3.6. Проверочный расчет.

3.6.1. Расчет на контактную выносливость:

где Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Z_E = 190.

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: для прямозубых колес

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

F_t-окружная сила на среднем делительном цилиндре:

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где -удельная окружная динамическая сила:

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.g₀ = 5,6.

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи:

для прямозубой передачи при НВ<350

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий: по графику, для кривой 7 находим

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых передач:

,

- условие выполняется.

3.6.2. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:

,

где (Нм) ,

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при .

Для зубчатых колес, подвергнутых нормализации, улучшению или сквозной закалке:

(МПа) ,

где = 650 МПа – предел текучести стали 40Х-У

.

- условие выполняется.

3.6.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе:

,

где - окружная сила на делительном барабане:

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку:

,

где -удельная окружная динамическая сила:

где - для прямозубых передач,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий: по графику, для кривой 7 находим

- коэффициент, учитывающий наклон зуба:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зуба,

- условие выполняется.

3.6.4. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

,

- условие выполняется

3.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.

4. Расчет валов редуктора, вала им

1.Входной вал.

Диаметр выходного конца под полумуфтой из расчетов на кручение при τ_к=20 МПа

_{Приняли}

приняли длину посадочного конца под шкивом l_m1=60 мм

диаметр подшипниковых шеек d_n1=35 мм

диаметр между подшипниками приняли d_nр1=35 мм

приняли выполнение шестерни заодно целое с валом, т.к. d_f1=57 мм.

2.Промежуточный вал

Наименьший диаметр

диаметр подшипниковых шеек d_n2=45 мм

диаметр под ступицей колеса d_к2=50 мм, близи шестерни d_ш2=35 мм. Т.к. d_f3=75,58, шестерню 2-й ступени изготовим заодно с валом.

Наружный диаметр распорной втулки для упора колеса приняли D_б=60 мм

3.Выходной вал

Диаметр выходного конца при τ_к=20 МПа

_{Приняли dB3=60 мм, lB3=105 мм}

диаметр подшипниковых шеек d_n3=65 мм

диаметр под ступицей колес приняли d_к3=70 мм

диаметр бурта, для упора колес и наружный диаметр распорной втулки приняли одинаковыми D_b=D_б=65 мм.

3.Вал ИМ

Диаметр выходного конца при τ_к=20 МПа

_{Приняли dm4=60 мм, lm4=105 мм}

диаметр подшипниковых шеек d_n4=65 мм

диаметр между подшипниками d_пр3=70 мм, под барабаном d_б=70мм.