Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по (3.22)

s _{FPmax 1} =0,8*600=480 МПа;

s _{FPmax 2} =0,8*520=416 МПа.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила по (3.23), при d _F = 0,16; g_o = 7,3:

W_Fv =0,16*7,3*1,93* =15,2 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по (3.24), где К _{F b} =1,39:

W_Ftp =1441,8*1,39/61= 32,85 Н/мм.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении по формуле (3.25)

К _Fv =1+15,2/32,85=1,46.

Удельная расчетная окружная сила по формуле (3.26)

W_Ft =1441,8*1,39*1,46*1,1/61=52,76 Н/мм.

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_{FS 1} = 4,09; Y_{FS 2} = 3,66.

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение s _{FP 2} /Y_{FS 2} = 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба по (3.27), где Y _b = 1; Y _e =1:

s _F1 = 4,09*1*1*52,76/3= 71,93<117 МПа.

Проверочный расчет на прочность при изгибемаксимальной нагрузкой по формуле (3.28):

71,93*1,1= 79,12<480 МПа.

Геометрические и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

Таблица 3.5 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

Показатель	Обозначение и формула	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	d =m×z	174	66
Диаметр вершин, мм	dа =d+ 2 ×m	180	72
Диаметр впадин, мм	df =d-2hf ×m (hf =1,25)	166,5	58,5
Количество зубьев	z	22	58
Ширина зубчатого венца, мм	b	61	65
Передаточное отношение	u	2,64
Межосевое расстояние, мм	aw	120

4. Предварительный расчет валов . Выбор муфты

Предварительный расчет валов проводится по напряжениям кручения для определения наименьшего диаметра вала. Исходя из найденного диаметра производится конструирование вала.

Принимаем допускаемые напряжения кручения t = 25 МПа .

Диаметр определяем по формуле:

,(4.1)

где Т – крутящий момент на данном валу, Н·м.

Получаем соответственно для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов:

мм;

мм;