Курсовая работа: Проектирование редуктора

α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;

β – угол наклона зубьев по расчету.

=1134,9 Н·м

Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)

где Fа – осевая действующая сила, Н.

Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м

3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

, (3.27)

где σF – выносливость зубьев, МПа;

Ft – окружная действующая сила, Н;

mn – нормальный модуль зацепления, мм.

Коэффициент нагрузки

КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)

YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ

У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;

У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;

Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;

Определение коэффициентов YВ и КF2

, (3.29)

=0,94

, (3.30)

где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;

n – степень точности колес.

=0,916=0,92

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб

, (3.31)

где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

- предел контакта выносливости, МПа;

- коэффициент безопасности.

Коэффициенты безопасности