Вращающие моменты на валах

На валу шестерни:

На валу колеса:

На валу эксцентрика:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения [2, с.33]:

где s _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности менее НВ 350 и термической обработкой (нормализация) [1, с.34]:

s_Hlimb = 2 НВ +70.

K_HL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимает [2,c.33]: K_HL = 1; S_H = 1,1

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[2, с.35]:

для шестерни:

для колеса:

тогда расчетное допускаемое напряжение:

Требуемое условие: выполнено

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для косозубых передач [1, с.32]:

где К_а = 43 U_з.з. = 4.5

К_Нb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (рис.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны шатунной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес [1, с.32]: К_Нb = 1.1

y_ba – коэффициент ширины венца (выбирается по ГОСТ 2185-66). y_ba = 0,4

Ближайшее значение межосевого расстояния (ГОСТ 2185-66): =140 мм

Номинальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

[1, c.36];