Силы, действующие в зацеплении:

-окружная F_t=2T₁/d₁= Н;

-радиальная F_r=F_t×tga/cosb= F_t×tg20°/cos16,26° = Н;

-осевая F_a=F_t×tgb= F_t×tg16,26° =8152×0,292=2378 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

s_F=(F_t×K_F×Y_F×Y_b×K_FL)/b×m_n<s_FР.

Коэффициент нагрузки

K_F=K_Fb×K_FV,

где K_Fb-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при Y_вd = 1,56, НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) K_Fb=1,44 (табл. П.2.12);

K_FV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), K_FV=1,1 (табл. П.2.13).

Таким образом

K_F=K_Fb×K_FV=1,44×1,1=1,58.

Y_F- коэффициент, учитывающий форму зуба определяем по эквивалентному числу зубьев Z_V:

Z_V1=Z₁/cos ³b = ;

Z_V2=Z₂/cos ³b = .

Учитывая, что коэффициент смещения исходного контура x=0 коэффициент формы зуба Y_F будет иметь следующие значения:

для шестерни Y_F1=3,99 (табл. П.2.14);

для колеса Y_F2=3,6 (табл. П.2.14).

Допускаемые напряжения на изгиб

s_FP=s°_Flimb/S_F,

S_F=S_F¢×*S_F¢¢,

где S_Fmin -коэффициент безопасности;

S_F¢×-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес,

S_F¢×-=1,75 (табл. П.2.15);

S_F¢¢ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок S_F¢¢ =1,0.

Таким образом,

S_F=1,75 ×1=1,75.

s°_Flimb1 =1,8 НВ (табл. П.2.15).

s°_Flimb1 =s°_Flimb2 =1,8 × 200=360Мпа (и для шестерни и для колеса).

Допускаемые напряжения:

s_FР1=s_FР2 = МПа.

Определим коэффициенты:

Y_b= 1- b/140 = ;

K_Fa=4+(x_a-1)(n-5)/4x_a;

x_a-коэффициент торцевого перекрытия,

x_a=1,5;

n-степень точности колес, n=8.

K_Fa=4+(x_a-1) (n-5)/4x_a= .

Проверяем прочность зуба по формуле

s_F=(F_t×K_F×Y_F×Y_b× K_Fa)/b×m_n=

Для шестерни

s_F1 =   МПа< s_FР1 = 205,7 МПа

Для колеса

s_F2 = МПа< s_FР2 = 205,7 МПа

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала

d_в1=(16Т₁/p[t_к] )^1/3,

где [t_к]-допустимые касательные напряжения при кручении

[t_к]=20-25МПа; .

d_в1= мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) d_в2=40 мм. Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками d_п2=50 мм (табл. П.2.16)..

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

Рис.3. Конструкция ведущего вала

Расчет ведомого вала

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем [t_к]=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

d_в2=(16Т₂/p[t_к])^1/3=  мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П.2.24) d_в2=70 мм.

 Высота буртов вала - в соответствии с табл. П.2.25. Диаметр вала под подшипниками d_п2=75 мм (табл. П.2.16), под зубчатым колесом d_к2=80 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.2.24 и П.2.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

Рис.4. Конструкция ведомого вала