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
Надежность машин станки, промышленные роботы
Надежность – это свойство объекта сохранять во времени
в установленных пределах все параметры, обеспечивающие выполнение требуемых
функций в заданных условиях эксплуатации.
Уровень надежности в значительной степени определяет
...
Виды современного копировального оборудования. Что и как выбирать
Невозможно представить себе
современную компанию, которая бы не применяла в своей повседневной работе
средства автоматизации офиса. Компьютеры и оргтехника не только коренным
образом изменили облик организаций, стиль их работы, н ...