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

N_FE1=N_∑1∙K_FE1=5,938∙10⁷∙0,06=8,313∙10⁶ > 4∙10⁶; поэтому принимаем K_FL= 1

Для колеса mF=6; K_FE2=0,06; K_FC=0,65т.к. HB£350.

N_FE2=N_∑2∙K_FE2=1,067∙10⁷∙0,06=1,494∙10⁶ <4∙10⁶;поэтому K_FL=

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. K_Hb =1,1 [4, рис.1б]

 - коэффициент ширины венца зубчатого колеса по диаметру

 - коэффициент ширины венца зубчатого колеса

Принимаем по таблице , тогда

,

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

a_w = 224 мм.

Б) Ширина колеса

Ширина шестерни

Принимаем ,ближайшее значение по ГОСТ 6636 - 69 b_w1 = 80; b_w2 = 71

В) Ориентировочное значение диаметров начальных окружностей

мм мм

 м/с

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

Ориентировочное определение модуля

; K_m =1400, Y_F1 = 4

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

z_m-коэффициент механических свойств, z_m=275

z_H-коэффициент формы сопряжения поверхностей зубьев, z_H=

z_H  =

-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий