у колеса
Коефіцієнти форми зуба [1, табл.10.8].
Коефіцієнт нахилу зуба
В
Міцність зуба шестерні і колеса на вигин
В В
Умова міцності виконана.
2.3 Проектувальний розрахунок валів редуктора
Матеріал валів приймаємо сталь 45, термічна обробка - поліпшення. Проектувальний розрахунок валів виконуємо по дотичним напруженням від крутіння, тобто, не враховуємо напруги від вигину, вплив концентраторів напруг і циклічний характер дії напруг. Тому для компенсації наближеності проектувального розрахунку, допустимі напруження приймаємо заниженими: = 15 ... 25 МПа.
2.3.1 Швидкохідний вал
Діаметр вихідного кінця ведучого при валу = 25 МПа.
мм
Приймаються діаметр вихідного кінця вала = 40 мм
З урахуванням типорозмірів підшипників кочення приймаємо = 45 мм.
Передбачуваний діаметр валу під шестернею = 50 мм.
Діаметри решти ділянок вала призначаємо виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
.3.2 Проміжний вал
Діаметр валу під колесом
мм.
Приймаються зі стандартного ряду [1, табл. 14.1] 70 мм.
З урахуванням типорозмірів підшипників кочення приймаємо мм.
Діаметри решти ділянок вала призначаємо виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
2.3.3 Тихохідний вал
Діаметр вихідного кінця вала
мм,
де МПа з урахуванням впливу консольної навантаження від натягу ланцюга.
Приймаються зі стандартного ряду [1, табл.14.1] мм. З урахуванням типорозмірів підшипників і необхідності на валу буртика певної висоти [1, табл. 14.1] для упору маточини ведучої зірочки при складанні редуктора, приймаємо діаметр валу під підшипниками 125 мм, а діаметр вала під колесом 130 мм . Діаметри решти ділянок вала призначаємо виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
.4 Проектувальний розрахунок шпонкових з'єднань
