Проектирование привода технологического оборудования (стр. 2 из 5)

N_HE1=0,21

N_HE2=0,07

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1,02 K_HL2= 1,16

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

s_HP1=

=594,38 МПа s_HP2

= 597,93 МПа

Для прямозубых передач s_HP=s_HP2, для косозубых и шевронных передач

s_HP=0.45 (s_HP1+s_HP2)=0,45*(594,38+597,93)=536,54 МПа

s_HP^I

s_HP^I_=1.23*s_HP1=731.1 МПа

Допускаемые контактные напряжения передачи:

s_HP= 536.54 Мпа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где s_Flimj- предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7 [1]), s_{F limi}=1.75*HB_i

s_{F lim 1} = 499,6 МПаs_{F lim 2} = 434,9 Мпа

S_Fj- коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7 [1]), S_F1= 1,7, S_F2= 1,7;

K_FCj- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 7 [1]) K_FC1= 0,65, K_FC2= 0,65

K_FLj- коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj=

1.

здесь q_j – показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 6 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_FEj=

_FjN_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки:

_F1 =0.038, _F2 =0.038,

N_FE1 =

=6,5 , N_FE2 = =2,1

K_FL1 =

, K_FL2 =

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 191,03 МПа

_FP2= 282,67 МПа

2.4 Геометрические параметры передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= (u+ 1) ,

где

– коэффициент вида передачи, = 410

K_Н – коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца

= 0,4 (ряд на с. 4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние

= 121,84 мм

Округлим

до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1])

= 125 мм.

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m_n=

=(0,01…0,02) 125=(1,25…2,5)

Округлим m_nдо стандартного значения (табл. 1 [1]): m_n= 2

Суммарное число зубьев:

Z

= ,

где

= для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.

Z

= 122,27

Значение Z

округлим до ближайшего целого числа Z =123

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба:

= arccos =

Число зубьев шестерни:

Z₁=

= =29,6

Округлим до ближайшего значения Z₁=30

Число зубьев колеса:

Z₂= Z

– Z₁=123–30=93

Фактическое передаточное число:

u_ф =

= =3,1

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u

4.5 и более чем на 4% при u > 4.5.

u= 100 =100

Поскольку Z₁>17 примем коэффициенты смещения: x₁= 0, x₂= 0

Ширинa венца колеса:

b_w2=

=0,4 50

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 3 мм больше чем b_w2:

b_w1= 50+3=53

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m= m_n.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j= mZ_j,

то же, для косозубых колес

:

d₁ =

=61 мм; d₂ = =188 мм.

Диаметры окружностей вершин при x

= 0: d_aj= d_j+ 2m(1 + x_j):

d_a1 =

65 мм; d_a2= 192 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj= d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 =

56 мм; d_f2 = 183 мм