10.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускае­мым контактный напряжением:

10.2 Определяем недогрузку передачи:

Условие выполнено.

Определение усилий в зацеплении

11.1 Окружную силу определяем по формуле:

                                                 (8.5 [2])

11.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

12.1 Определяем допускаемые напряжения изгиба раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, где

- базовый предел выносливости зубьев по напряжению изгиба находим по табл. 5.23 [1]

 - для шестерни

 - для колеса

S_F – коэффициент безопасности

S_F = S_F^/ х S_F^//, где

S_F^/ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 5.2 [1])

S_F^/ = 1,75…2,2, принимаем S_F^/ = 1,975.

S_F^//- коэффициент учитывающий способ получения заготовки.

Для поковок и штамповок S_F^// = 1

Имеем:

S_F = 1,975 х 1 = 1,975.

К_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки; К_FC = 1, для зубьев работающих одной стороной.

К_FL – коэффициент долговечности; К_FL = 1, для передач при длитель­ной постоянной нагрузке.

 - для шестерни

 - для колеса

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба проводим по колесу, т.к.  у колеса меньше.

12.2 Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.19 [2]

, где

Y_FS – коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [2]

При х = 0 (без смещения)

Y_FS2 = 3,74

К_F – коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:

К_F = К_Fβ х К_FV                                                                  (стр.127, [2])

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряже­ниям изгиба, находим по графику 8.15 [2], при этом , (пункт 4 «П.З.»).

К_Fβ = 1,08

К_FV – коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [2]

К_FV = 1,26

Получим:

 для колеса

Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба

13.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба

Условие прочности соблюдается.

Проектный расчет валов

Ведущий вал

Проектный расчет ведущего вала выполняем по рекомендациям [3].

14.1.1 Ведущий вал соединен с электродвигателем муфтой МУВП. Диаметр выходного конца вала, подобранного электродвига­теля, равен 24 мм. Так как вал электродвигателя и ведущий вал редуктора передают одинаковый крутящий момент, мы можем диаметр выходного вала редуктора принять равным или близким к диаметру выходного конца электродвигателя.

d = (0,8…1,0) d₁ = (0,8…1,0) 24 = 19,2…24 мм.

Проверим диаметр быстроходного вала по крутящему моменту:

принимаем диаметр выходного конца ведущего вала d = 17 мм.

14.1.2 Диаметр вала под подшипник

d_п = d + 2t = 17 + 2 х 3 = 23 мм

t =3 по табл.3.1

Принимаем d_п = 25 мм

14.1.3 Диаметр буртика под подшипник

d_бп = d_п +3r = 24 + 3 х 1,5= 28,5 мм

r = 1,5 по табл.3.1.

По ряду нормальных линейных размеров принимаем d_бп = 30 мм