Методические указания к выполнению курсового проекта и расчётно-графических заданий по дисциплине «Деталям машин», страница 83

ν= степень точности 9-ая.

После подстановки найденных значений параметров получим:

σ_H=

Отклонение составляет:

Недогрузка в 7%≤10%, что допускается.

5.12. Проверочный расчет по напряжениям изгиба. Определяем действующие на зуб колеса напряжения изгиба σ_F по формуле 14.11.

σ_F=

где:Y_F– коэффициент формы зуба;

Z_ν1=

Z_ν2=

Y_F=1-

K_F=K_Fβ*K_Fν – коэффициент нагрузки;

Окружная сила: F_t=

Коэффициент нагрузки: К_F=К_Fβ* К_Fν=1*1.13=1.13.

К_Fβ≥1,01  (таблица 14.6.)

К_Fν≥1,07 (таблица14.7.)

Расчет зубьев на прочность выполняем для того,из колес зубчатой пары, у которого σ_F/Y_F имеет меньшее значение.

В нашем случае:

Для шестерни: σ_F/Y_F=

Для колеса: σ_F/Y_F=

Найденное значение отношения, меньше для шестерни, поэтому проверку проводим для зубьевшестерни:

σ_F=

5.13. Определяем диаметры:

окружностей вершин зубьев

d_a1=d₁+2*m=39,4+2*1,5=42,4мм,

d_a2=d₂+2*m=160,6+2*1,5=163,6мм;

окружностей впадин зубьев

d_f1=d₁-2,5*m=39,4-1,5*2.5=35,65мм,

d_f2=d₂-2,5*m=160,6-1,5*2.5=156,85мм.

5.14. Определяем силы, действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

 F_t=

Радиальная сила:

F_r=

Осевая сила:

F_а=F_t*tgβ=1917,8*tg8,1º=273Н

5.14. Результаты расчетов вносим в таблицу основных пара метров тихоходной ступени редуктора.