Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого редуктора

ω_Htp - удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм;

где δ_Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи; g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

δ_Н = 0,002; g₀ = 73;(стр.15 из [2])

ω_{Н V} = 0,002*73*1,8*(125/4,14)^1/2 = 2,39 (Н/мм);

ω_Htp = (1320,3/60)*1,08 = 23,76 (Н/мм).

К_{н V} =1+ (2,39/23,76) = 1,1;

ω_Ht = (1320,3/60)*1,08*1,1 = 26,14 (Н/м)

σ_H = 1,64*275*0,806*(26,14*(4,14+1)/47*4,14)^1/2 =302<425 (МПа).

2.8.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Предварительно оцениваем относительную прочность зуба шестерни и зуба колеса, для чего определяем эквивалентные числа зубьев:

Z_{V 1} =28/0,64=43;

Z_{V 2} =116/0,64=181;

Далее по графику выбираем коэффициенты формы зуба шестерни Y_{F 1} и

Y_{F 2} . Находим соотношения [σ_{F 1} ]/ Y_{F 1} И [σ_{F 2} ]/ Y_{F 2} .

Меньшее из них будет свидетельствовать о меньшей прочности зуба по напряжениям изгиба (для этого зуба шестерни или колеса и ведут последующий проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба). Y_{F 1} =3,6; Y_{F 2} =3,62;(стр. 17 из [2])

[σ_{F 1} ]/ Y_{F 1} = 257/3,6 = 71,38; [σ_{F 2} ]/ Y_{F 2} = 205/3,62=56,62; (2.31.)

Из соотношений видно, что слабым звеном является колесо.

Условие прочности зуба колеса по напряжениям изгиба определяем по

формуле:

где σ_F - действительное напряжение изгиба, МПа;

Y_F - коэффициент формы зуба слабого звена;

Y_β - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ω_Ft - удельная расчетная окружная сила, Н/мм;

Y_F ⁼ Y_{F 2}