По табл. 8,7 
1 
выбираем для изготовления шестерни материал
Материал шестерни Сталь 45, улучшение, твёрдость 241...285 НВ временное сопротивление материала шестерни, 
МПа, предел текучести материала шестерни, 
МПа.
Принимаем средние значения твёрдости для шестерни 
Коэффициент формы зуба 
назначаются по рис 8.20 
В силу невозможности установления характеристик колеса внешнего зацепления, принимаем 
Определяем базовые изгибные напряжения для зубьев открытой шестерни 
= 
= 
= 513,9 МПа
Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
где 
- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; Ya - коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи, при нереверсивной передаче Ya=1. 
= 
где 
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 5.2 [ 1 ]). 
= 
принимаем = 1,75. 
- коэффициент учитывающий способ получения заготовки. Для поковок и штамповок = 1. Имеем: = 
= 1,75.
= 
= 321,2 МПа
Эквивалентные числа зубьев для прямозубых колёс рассчитываются по формуле
= 
= 20
Коэффициенты формы зуба назначаются по табл 2.9 3 
= 4,13.
Определение модуля открытой передачи
m = 
(5.1)
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля, 
- коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Назначаем по 1, c 136 
= 1,495
m = = 
= 3,43 мм
Принимаем m = 4 мм
Определение основных геометрических размеров шестерни
Делительный диаметр рассчитывается по формуле
= 
= 
= 80 мм
Диаметр вершины шестерни: коэффициент смещения принят равным нулю.
= 
= 
= 88 мм
Диаметр впадины шестерни рассчитывается по формуле
= 
= 
= 70 мм
Ширина венца 
= 
= 
= 40 мм (5.2)
Принимаем = 40 мм
|
|
Диаметр ступицы.
= 
+ 10= 
+ 10 = 67 мм
Примем 
= 67 мм.
Определение степени точности передачи
Скорость в зацеплении:
= 
= 1,367 
Согласно скорости по таблице 2.6 3 степень точности изготовления колёс 
Расчет усилий в зацеплении
Окружное усилие в зацеплении колес:
= 
= 
= 3500 Н
= 
= 
= 1273,896 H
Определение коэффициента расчётной нагрузки 
- коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по табл 2.7 
3 
в зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.
, откуда
= 
- 
= 1,2 - 
= 1,137
Коэффициент расчётной нагрузки = 
Таким образом, = 
= 
= 1,699
= 
= 
= 153,49 МПа
Проверка по напряжениям изгиба: должно выполняться 
153,49 МПа 
321,19 МПа
Расчёт валов.
Выбор материала валов.
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Для быстроходного вала: Сталь 45, нормализация
Для тихоходного вала: Сталь 45, нормализация
Выбор допускаемых напряжений на кручение.
Для быстроходного вала: 
МПа
Для тихоходного вала: 
МПа
Конструирование быстроходного вала.
Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям.
= 
= 
= 24,42 мм
Скорректируем диаметр входного вала по диаметру вала электродвигателя согласно соотношению = 
= 
=(25,6...32) мм
Принимаем цилиндрический конец вала исполнения 2 по ГОСТ 12080-66, = 28 мм.
Длина конца вала 
= 42 мм
= + 
= 28 + 
= 35 мм
Примем диаметр под подшипник = 35 мм
Диаметр бурта
= + 
= 35 + 
= 42,5 мм
Примем 
= 42 мм