Курсовая работа: Расчет и проектирование прямозубого редуктора
Допускаемые напряжения изгиба зубьев
При одностороннем действии нагрузки [σF ]=(1,5-1,6) σ-1 / [n][Kσ ]
где [n]- коэффициент запаса прочности , [n]=1,5(табл. 8)
[Kσ ]-эффективный коэффициент концентрации напряжения у корня зуба, [Kσ ]=1,5(табл.9)
для шестерни [σF ]=1,5*318 / 1,5*1,5=212н/мм2
для колеса [σF ]=1,5*219/1,5*1,5=146 н/мм2
5) Межосевое расстояние передачи:
а=(u+1) 3 √(340/[σн ]2 )2 КТ1 /uψba
где u-передаточное число редуктора, u=n1/n2=1450/250=5.8;
Т1 –крутящий момент на валу шестерни;
Т1 =N1 /ω1 =10520/151,76=69,3 Нм=69300 Нмм
К-коэффициент нагрузки, К=1,35
[σн ]2 -допускаемое контактное напряжение материала зубчатого колеса, [σн ]2 =418Н/мм2
ψba -коэффициент ширины колеса, ψba =0,4.
Подставляя выбранные значения величин, получим:
а=(5,8+1) 3 √(340/418)2 1,35*69300/5,8*0,4 = 203мм
Принимаем а=210 мм(табл.10)
6) Модуль зацепления:
m=(0,01-0,02)*a=(0,01-0,02)*200=2-4мм
Принимаем m=2,25(табл.11)
7) Основные параметры зубчатой пары:
Число зубьев шестерни и колеса:
z1 =2a / m(u+1)=2*210 / 2,25(5,8+1)=420/15,3=27,45
Принимаем z1 =27;
z2 =u*z1 =5,8*27=156,6
Принимаем z2 =157
Делительные диаметры шестерни и колеса (мм)
d1 =m* z1 =2,25*27=60,75 принимаем d1 =61
d2 =m* z2 =2,25*157=353,25 принимаем d2 =353