Расчет конической передачи редуктора

1. Расчет конической передачи

http://btomo.ru/photo-video/video-zubchatieperedachi/
http://www.youtube.com/watch?feature=play
er_detailpage&v=vq-QXCeLrB0

2.

Выполнить проектный и проверочный расчеты для закрытой конической
прямозубой передачи. Для решения воспользоваться данными полученными
на стадиях кинематического расчета и выбора материала
3
Дано:
2
1
Pвых nвых
М
1 – Эл. двигатель
2 – Ременная передача
3 – Закрытая коническая передача
uкп 4 ;
P1 2,24 кВт;
1 52,3 c 1;
T1 48,83 Нм;
[ ] Н 434,7 МПа;
[ ] F1 211 МПа;
[ ]F2 188 МПа.

3.

Решение:
Проектный расчет
1. Определяем расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца
колеса по делительному диаметру при консольном расположении шестерни
равен bd 0,4 (табл.).
Коэффициенты
неравномерности
распределения
нагрузки
при
роликоподшипниках и консольном расположении шестерни относительно
опор K F 1,22 , K H 1,12 (табл.).
2. Средний делительный диаметр шестерни
2
i
1
d1 7700 3
K H
2
i
0,85 bd [ ]Н
T1
2
48
,
83
4
1
7700 3
1,12 0,0737 м 73,7 мм.
6 2
4
0,85 0,4 (434,7 10 )
Принимаем d1 74 мм.

4.

3. Вычисляем ширину зубчатого венца
b bd d1 0,4 74 29,6 мм, принимаем b = 30 мм.
4. Вычисляем внешний делительный диаметр колеса
d e2 uкп d e1 uкп d1
b
uкп 2
4 74
1
325 мм.
2
4 1
30
5. При числе зубьев шестерни z1 18K 28 рекомендуется вычислять
производственный модуля по формуле
me
de2
(18 28) uкп
325
(4,5 2,9) мм.
(18 28) 4
Принимаем модуль по ГОСТ me 4 мм (табл. 8).
Вычисляем число зубьев колеса
d e2
325
z2
81,25 , принимаем z 2 81 .
me
4

5.

Пересчитываем фактическое значение d e2 :
d e' 2 mе z2 4 81 324 мм,
отклонение ранее определенного внешнего делительного диаметра
колеса от фактического допускается до 2 %.
6. Вычисляем число зубьев шестерни:
z
81
z1 2 20,25 ,
uкп 4
принимаем z1 20 .
Вычисляем передаточное число
z
81
u 2
4,05 ,
z1 20
отклонение от передаточного отношения i до 2 %.
7. Углы делительных конусов:
1 1
0,25 ; 1 14,04 ;
Для шестерни tg 1
uкп 4
Для колеса
2 90 14,04 75,96 .

6.

8. Вычисляем основные геометрические размеры передачи
а) внешний делительный диаметр шестерни
d e1 me z1 4 20 80 мм;
б) внешний делительный диаметр вершин зубьев:
шестерни d ae1 de1 2me cos 1 80 2 4 cos14,04 80 7,76 87,76 мм;
колеса dae2 de2 2me cos 2 324 2 4 cos75,96 324 1,94 325,94 мм;
в) внешнее конусное расстояние
m z
4 20
Re e 1
164,95 мм;
2 sin 1 2 sin 14,04
г) среднее конусное расстояние
R Re 0,5b 164,95 0,5 30 149,95 мм.
9. Необходимо проверить следующие рекомендации:
b
0,285 ; b 10 me ;
Re
b
30
0,18 0,285 ; 30 < 40, условия соблюдаются.
Re 164,95

7.

10. Средний модуль зацепления
b sin 1
30 sin 14,04
m me
4
3,636 мм.
z1
20
Фактический средний делительный диаметр шестерни
d1 mz1 3,636 20 72,72 мм.
Средняя окружная скорость зубчатых колес
1 d1
52,3 72,72 10 3
v
1,9 м/с.
2
2
Принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колес
11. Окружная сила
2T
2 48,83
Ft 1
1343 Н.
3
d1 72,72 10
12. Коэффициенты динамической нагрузки для прямозубых передач при
НВ 350, v 5 м/с K Нv 1,2 ; K Fv 1,4 .

8.

13. Вычисляем расчетное контактное напряжение
Ft
u2 1
Н 436 10
K Н K НV
0,85 d1 b
uкп
3
1343
4,052 1
436 10
1,12 1,2
3
3
0,85 72,72 10 30 10
4,05
3
438 МПа 434,7 МПа [ ] Н ,
перенапряжение составило 0,75 %, что допустимо.
14. Эквивалентное число зубьев
zV1
z2
z1
81
20
20
,
62
;
z
333,3 .
V2
cos 1 cos 14,04
cos 2 cos 75,96
Находим коэффициенты YF1 4,07 ; YF2 3,6 .

9.

15. Напряжение изгиба в основании зубьев шестерни и колеса
F2
F2
Ft
YF 2
K F K FV
0,85 b m
1343
4, 07
1, 22 1, 4 101 МПа< F 2 188 МПа
3
3
0,85 30 10 3, 636 10
F1
F 2 YF 2
YF 1
101 4, 07
114, 2 МПа< F 2 =211 МПа
3, 6
Условие изгибной прочности выполняется