Курсовая работа: Расчет редуктора его компоновка и сборка
ω б = 10,3 (рад/с);
1.9. Определяем вращающие моменты на валах редуктора:
Т = Р / ω ;
Т дв = Р дв / ω дв = 2.19 · 103 / 157 = 14 (Н · м) = 14 · 103 (Н · мм)
Т 2 = Т 1 · Uред = 14 · 103 · 4 Т 1 = Т дв = 56 (Н · м) = 56 · 103 (Н · мм)
2. Расчет зубчатых колес редуктора
2.1. Выбор материала зубчатых колес:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб. 33): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.
2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения:
[σH ] = σ H lim b KHL / [SH ];
где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
σ H lim b = 2HB + 70
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
KHL = 1; коэффициент безопасности [SH ] = 1.10
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 3:
[σн ] = 0.45([σH 1 ] + [σH 2 ]);
для шестерни
[σH 1 ] = ((2HB1 + 70) · KHL ) / [σH ] = ((2 · 230+ 70) ·1) / 1.1 ≈ 481 (МПа).
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[σH ] = 0.45 · (482 + 428) = 410 (МПа);
Требуемое условие [σH ] ≤ 1.23 [σH 2 ] выполнено.
2.3. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
a ω = K a · (u + 1) 3 √ (Т2 КHB ) / ([σ H ]2 u2 ψ ba );
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора
U = Uр = 4.
К HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К HB = 1.25.
ψ ba – коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для косозубых колесψ ba = 0,4.
а ω = 43(4 + 1) 3 √(56 · 103 · 1.25) / (4102 · 42 · 0.4) = 86.4 (мм);
Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 – 66 ближайшее значение