Разработка механического привода электродвигателя редуктора (стр. 3 из 3)
d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;
d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;
ж) диаметры окружностей вершин:
da1 = d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;
da2 = d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;
з) диаметры окружностей впадин:
df1 = d1 – 2,5·mn= 41,666 – 2,5·2 = 36,666 мм;
df2 = d2 – 2,5·mn= 208,332 – 2,5·2 = 203,332 мм;
и) ширина колеса и шестерни:
b2 = Ψba· aW= 0,4 · 125 = 50 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;
Принимаем b1 = 55 мм.
3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.
3.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:
Для отношения Ψbd= b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 1,15[2]
3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:
м/с;Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]
3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHα·KHV= 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ;
где KHα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;
KHα=1,13 [2]
KHV- коэффициент динамической нагрузки,
KHV=1,01 [2]
3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения
МПа ; 
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
МПа 
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd= b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .
3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
Уточняем коэффициент нагрузки:
КF = КFβ·КFυ= 1,26 · 1,3 = 1,64 ;
Принимаем:
КFβ = 1,26[2]
КFυ = 1,3 [2]
Вычисляем коэффициент торцового перекрытия εα :
Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления
Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии:
;Определяем эквивалентное число зубьев:
; 
;YF – коэффициент, учитывающий форму зуба;
YF1 = 3,85[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряжения изгиба:
; 
МПа < [σ]F1 ; 
МПа < [σ]F2 ;3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок
;Определяем коэффициент перегрузки:
;Находим контактное напряжение:
σHmax = σH ·
= 386 · 
= 583 МПа ;Находим изгибные напряжения:
σFmax1= σF1· Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;
σFmax2= σF2· Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .
Для термообработки улучшение и нормализация:
[σ]Hmax= 2,8 · σТ[3]
[σ]Fmax= 0,8 · σТ
где σТ – предел текучести материала.
Для колеса σТ = 340 МПа ;
[σ]H2max= 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax;
[σ]F2max= 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max;
Условие статической прочности выполняется