Проверка контактных напряжений:

_H = = МПа  _НР = 410 МПа.

(_НР - _Н) / _НР = (410 - 369) 100 / 410 = 10 %. Недогрузка допускается до 15 %.

2.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Силы, действующие в зацеплении:

• окружная F_t = 2T₁ / d₁ = Н;

• радиальная F_r = F_t tg  / cos  = Н;

• осевая F_a = F_t tg  = 13490,176 = 237 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

_F = F_t K_F Y_F Y_ K_FL / (b m_n)  _FР.

Коэффициент нагрузки

K_F = K_F K_FV,

где K_F – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), K_F = 1,33 (табл. П.3.12);

K_FV – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), K_FV = 1,3 (табл. П.3.13).

Таким образом

K_F = K_F K_FV = 1,331,3 = 1,73;

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

Z_V1 = Z₁ / cos³  = ;

Z_V2 = Z₂ / cos³  = .

Y_F1 = 3,98 (табл. П.3.14);

Y_F2 = 3,6 (табл. П.3.14);

Y_ – коэффициент учитывающий угол наклона зубьев;

K_FL – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного числа циклов.

K_FL = ,

где N_FE – эквивалентное число циклов напряжений.

Базовое число циклов по ГОСТ N_FO = 410⁶; при эквивалентном числе циклов большем базового (что принято при курсовом проектировании), K_FL = 1.

Допускаемые напряжения на изгиб

_FP = _{F lim b} K_FL K_FC / S_F,

где S_F = S_F S_F,

здесь S_F – коэффициент безопасности,

S_F – коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, S_F = 1,75 (табл. П.3.15);

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.

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки K_FC = 1, при двухстороннем – K_FC = 1- _FC (коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки, табл. П.3.15).

_{F lim b1} = 1,8 НВ (табл. П.3.15);

_{F lim b1} = 1,8 НВ = 1,8 230 = 414 МПа (для шестерни);

_{F lim b2} = 1,8  200 = 360 Мпа (для колеса).

Допускаемые напряжения:

• для шестерни _FР1 = МПа;

• для колеса _FР2 = МПа.

Находим отношения _FР1 / Y_F1:

• для шестерни _FР1 / Y_F1 = МПа;

• для колеса _FР2 / Y_F2 = МПа.

Вывод: дальше расчет производим только для колеса, так как соотношение _FР1 / Y_F1  _FР2 / Y_F2 для колеса меньше, чем для шестерни.

Определим коэффициенты:

Y_ = 1-  / 140 = .

Для средних значений торцевого перекрытия _ =1,5 и 8-й степени точности K_F= 0,92, n – степень точности колес, n = 8.

Проверяем прочность зуба по формуле

_F = F_t K_F Y_F Y_ K_F / (b m_n) = МПа  _FР2 =206 МПа.

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

3.1. Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала

d_в1 = [16Т₁ / (_к )]^1/3,

где _к – допустимые касательные напряжения при кручении.

_к = 20 … 25 МПа.

d_в1 = мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d_в2 = 18 мм.

Диаметр вала под подшипниками d_п2 = 20 мм (табл. П.3.16). Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24 и П.3.25.

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. Если перемычка меньше 10 мм, целесообразно выполнять вал-шестерню.

В нашем случае (d_f – d_в) / 2 = (41,7 – 25) / 2 = 8,35  10 мм, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

Рис. 3. Конструкция ведущего вала