Расчет зубчатых колес редуктора

Материалы о физике / Выбор и расчет электродвигателя / Расчет зубчатых колес редуктора

Страница 1

По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:

для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 230;

для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])

,

где GНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.

По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.

КHL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 1,0 (стр.33 [1]);

[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 1,15 (cтр. 33 [1]).

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25

Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва= в/aw

Для прямозубых колёс Ψва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]

мм,

Принимаем по ГОСТ 2185–66 аw = 180 мм

где Ка = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

Нормальный модуль зацепления

m = (0,01¸ 0,02) аw = (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸ 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм

Определяем суммарное число зубьев колес

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Z2 = ZE –Z1= 120-24 = 96

Уточняем передаточное отношение

Уточняем межосевое расстояние

аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

d1=m·z1= 3·24 = 72мм;

d2=z2·m = 96·3 = 288мм.

Проверка: мм.

диаметры вершин зубьев

da1 = d1 + 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;

da2 = d2 + 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.

диаметры впадин зубьев

df1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

.

Окружная скорость колеса и степень точности передачи:

м/с.

При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КНb = 1.05.

По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КНa =1,09.

По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 1,05.

Тогда коэффициент нагрузки КН = КНb × КНa × КНv = 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]

Мпа < [Н].

Силы действующие в зацеплении:

окружная сила Н

радиальная сила Н,

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]

£ [F].

где коэффициент нагрузки КF = KFb × KFv

По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент КFb = 1,08

По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент КFv = 1.45

Тогда КF = 1,08· 1,45 =1,57

YF – коэффициент прчности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:

тогда YF1 = 4.09 YF2= 3.61 (страница 42 [1]).

Допускаемые напряжения при изгибе

По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.

для шестерни 0Flimb1 = 1,8 × НВ1 = 1,8 × 230 = 414Мпа;

Страницы: 1 2