Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

F= Ft ×KF×YF /b×mn [ ]F;

Здесь коэффициент нагрузки

;

при BD=0,69; несимметричном расположении колёс по отношению к опорам и твёрдостиHB 350 принимаем =1,12 [4, с.35];

при скорости v=2,47 м/с,8-й степени точности принимаем

=1,25 [4, c.36];

KF=1,12×1,25=1,4;

YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям,

YF1=3,86; YF2=3,6; [4, c.35];

По табл.3.1[5,с.49] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений ;

для шестерни

МПа [5,c.48];

для колеса

МПа [5,c.48];

Согласно рекомендации [5,c.52] зубчатые передачи рассчитывают по меньшему значению

F2=2282,7×1,4×3,6/40×2,5=115,05 МПа <[ ]F2=252,35 МПа.

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

[ ]K=15 Н/мм:

мм.

Так как вал редуктора может соединяться муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв 0,75; принимаем dв1=32 мм. (dдв=38 мм.)

Под подшипниками принимаем dп1=35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

[ ]K=20 Н/мм:

Принимаем dв2=40 мм.

Под подшипниками примем dп2=45 мм, под зубчатым колесом dк2=50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из

конструктивных соображений при компоновке редуктора.