Привод конвеера (стр. 2 из 4)

Коэффициент долговечности Z_Nопределяется по формуле

Z_N =

(2.4)

где N_HO- базовое число циклов нагружения;

N_HE- эквивалентное число циклов нагружения;

m- показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, m= 6.

Базовое число циклов нагружения N_HOпринимается равным

(2.5)

Если N_HOполучилось больше 12^. 10⁷, то принимают равным 12^.10⁷

для шестерен:

для колес:

Эквивалентное число циклов нагружения N_HEопределяется по зависимости

(2.6)

где

- начальный момент соответствующего распределения нагрузки в соответствии с таблицей 2.3,

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем

.

Допускаемые контактные напряжения для шестерен, МПа:

Допускаемые контактные напряжения для колес, МПа:

2.2.2 Допускаемые напряжения на изгиб

, МПа, определяют для шестерни и колеса отдельно, при этом

(2.10)

где

- базовые допускаемые напряжения изгиба принереверсивной нагрузке, МПа;

- коэффициент, вводимый при двустороннемприложении нагрузки:

= 1 - односторонняя нагрузка;

= 0,7 - 0,8 - реверсивная нагрузка (большие значения при > 350 НВ);

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб

для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле

(2.7)

где

- предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле (таблица 2.4), МПа;

(2.8)

для шестерен:

для колес:

- коэффициент, учитывающий шероховатостьпереходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании с

= 40 мкм = 1;

- коэффициент размеров (при проектном расчете можнопринимать =1);

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений (при проектном расчете

= 1);

- коэффициент запаса прочности,

=1,7.

Для шестерен:

для колес:

Коэффициент долговечности

определяют как

(2.9)

где

- базовое число циклов нагружения,

= 4^.10⁶

- эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой выносливости:

m = 6 - улучшение, нормализация, азотирование.

Эквивалентное число циклов нагружения

определяетсяпо выражению

(2.10)

где

- начальныймомент соответствующего распределения нагрузки; =0,3

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем

.

Допускаемые напряжения на изгиб, МПа:

для шестерен:

для колес:

2.3 Расчет тихоходной ступени

2.3.1 Определение межосевого расстояния, мм

(2.11)

где К_а - вспомогательный коэффициент; для прямозубых колес
К_а = 450;

К_н - коэффициент нагрузки. Для предварительных расчетов допускается принимать

= 1,3- 1,5. Меньшие значения принимают при симметричном расположении, а большие значения - при консольном расположении колес относительно опор. Принимаем

.

ψ_а- коэффициент ширины.

Коэффициентширины зубчатых колес из улучшенных сталейпри симметричном расположении зубчатых колес относительно опор 0,4 - 0,5. Стандартные значения для редукторов: 0,400; 0,500. Принимаем

.

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения

.

2.3.2 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев

350 НВ модуль назначают

, (2.12)

принимаем стандартное значение модуля

.

2.3.3 Определение суммарного числа зубьев

(2.13)

2.3.4 Определение числа зубьев шестерни

(2.14)

2.3.5 Определение числа зубьев колеса

(2.15)

2.3.6 Геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные:

(2.16)

Диаметры начальные

(2.17)

Диаметры вершин зубьев:

(2.18)

Диаметры впадин зубьев

(2.19)

Ширина колеса

(2.20)

Ширина шестерни

(2.21)