Расчет конического редуктора

Содержание                                                         стр.

1.Введение

2.Задача 1

   Задача 2

  Задача 3

  Задача 4

  Задача 5

  Задача 6

  Задача 7

  Задача 8

  Задача 9

  Задача 10

  Задача 12

  Задача 13

3.Литература

4.Приложение:

сборочный чертёж-А1;

чертежи деталей-А3-2шт.;

спецификация-А4-

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

     Изм.

 Лист

№  Докум.

Подп

Дата

      Разраб.

Конический редуктор.

Пояснительная записка.

Лит.

 Лист.

Листов

  Пров.

У

1

Гр.126-ТМ-3

Н. Контр.

 Утв. 

Введение.

Редуктором называется механическая передача, выполненная в виде самостоятельного агрегата. Судя по переводу с латинского, редуктор должен понижать частоту вращения, подаваемую на его входной (ведущий) вал, одновременно повышая вращающий момент на выходном (ведомом) валу.

Однако, если ведомый вал  редуктора сделать ведущим, а  ведущий — ведомым, получается агрегат, называемый мультипликатором, который повышает подаваемую на ведущий вал частоту вращения, понижая при этом вращающий момент.

Внешне редуктор и мультипликатор не отличаются друг от друга, но редукторы  применяются гораздо чаще, так  как двигатели, приводящие входной  вал в движение, имеют обычно частоту  вращения, существенно превышающую  необходимую для приводимого  рабочего органа той или иной машины. Поэтому во всех случаях будем  использовать термин «редуктор», имея в виду и мультипликатор.

Редукторы состоят из закрытых механических передач, установленных в герметичном корпусе со своей системой смазки, ее контроля, возможно охлаждения, вентиляции и т.д. Разновидностей редукторов очень много, чаще всего — это зубчатые и червячные редукторы, которые имеют преимущественное применение. Планетарные и волновые редукторы находят все большее распространение в технике. Соединение редукторов с двигателем и рабочей машиной осуществляется с помощью различных муфт, ременных и цепных передач.

Следует заметить, что широко применяются редукторы, выполненные  в одном агрегате с электромотором, — мотор-редукторы. Мотор-редукторы имеют меньшие габаритно-массовые показатели и большую экономичность по сравнению с тихоходными высокомоментными электродвигателями с равным вращающим моментом на выходе и системами, состоящими из отдельного электродвигателя, соединенного с редуктором муфтой или механической открытой передачей.

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

2

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

              Редукторы классифицируют по типам, типоразмерам и исполнениям. Тип редуктора определяется по виду применяемых передач, порядку их размещения от входного вала к выходному, по числу ступеней, расположению оси выходного вала.

В зависимости от применяемых  передач редукторы обозначаются русскими буквами: Ц — цилиндрические; К — конические; Ц — червячные; Г — глобоидные; П — планетарные; В — волновые; КЦ — коническо-цилиндрические; ЧЦ — червячно-цилиндрические; ЦЧ — цилиндрическо-червячные.

В зависимости от числа ступеней редукторы делятся на одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые. Если число одинаковых передач (например, цилиндрических или червячных) две и более, то в обозначении редуктора после буквы ставят соответствующую цифру.

Широкие редукторы обозначают буквой Ш, узкие — У, соосные —  С; в мотор-редукторах к обозначению  впереди добавляют букву М (например, МП — мотор-редуктор планетарный).

В зависимости от расположения оси выходного вала в пространстве бывают редукторы горизонтальные, вертикальные, универсальные Наиболее распространены горизонтальные редукторы, поэтому они особого обозначения не имеют. Если все валы редуктора расположены вертикально, то добавляется индекс В. Если ось тихоходного вала вертикальна, добавляют индекс Т,

если быстроходного —  Б.

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

3

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

4

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Задача 1

Разработка кинематографической  схемы машинного агрегата

Цель: 1. Изучить и вычертить  схему машинного агрегата

                       2.Проанализировать назначение и  конструкцию элементов 

приводного устройства;

Выбрать место установки  машинного агрегата

3. Определить ресурс приводного  устройства

1.2 Условие эксплуатации  машинного агрегата

Ременная передача

Ременная передача

Клиновидным ремнем

Подшипники  скольжения и

Качения (упорные)

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

5

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Муфта без уточнения типа

Муфта цепная

Неподвижное звено

Передача пластинчатой

цепью.

Вал, ось, стержень

Двигатель

1.3 Срок службы приводного  привода

Срок службы (ресурс) L_h,ч, определить по ф-ле:

L_h= 365 L_r t_c L_c= 365*4*8*2= 23360 ч.

где L_r - срок службы привода, лет;

t_c - продолжительность смены, ч;

L_c- число смен;

Из полученного значения L_h следует вычислить примерно 10…25% часов

( в зависимости от характера  производства) на профилактику,

текущий ремонт, нерабочие  дни.

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

6

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Принимаем время простоя  машинного агрегата

15% ресурса, тогда:

L_h= 23360*0,85 = 19856 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем

L_h=20*10³ ч.

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

7

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Задача 2.

Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.

Цель: 1. Определить номинальную  мощность и номинальную частоту

вращения двигателя.

     2. Определить  передаточное число привода и  его ступеней.

       3. Рассчитать  силовые и кинематические параметры  привода.

1. Определение номинальной мощности и номинальной

частоты вращения.

Мощность двигателя зависит  от требуемой мощности работы машины, а его       частота  вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины

1. Определить требуемую мощность рабочей машины Р_рм. кВт:

P_pm=F*V

F- тяговая сила

V- линейная скорость

P_pm= 2,5*0,65= 1,6 kBm

     2. Определить общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

= 0,95*0,92*0,98*0,99²*0,98= 0,82

  3.Определить требуемую  мощность двигателя Р_дв, кВт.

Р_дв=Р_пм/η=1,6/0,82=1,95 кВт.

4.Определить номинальную мощность двигателя Р_ном , кВт.

Р_ном≥ Р_дв

2,2≥ 1,95

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

8

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

5.Выбрать тип двигателя.

Выбор оптимального типа двигателя  зависит от типов передач,

входящих в привод, кинематических характеристик работы машины и    производится после определения передаточного числа приводов и его ступеней.

По таблице К9 выбираем двигатель  серии 4А с номинальной 

мощностью. Р_ном=2,2 кВт применив для расчета 4 варианта типа двигателя.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней.

вращения Передаточное число  привода и определяется отношением номинальной частоты двигателя  n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_pm  при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой u_зп и открыт u_оп передач:

u=n_ном/n_рм= u_зп u_оп

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

9

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

1. Определить частоту  вращения приводного вала рабочей  машины n_pм , об/мин.

Для роликового конвейера:

V=пDn_рм/60*1000 , отсюда n_рм=60*1000V/пD

                  где V- скорость тягового органа, м/с

                 D-ø ролика , мм

n_рм=60*1000*0,65/3,14*85=146 об/мин.

2. Определить передаточное  число привода для всех приемлемых  вариантов типа двигателя при  заданной номинальной мощность. Р_ном:

I вариант: u₁=n_ном1/n_рм =2850/146 =19,5

II вариант: u₂=n_ном2/n_рм =1425/146 =9,7

III вариант: u₃=n_ном3/n_рм =950/146 =6,5

IV вариант: u₄=n_ном4/n_рм =700/146 =4,7

3. Определить передаточные  числа ступеней привода

    (передаточное  число редуктора пост. U_зп= 4,5):

I вариант: u_оп1=u₁/u_зп=19,5/4,5= 4,3                                   

II вариант: u_оп2=u₂/u_зп=9,7/4,5=2,1

III вариант: u_оп3=u₃/u_зп=6,5/4,5=1,4

IV вариант: u_оп4=u₄/u_зп=4,7/4,5=1,04

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

10

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

                 Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант( u=19,5; n_ном=2850 об/мин)

затрудняет реализацию принятой схемы одноступенчатого привода  посредством конического редуктора  и цепной передачи из-за большого передаточного  числа u всего привода;

б)  четвертый вариант (u= 4,7; n_ном= 700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения, т.к двигатель весьма металлоемкий;

в) в третьем варианте (u=6,5; n_ном=950 об/мин) получилось маленькое значение передаточного числа цепной передачи увеличение которой за счет уменьшения передаточного числа редуктора нежелательно;

г) из  рассмотренных четырех  вариантов предпочтителен второй (u=9,7; n_ном= 1425 об/мин) , здесь передаточное число цепной передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости ведущего вала редуктора и таким образом получить среднее приемлемое значение;

Для того чтобы габариты передач не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых  средних значений U_зп и U_оп по возможности не доводя их до наибольших допускаемых лишь в отдельных случаях.

4. Определить максимально  допускаемое отклонение частоты  вращения приводного вала раб.  Машины ∆n_рн , об/мин.

∆n_рм=   =  =5,84 об/мин.

где V %- допускаемое отклонение скорости приводного вала работающей машины.

5. Определить допускаемую  частоту вращающегося приводного  вала работающей машины с учетом  отклонения[n_рм], об/мин.

6. Определить фактическое  передаточное число привода u_ф:

u_ф=n_ном / [n_рм] = 1425/151,84= 9,38

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

11

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

   7. Уточнить передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода.

                                   U_оп= = =2,08

Таким образом, выбираем двигатель 4AM90LAУ3 (P_НОМ=2,2 кВт, n_ном=1425 об/мин); передаточные числа: привода u=9,38, редуктора u_зп= 4,5, цепной передачи u_оп= 2,08

2.3 Определение силовых  и кинематических параметров  привода.

       Силовые  (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения  и угловая скорость) параметры  привода рассчитывают на валах  привода из требуемой (расчетной)  мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном при установившемся режиме.

                                        ДВ—›ОП—›ЗП—›М—›РМ

Р_дв= 2,2кВт

Р₁=Р_дв η_оп η_пк=2,2*0,92*0,99=2кВт

Р₂=Р₁η_зпη_пк=2*0,95*0,99=1,8квт

Р_рм=Р₂η_мη_пс=1,8*0,98*0,98=1,7кВт

n_ном=1425 об/мин

n₁=n_ном/u_оп=1425/2,08=685 об/мин

n₂=n₁/u_зп=685/4,5=152 об/мин

n_рм= n₂=152 об/мин

ω_ном=Пn_ном/30=3,14*1425/30=149  1/с

ω ₁=ω_ном/u_оп=149/2,08=71,6  1/с

ω₂=ω₁/u_зп=71,6/4,5=15,9  1/с

ω_рм=ω₂=15,9  1/с

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

12

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Т_дв=Р_дв*10³/ω_ном=2,2*10³/149=14,7  Н*м

Т₁=Т_двu_опη_опη_пк=14,7*2,08*0,92*0,99=27,8  Н*м

Т₂=Т₁u_зпη_зпη_пк=27,8*4,5*0,95*0,99=117,6  Н*м

Т_рм=Т₂η_мη_пс=117,6*0,98*0,98=113 Н*м

Составляем табличный  ответ к задаче.

табл. Силовые и кинематические параметры привода.

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

13

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Задача 3

Выбор материала зубчатых (червячных) передач.

Определение допускаемых  напряжений

Цель: 1. Выбрать твердость, термообработку и материал зубчатых (закрытых и открытых) и червячных  передач.

2. Определить допускаемые  контактные напряжения.

3. Определить допускаемые  напряжения на изгиб.

3.1 Зубчатые передачи.

1. Выбор твердости, термообработки  и материалы колес.

Для равномерного изнашивания  зубьев и лучшей их прирабатывоемости  твердость шестерни НВ₁ больше твердости колеса.

                                                 НВ_1ср-НВ_2ср=20…50

а) выбираем материал для  зубчатой пары колес, одинаковых для  шестерни и колеса но с разными  твердостями т.к. твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости  зубьев колеса.

Сталь 40Х

б) выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса улучшение  У чтобы обеспечить хорошую твердость  зубьев.

в) выбираем интервал твердости  шестерни НВ₁ и колеса НВ₂:

235…262 НВ₂                   269…302 НВ₁

г) определим среднюю твердость зубьев шестерни НВ₁ и колеса НВ₂.

НВ_1ср=269+302/2=285,5; НВ_2ср=235+262/2=248,5

НВ_1ср-Н_2ср=285,5-248,5=37

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

14

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

 д) определим механические характеристики сталей шестерни и колеса δ_в; δ₁

для шестерни δ_в=900 н/мм², δ₁=410 н/мм²

для колеса δ_в=790 н/мм²; δ₁=375 н/мм²

е) выбираем предельные значения размеров заготовки шестерен и колеса

D_пред= 125 мм- диаметр.

Для колеса S_пред= 125мм – толщина обода или диска

2. Определение допускаемых  контактных напряжений [δ]_н , н/мм²

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяет отдельно для зубьев шестерни [δ]_н1 и колеса к_н2 в следующем порядке:

а) Определить коэфицент  доли вечности для зубьев шестерни к_нL и колеса к_нL2 =1. Здесь коэфицент доли вечности рекомендуется принять к_нL= 1 для шестерни колеса. Значит:                                               к_нL1= 1;   к_нL2= 1.

б) определить допустимое контактное напряжение [δ]_но1 и [δ]_но2, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_но1 и N_но2

для шестерни: [δ]_но1= 1,8 НВ_1ср+67=1,8*285,5+67=580,9 н/мм²

для колеса: [δ]_но2= 1,8НВ_2ср+67=1,8*248,5+67=514,3 н/мм²

в) Определить допустимое контактное напряжение для зубьев шестерни [δ]_н1 и колеса [δ]_н2.

[δ]_н1=к_нL1 [δ]_но1= 1*580,9= 580,9 н/мм²

[δ]_н2= к_нL2 [δ]_но2=1*514,3= 514,3 н/мм²

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и  непрямыми зубьями при НВ_1ср-НВ_2ср=20…50 рассчитывают по меньшему значению [δ]_н из полученных для шестерни [δ]_н1 и колеса [δ]_н2, т.е. по менее прочным зубьям.

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

15

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

 3. Определение допускаемых напряжений изгиба [δ]_F, н/мм²

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется  отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [δ]_F1 и  [δ]_F2

а) Определить коэффицент доли вечности для зубьев шестерни к_FL1 и колеса к_FL2

                                         к_FL=⁶√N_FD/N

                                         N_FD= 4*10⁶- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

                                       К_FL=1- рекомендуемое значение

б) Определить допускаемое  напряжение изгиба [δ]_FO1 и [δ]_FO2

соответствие пределу  изгибной выносливости при числе  циклов перемены напряжений N_FD: [δ]_F=1,03 НВср

[δ]_FO1=1,03 НВ_1ср= 1,03*258,5= 294 н/мм²

[δ]_FO2= 1,03 НВ_2ср= 1,03*248,5= 256 н/мм²

в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [δ]_F1 и колеса [δ]_F2:

[δ]_F1=к_FL1 [δ]_FO1= 1*294= 294 н/мм²

[δ]_F2=к_FL2 [δ]_FO2= 1*256 н/мм²

Составляем табличный  ответ к задаче

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

16

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

Задача 4.

Расчет закрытой конической зубчатой передачи.

Проектный расчет.

1. Определяем главный  параметр- внешний делительный диаметр  колеса d_е2, мм:

                                    d_е2≥ 165³√uТ₂*10³/9_н[δ]²_н*К_нβ   где,

а) Т₂- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

Т₂= 83,8 Н*м;

[δ]_н- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²

[δ]_н= 514,3 Н/мм²;

u=4,5- передаточное число редуктора.

б) К_нβ- коэффицент учитывающий распределение нагрузки по ширине винта.

Для приработки колеса с  прямым зубом.

К_нβ= 1

в) 9_н- коэффицент вида конических колес.

Для прямозубых колес 9_н= 1.

d_е2= 165³√4,5*83,8*10³/1*514,3²*1=165³√1,43= 183,68 мм.

2. Определяем углы делительных  конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂:

u=4,5;       δ= arctg 4,5= 77,47119° ≈ 77° 30´

δ₁= 90-δ₂=90°-77°30´=12°30´

3. Определяем внешнее  конусное расстояние R_е , мм:

R_e=d_e2/2sinδ₂

R_e=183,68/2sin77°30´=94,2мм

4. Определяем ширину зубчатого  венца шестерни и колеса  b, мм:

b=ψ_R* R_e , где

ψ_R=0,285- коэффицент ширины венца

b=0,285*94,2=26,8 мм

Округляем по таблице до 28

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

17

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

                 5. Определяем внешний окружной модуль m_е- для прямозубых колес, мм:

m_e=14Т₂*10,3/9_Fd_e2 b[δ]_F* К_Fβ

Т₂=83,8 Н*м- вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[δ]_н=514,3 Н/мм- допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое напряжение;

             d_e2=183,68мм- внешний делительный диаметр колеса;

b=28мм- ширина зубчатого венца шестерни и колеса;

К_Fβ=1- коэффицент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями;

9_F=0,85- коэффицент вида конических колес, для прямозубых колес;

m_e=14*83,8*10³/0,85*183,68*26,8*514,3*1=0,55мм

m_e=2мм, т.к. нужна силовая коническая передача.

6. Определяем число зубьев  колеса Z₂ и шестерни Z₁:

Z₂=d_e2/m_e ;     Z₁=Z₂/u

d_e=183,68мм;    m_e=2мм;    u=4,5

Z₂=183,68/2=91,8;   Z₁= 91,8/4,5=20

7. Определяем фактическое  передаточное число U_Ф и проверяем отклонение ∆U от заданного U:

U_ф=Z₂/Z₁;   U_ф=91,8/20=4,59

∆U_ф=|U_ф-U|/U*100%≤4%

∆U_ф=4,59-4,5/4,5*100%=0,09%≤4%

8. Определяем действительные  углы делительных конусов шестерни  δ₁ и колеса δ₂:

δ₂= arctg;    U_ф=arctg;   4,59=77°

δ₁=90°-77°=13°

9. Определяем коэффицент  смещения х_е1 для прямозубой шестерни:

х_е1=0,27;    х_е2=-х_е1=> х_е2=-0,27

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

18

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

10. Определяем фактические  внешние диаметры шестерни и  колеса:

d_e2=m_e*z₁=2*20=40мм

d_e2=m_e*z₂=2*91,8=184 мм

d_ae1=d_e1+2(1+x_e1) m_e cos δ₁=40+2(1+0,27)*2*cos13°=44,93мм

d_ae2=d_e2+2(1-x_e1) m_e cos δ₂= 184+2(1+0,27)*2*cos77°=185мм

d_fe1=d_e1-2(1,2-x_e1) m_e cos δ₁=40-2(1,2-0,27)*2*cos13°=36,4мм

d_fe2=d_e2-(1,2+x_e1) m_e cos δ₂= 184-2(1,2+0,27)*2*cos77°=182,8мм

11. Определяем средний делительный  диаметр шестерни d₁ и колеса d₂ ,мм:

d₁≈0,857d_e1;  d₂≈0,857

d₁=0,857*40=34,28мм

d₂=0,857*184=157,69мм

Проверочный расчет.

12. проверяем пригодность  заготовок колес

Условие пригодности колес: D_зад≤D_пред ; S_зад≤S_пред

Диаметр заготовки шестерни:

D_зад=d_ae1+6мм=44,93+6=50,93мм

D_пред=200мм=>D_зад≤D_пред- условие выполняется

Толщину диска или обода  колеса принимают меньшей из 2х:

S_зад=8m_e=8*2=16мм

S_пред=125мм=>S_зад≤S_пред- условие выполняется

S_зад=0,5b=0,5*28=14мм

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

19

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата

13. Проверяем контактное  напряжение S_н , н/мм²

δ_н=470√ F₁√u_Ф²+1/9_нd_е2b* К_н2*К_нβ*К_нѵ≤[δ]_н ,где F₁=2Т₂*10³/d₂- окружная сила в зацеплении, Н.

К_нх=1- коэффицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес

К_нѵ=1,08- коэффицент динамической нагрузки.

К_нβ=1- коэффицент учитывающий распределение нагрузки по ширине

F₁=2T₂*10³/d₂= 2*83,8*10³/157,69=1063Н.

Т₂=83,8 Н*м- вращающий момент тихоходного вала редуктора.

D₂=157,69мм- средний делительный диаметр колеса

b=28мм-ширина зубчатого венца.

9_н=1- коэффицент вида конического колеса

D_e2=184,58мм- делительный диаметр колеса

U_Ф=4,95- фактическое передаточное число

δ_н=470√1063*4,59²+1/1:184*28*1*1*1,08=481 н/мм²

Допускаемая нагрузка передачи δ_н<[δ]_н не более 10%

δ_н=481 н/мм²; [δ]_н=514,3 н/мм₂=>δ_н≤[δ]_н- условие выполняется

14. Проверить напряжение  изгиба зубьев шестерни δ_F1 и колеса δ_F2 , н/мм²

δ_F2=Y_F2Y_β F₁/9_Fbm_e(m_te)*К_FX*К_Fβ*К_Fѵ≤[δ]_F2;

δ_F1=δ_F2Y_F1/Y_F2≤[δ]_F1 ,где

b=28мм;     m_e=2(mt_e)мм;  9_F=1;  К_Fβ=1;  F_t,Н

К_Fx=1- коэффицент распределения нагрузки

К_Fѵ=1,08- коэффицент формы зуба шестерни и колеса, определить по таблице интерполированием в зависимости от эквивалентного числа Y_F1=3,75;  Y_F2=3,62 зубьев шестерни Z_ѵ1 и колеса Z_ѵ2:

Z_ѵ1=Z₁/cosδ₁=20/cos13=20/0,97=20,6

Z_ѵ2=Z₂/сosδ=92/cos77=92/0,22=418

Y_F1=3,54=2²;  Y_F23,63²

Y_β=1- коэффицент учитывающий наклон зуба

[δ]_F1 и [δ]_F2- допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса , н/мм²

[δ]_F1=294 н/мм²

КФДГПК.КП.151001.012.ПЗ

Лист

20

     Изм.

       Лист

№  Докум.

Подп.

Дата