.4. Определение коэффициента Y_β.

Коэффициент Y_β может быть определен соотношением:

4.5.5. Определение коэффициента К_Fα.

Коэффициент К_Fα определяется по формуле:

;

где среднее значение коэффициента торцевого перекрытия ε_α принимается равным 1,5; степень точности n = 8.

Откуда: .

4.5.6. Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Коэффициент безопасности: [S_F] = [S_F]`[S_F]``.

Согласно источнику [1] (табл. 3.9, стр. 44) коэффициент [S_F]`, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, следует принимать равным: [S<sub>F</sub>]` = 1,75. Коэффициент [S_F]``, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок следует принимать равным: [S<sub>F</sub>]`` = 1.

Следовательно, [S_F] =1,751 = 1,75.

Из таблицы 3.9. (источник №1, стр. 45) получаем допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни:

Для колеса:

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

Для шестерни:

Для колеса:

4.5.7. Определение соотношений [f]/yf

[_F1]/Y_F1= 236,6/3,90 =61

[_F2]/Y_F2= 205,7/3,61 = 57

Итак, проверочный расчет произведем по [_F2]

_F= (F_tK_FY_F)/(b₂m₂) = (1157·2,025·3,61)/( 34·2,69) = 92,48 МПа

_F <

Проверка выполнена успешно.

Таблица 3: Перечень величин, рассчитанных в главе 4.

Величина	Значение
Внешний делительный диаметр колеса, de2	225мм
Число зубьев шестерни	25
Число зубьев колеса	79
Внешний окружной модуль, me	2,848мм
Угол делительного конуса шестерни, d1	17,61O
Угол делительного конуса колеса, d2	72,39O
Внешнее конусное расстояние Re	118мм
Ширина зуба шестерни, b1	36мм
Ширина зуба колеса, b2	34 мм
Внешний делительный диаметр шестерни, de1	72 мм
Средний делительный диаметр шестерни, d1	61 мм.
Средний делительный диаметр колеса, d2	192 мм.
Средний окружной модуль m	2,438мм
Окружная скорость вращения, v	1,206м/c

5. Проектировочный расчет валов редуктора. Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 36,88 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 111,4 Н·м

Допускаемое напряжение на кручение[τ] = 15-35 МПа

Цель расчета:

1. Определить диаметры концевой части валов.

2. Определить диаметры валов под подшипниками.

3. Определить диаметры валов между концевой частью и подшипниками.

4. Определить диаметры валов между подшипниками.

5. Определить диаметры буртиков.

6. Определить диаметры валов под ступицей.

7. Определить диаметр резьбовой части на конце вала.