Расчет зубчатых колес редуктора

Исходные данные:

1) Передаваемая мощность – Р =2,7 кВт.

2) Вращающий момент на ведущем валу – Т2 =103,5 Нм.

3) Вращающий момент на ведомом валу – Т3 =500 Нм.

4) Частота вращения ведущего вала – n2=250 об/мин.

5) Частота вращения ведомого вала – n3=50 об/мин.

6) Угловая скорость ведущего вала – w2=26,2 рад/с.

7) Передаточное число – U2=5.

3.1 Выбор материала колес

Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения по формуле [1, с 33, ф (3.9)]:

(3.1)

где sHlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле, значения по таблице 3.2 [1, с 34];

КHL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации КHL=1;

[SH] – коэффициент безопасности, [SH]=1,15;

sHlimb=2HB+70=2·245+70=560 MПа.

МПа.

3.2 Определение геометрических параметров конической передачи

Внешний делительный диаметр колеса, по формуле [1, с 49, ф (3.29)]:

(3.2)

где Т3 – вращающий момент III вала, Т3=500 Нм;

KHβ – коэффициент при консольном расположении шестерни 1,35;

U – передаточное число, U=5;

ψbRe – коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, ψbRe=0,285;

Кd –для прямозубых передач Кd = 99

мм,

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение de2=400 мм.

Примем число зубьев шестерни z1=25,

Тогда, по формуле

(3.3)

Внешний окружной модуль, по формуле:

(3.4)

мм.

Углы делительных конусов:

(3.5)

(3.6)

Внешнее конусное расстояние Re:

(3.7)

мм.

Дина зуба b

(3.8)

мм,

Принимаем b=60 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни, по формуле:

de1=me×z1 (3.9)

de1=me×z1=3,2×25=80 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d1=2(Re-0,5b)×sind (3.10)

d1=2×(203,96-0,5×60)×sin11º19’=68,3 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

daei=dei+2me×cosdi (3.11)

dae1=80+2×3,2×cos11º19’=86,3 мм

dae2=400+2×3,2×cos78º41’=401,3 мм.

Средний окружной модуль

(3.12)

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

(3.13)

Средняя окружная скорость колес:

(3.14)

м/с.

Для конических колес назначаем 9-ю степень точности.

3.3 Проверка по контактным напряжениям

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

KH=KHβ×KHα×KHV (3.15)

где KHb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при Ψbd=0,6 при консольном расположении колес и твердости HB<350, KHb=0,56;

KHa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КНα=1,05;

KHV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V£5 м/с, КHV=1,05.

КН=1,23·1,0·1,05=1,3

Другие статьи по теме

Шагающие роботы
В начале своей курсовой работы я хотела бы обосновать выбор мною данной темы. Одна из самых острых проблем нашей экономики - это нехватка финансовых ресурсов (надо заметить, что такая проблема существует в нашей стране уже давно) ...

История развития часов
В рамках экологического подхода все аспекты изучения человека, включая и социальные стороны его жизнедеятельности, основываются прежде всего на взаимодействии человека со средой. В число экологических факторов, воздействующих на ...