Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Содержание

 

Введение

1. Специальная часть

1.1 Краткое описание редуктора

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1.3 Расчет зубчатой передачи

1.4 Проектный расчет ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

1.12 Выбор посадок

1.13 Смазка редуктора

1.14 Сборка редуктора

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Заключение

 

Введение

 

Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:

тяговая сила цепи F = 2,5 кН,

скорость ленты υ = 2 м/с;

диаметр барабана D = 310 мм.

Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.

Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.

Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.

Основные этапы работы над проектом:

1. Кинематический и силовой расчет привода.

2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора

3. Эскизная компоновка редуктора.

4. Выбор стандартных деталей и узлов.

5. Проверочный расчет деталей и узлов.

6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.

Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.

Специальная часть

Краткое описание редуктора

 

В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:

ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;

ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.

Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.

Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.

 

Расчет зубчатой передачи

 

Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М₃ = 187,9 (Н ·м);

Передаточное число редуктора

U_зуб = 3,15;

Угловая скорость ведомого вала

 (р/с);

Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.

1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σ_Т = 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D < 200 мм и ширине заготовки колеса S < 125 мм.

Принимаем примерно средне значение твердости зубьев 51HRC.

2. Допускаемое контактное напряжение по формуле (9.37 [6])

 

[σ_н] = (σ_ио /[S_н]) К_HL

 

Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев σ_нo = 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6])

 

[S_H] = 1,2; K_HL = 1 (см. § 9.11 [6])

[σ_н]= (МПа);

 

3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42)

 

[σ_F]= (σ_FO/[S_F] K_FC · K_FL.

Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6].

 

σ_FO = 650 МПа; [S_F] = 175; K_FC = 1 (см. § 9.1 [6])

[σ_F] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа);

 

4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77)

 

Ψ_d = 0,166

 

5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца К_НВ = 1,4

Интерполирование

 

Ψ_d                   К_НВ

0,4         –  1,25

0,15

0,2 0,55       –  Δ  0,2

0,6                  1,45

0,2 –  0,2 Δ =

0,15 –  Δ  К_НВ = 1,25+0,15 = 1,4

 

6. Внешний делительный диаметр колеса по формуле

 

d_e2 = 165  мм

 

Принимаем стандартное значение

d_e2 = 180 мм и ширину зубчатого венца b = 26 мм (см. табл. 9.7 [6])

7. Расчетные коэффициенты

V_p = 0,85 при Ψ_d = 0,68

К_FB = 1,64 (см. табл. 9.5 [6])

 

Ψ_d                                   К_FB

0,4         –  1,44

0,15

0,2 0,55       –  Δ  0,27

0,6                  1,71,

0,2 –  0,27                Δ =

0,15 –  Δ                     К_НВ = 1,44 – 0,2025 = 1,64

8. Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [6])

 

m_e ≥  мм

 

9. Число зубьев колеса и шестерни

 

z₂ = d_e2 /m_e = 180/2,72 = 66,2

z₁ = z₂ /u = 66,2/3,15 = 21

 

Принимаем: z₁ = 21; z₂ = 66.

10. Фактическое передаточное число

 

U_ф = z₂| z₁ = 66|21 = 3,14

 

Отклонение от заданного

 

ΔU = %<4%

11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6])

 

tgδ₂ = U_ф = 3,14; δ₂ = 72°

δ₁ = 90 – δ₂ = 90 – 72° = 18°

 

12. Основные геометрические размеры (см. формулы 9.50 … (9.56) [6]):

 

d_e1 = m_e · z₁ = 2,72 ·21 = 57,12 (мм);

R_e = 0,5 me  (мм);

R = R_e – 0,5в = 94,2 – 0,5 ·26 = 81,2 (мм);

 

Пригодность размера ширины зубчатого венца

в = 28 < 0,285 R_е = 0,285 · 94,2 = 26,8 (мм);

Условие соблюдается

 

m = m_e R/R_e = 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);

d₁ = m z₁ = 2,34 ·21 = 49,14 (мм);

d₁2= m z₂ = 2,34 ·66 = 154,44 (мм);

d_ае1 = d_e1 +2me cos δ₁ = 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);

d_ае2 = d_e2 +2me cos δ₂= 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм);

 

13. Средняя скорость колес и степень точности

 

υ =  (м/с)

 

по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.

 

14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:

F_t = 2М₃/d₂ = 2 · 187,9 ·10³/154,44 = 2433,3 (Н);

 

радиальная на шестерни и осевая на колесе:

 

F_r1 = F_a2 = Ft · tg α ω·cos δ₁ = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);

 

осевая на шестерни и радиальная на колесе:

 

F_а1 = F_r2 = Ft · tg α ω·sin δ₁ = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);

 

15. Коэффициент динамической нагрузки

 

К_нυ = 1,1 (см. табл. 9.6 [6])

К_НВ = 1,4

 

16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])

 

σ_н = МПа

σ_Н = 899 МПа = [σ_Н] = 899 МПа

R

 

17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])

 

z_υ1 = z₁/cos σ₁ = 21 / cos 18° = 22,1 (Н);

z_υ2 = z₂/cos σ₂ = 66 / cos 72° = 220 (Н);

 

Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])

Y_F1 = 3,977; Y_F2 = 3,6

 

Интерполируем:

 

z_υ1                                   Y_F2

22          –  3,98

0,1

2  22,1       –  Δ  0,06

24                   3,92

2 – 0,06                    Δ =

0,1 –  Δ                     К_НВ = 3,98 – 0,003 = 3,977

 

18. Принимаем коэффициенты

 

К_Fυ = 1,2 (см. табл. 9.6 [6])

К_FВ = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения

 

19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])

 

σ_F1 = Y_F1 (МПа);

σ_F1 = 316,8 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

 

Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса

 

σ_F2 = Y_F1 Y_F2/ Y_F1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);

σ_F2 = 286,76 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

 

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

Выбор посадок

 

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2].

Посадка зубчатого конического колеса на вал  по ГОСТ 25347–82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К₆. Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по H₇. Посадка распорных колец, сальников на вал .

Посадка стаканов под подшипники качения в корпусе, распорные втулки на вал .

Смазка редуктора

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_н = 899 МПа и средней скорости V = 2 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 60· 10^-6 м²/с. По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И‑70А (по ГОСТ 20799–75). Подшипники смазывают пластичным материалом, закладываем в подшипниковые камеры, при монтаже. Сорт смазки выбираем по табл. 9.14 [2] – пресс-солидол марки С (по ГОСТ 43–66–76).

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

 

Требования по технике безопасности:

 

а) Все вращающиеся детали должны быть закрыты защитными кожухами;

б) Корпус редуктора не должен иметь острых углов, кромок и должен быть оборудован монтажным устройством;

в) На ограждение необходимо поставить блокировку и предупредительный знак.

 

 

Требования по экологии:

а) Отработанное масло сливать в предназначенные для этого емкости;

б) Вышедшие из строя детали складировать в специальных помещениях.

 

Заключение

 

В курсовом проекте продумана конструкция конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса и крышки редуктора. По каталогам выбраны размеры шпоночных соединений ГОСТ 23360–78 для диаметров 30 и 40 и выбраны подшипники роликовые конические однорядные 7209 и 7210 ГОСТ 27365–87. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.

Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.

Содержание

 

Введение

1. Специальная часть

1.1 Краткое описание редуктора

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1.3 Расчет зубчатой передачи

1.4 Проектный расчет ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

1.12 Выбор посадок

1.13 Смазка редуктора

1.14 Сборка редуктора

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Заключение

 

Введение

 

Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:

тяговая сила цепи F = 2,5 кН,

скорость ленты υ = 2 м/с;

диаметр барабана D = 310 мм.

Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.

Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.

Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.

Основные этапы работы над проектом:

1. Кинематический и силовой расчет привода.

2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора

3. Эскизная компоновка редуктора.

4. Выбор стандартных деталей и узлов.

5. Проверочный расчет деталей и узлов.

6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.

Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.

Специальная часть

Краткое описание редуктора

 

В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:

ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;

ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.

Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.

Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.

 

Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

 

1) Определяем общий КПД передачи.

Из таблицы 2.2 [1] выписываем

η_кон = 0,95 – 0,97     η_м = 0,98 η_цеп = 0,90 – 0,93

КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен

η = η_кон · η_м · η_цеп = 0,97 · 0,98 · 0,92 = 0,874

2) Определяем требуемую мощность электродвигателя.

Определяем мощность рабочей машины:

 

Р_рм = F · V = 2,5 · 2 = 5 кВт

 

Требуемая мощность элеватора:

 

Р_{эл.дв.тр} = кВт

 

3) Из таблицы К9 [1] выбираем двигатель, т. к. быстроходные двигатели имеют низкий ресурс и тихоходные имеют большие габариты, выбираем средне скоростной двигатель, имеющий ближайшую большую мощность:

Эл. двигатель 4АМ132М6УЗ

Р_дв. = 7,5 кВт                     η_дв = 870 об/мин

4) Определяем общее передаточное число передачи и передаточные числа ступеней, воспользуемся рекомендацией табл. 2.3 [1].

 

U_зуба = 2…7,1          U_цепи = 2…4

 

Определяем частоту вращения вала рабочей машины:

 

η_р.м =  об/мин

U_общ =

 

Назначаем U_зуб = 3,15, тогда

U_цеп =  передаточное число ступеней удовлетворяет рекомендациям [1].

5) Определяем угловые скорости валов

 

 (р/с);        

(р/с);

U_зуб = =>  (р/с);

U_цеп = =>  (р/с);

 

6) Определяем мощности по валам передач:

 

Р_дв.тр = 5,72 (кВт);

Р₂ = Р_дв.тр · η_м = 5,72 · 0,98 = 5,6 (кВт);

Р₃ = Р₂ · η_кон = 5,6 · 0,96 = 5,43 (кВт);

Р₄ = 5 (кВт);

 

7) Определяем моменты на валах передач:

 

М₁ =  (Н·м);

М₂ =  (Н·м);

М₃ =  (Н·м);

М₄ =  (Н·м);

Расчет зубчатой передачи

 

Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М₃ = 187,9 (Н ·м);

Передаточное число редуктора

U_зуб = 3,15;

Угловая скорость ведомого вала

 (р/с);

Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.

1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σ_Т = 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D < 200 мм и ширине заготовки колеса S < 125 мм.

Принимаем примерно средне значение твердости зубьев 51HRC.

2. Допускаемое контактное напряжение по формуле (9.37 [6])

 

[σ_н] = (σ_ио /[S_н]) К_HL

 

Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев σ_нo = 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6])

 

[S_H] = 1,2; K_HL = 1 (см. § 9.11 [6])

[σ_н]= (МПа);

 

3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42)

 

[σ_F]= (σ_FO/[S_F] K_FC · K_FL.

Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6].

 

σ_FO = 650 МПа; [S_F] = 175; K_FC = 1 (см. § 9.1 [6])

[σ_F] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа);

 

4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77)

 

Ψ_d = 0,166

 

5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца К_НВ = 1,4

Интерполирование

 

Ψ_d                   К_НВ

0,4         –  1,25

0,15

0,2 0,55       –  Δ  0,2

0,6                  1,45

0,2 –  0,2 Δ =

0,15 –  Δ  К_НВ = 1,25+0,15 = 1,4

 

6. Внешний делительный диаметр колеса по формуле

 

d_e2 = 165  мм

 

Принимаем стандартное значение

d_e2 = 180 мм и ширину зубчатого венца b = 26 мм (см. табл. 9.7 [6])

7. Расчетные коэффициенты

V_p = 0,85 при Ψ_d = 0,68

К_FB = 1,64 (см. табл. 9.5 [6])

 

Ψ_d                                   К_FB

0,4         –  1,44

0,15

0,2 0,55       –  Δ  0,27

0,6                  1,71,

0,2 –  0,27                Δ =

0,15 –  Δ                     К_НВ = 1,44 – 0,2025 = 1,64

8. Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [6])

 

m_e ≥  мм

 

9. Число зубьев колеса и шестерни

 

z₂ = d_e2 /m_e = 180/2,72 = 66,2

z₁ = z₂ /u = 66,2/3,15 = 21

 

Принимаем: z₁ = 21; z₂ = 66.

10. Фактическое передаточное число

 

U_ф = z₂| z₁ = 66|21 = 3,14

 

Отклонение от заданного

 

ΔU = %<4%

11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6])

 

tgδ₂ = U_ф = 3,14; δ₂ = 72°

δ₁ = 90 – δ₂ = 90 – 72° = 18°

 

12. Основные геометрические размеры (см. формулы 9.50 … (9.56) [6]):

 

d_e1 = m_e · z₁ = 2,72 ·21 = 57,12 (мм);

R_e = 0,5 me  (мм);

R = R_e – 0,5в = 94,2 – 0,5 ·26 = 81,2 (мм);

 

Пригодность размера ширины зубчатого венца

в = 28 < 0,285 R_е = 0,285 · 94,2 = 26,8 (мм);

Условие соблюдается

 

m = m_e R/R_e = 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);

d₁ = m z₁ = 2,34 ·21 = 49,14 (мм);

d₁2= m z₂ = 2,34 ·66 = 154,44 (мм);

d_ае1 = d_e1 +2me cos δ₁ = 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);

d_ае2 = d_e2 +2me cos δ₂= 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм);

 

13. Средняя скорость колес и степень точности

 

υ =  (м/с)

 

по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.

 

14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:

F_t = 2М₃/d₂ = 2 · 187,9 ·10³/154,44 = 2433,3 (Н);

 

радиальная на шестерни и осевая на колесе:

 

F_r1 = F_a2 = Ft · tg α ω·cos δ₁ = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);

 

осевая на шестерни и радиальная на колесе:

 

F_а1 = F_r2 = Ft · tg α ω·sin δ₁ = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);

 

15. Коэффициент динамической нагрузки

 

К_нυ = 1,1 (см. табл. 9.6 [6])

К_НВ = 1,4

 

16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])

 

σ_н = МПа

σ_Н = 899 МПа = [σ_Н] = 899 МПа

R

 

17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])

 

z_υ1 = z₁/cos σ₁ = 21 / cos 18° = 22,1 (Н);

z_υ2 = z₂/cos σ₂ = 66 / cos 72° = 220 (Н);

 

Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])

Y_F1 = 3,977; Y_F2 = 3,6

 

Интерполируем:

 

z_υ1                                   Y_F2

22          –  3,98

0,1

2  22,1       –  Δ  0,06

24                   3,92

2 – 0,06                    Δ =

0,1 –  Δ                     К_НВ = 3,98 – 0,003 = 3,977

 

18. Принимаем коэффициенты

 

К_Fυ = 1,2 (см. табл. 9.6 [6])

К_FВ = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения

 

19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])

 

σ_F1 = Y_F1 (МПа);

σ_F1 = 316,8 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

 

Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса

 

σ_F2 = Y_F1 Y_F2/ Y_F1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);

σ_F2 = 286,76 МПа < [σ_F] = 370 МПа.

 

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.