Проектировка редуктора предназначенного для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора, страница 8

NFE1=N∑1∙KFE1=5,938∙107∙0,06=8,313∙106 > 4∙106; поэтому принимаем KFL= 1

Для колеса mF=6; KFE2=0,06; KFC=0,65т.к. HB£350.

NFE2=N∑2∙KFE2=1,067∙107∙0,06=1,494∙106 <4∙106;поэтому KFL=

мПа

мПа

3.3 Определение геометрических параметров передачи.

А) Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния прямозубой передачи:

, где

С = 495 – для прямозубой передач

 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки. KHb =1,1 [4, рис.1б]

 - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по диаметру

 - коэффициент ширины венца зубчатого колеса

Принимаем по таблице , тогда

,

Принимаем значение aw по ГОСТ 2185 – 66, полученное значение не удовлетворяет условию выносливости по контактным напряжениям принимаем значение:

aw = 224 мм.

Б) Ширина колеса

Ширина шестерни

Принимаем ,ближайшее значение по ГОСТ 6636 - 69 bw1 = 80; bw2 = 71

В) Ориентировочное значение диаметров начальных окружностей

мм мм

 м/с

nс.т. = 10,1 –0,12V = 9,877 принимаем nс.т. = 9

Ориентировочное определение модуля

; Km =1400, YF1 = 4

mn = 1,959, Принимаем значение модуля по ГОСТ 9563 – 80 , mn = 2

Г) Определяем суммарное число зубьев b = 0


Е) Фактическое передаточное число

3.4 Проверочные расчёты передачи.

3.4.1 Проверка прочности по контактным напряжениям.

Для проверки прочности по контактным напряжениям используем формулу:

, где

zm-коэффициент механических свойств, zm=275

zH-коэффициент формы сопряжения поверхностей зубьев, zH=

zH  =

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий