Проектирование привода шнекового питателя (мощность на валу шнека - 2 кВт), страница 4

N_FЕ – эквивалентное число циклов (N_FЕ = N_НЕ )

Для шестерни:   N_FE =40,2 × 10⁶

Для колеса:          N_FE =17,9 × 10⁶

4.6 Рассчитаем коэффициент долговечности K_FL:

Для шестерни:  

Для колеса:         

4.7 Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба [s_F]:

Для шестерни:  

Для колеса:         

5. Расчет геометрических параметров передач

      5.1 Первая цилиндрическая прямозубая передача (Быстроходная ступень)

рис.6 Кинематическая схема цилиндрической передачи

Принимаем значения коэффициентов: 

y_ba= 0,25 –коэффициент ширины венца (для быстроходной ступени);

K_Hb =1,06 – –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной      линии;

K_HV =1,05 – –коэффициент динамической нагрузки.

5.2 Межосевое расстояние, а_Б найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  а_Б =125 мм.

Нормальный модуль: 

m_nБ = (0,01…0,02) а_Б = (0,01…0,02) 125 = 1.25…2.5 мм.

По стандарту принимаем m_nБ = 1.5 мм.

Число зубьев:

              суммарное:  

шестерни:   

колеса:        

5.3 Основные размеры шестерни и колеса:

диаметр шестерни:d₁ = z₁× m_nБ = 33 × 1,5 = 49.5 мм;

диаметр колеса:d₂ = z₂× m_nБ = 133 × 1,5 = 199.5мм;

диаметр выступов шестерни:d_a1 = d₁ + 2  m_nБ =49.5 + 2  1,5 = 52.5мм;

диаметр выступов колеса:d_a2 = d₂ + 2  m_nБ = 199.5 + 2  1,5 = 202.5мм;

диаметр впадин шестерни:d_f1 = d₁ – 2,5  m_nБ =49.5 – 2,5  1,5 = 45.75мм;

диаметр впадин колеса:d_f2 = d₂ - 2,5  m_nБ = 199.5 - 2,5  1,5 = 195.75мм.

ширина колеса:b₂= y_ba× а_Б  = 0,25  125 =31.25 мм;

ширина шестерни:b₁= b₂+5 =31.25 + 5 = 36.25мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:        

Окружная скорость колес быстроходной ступени:  

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

5.4 Проверим параметры передачи по контактным напряжениям:

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Hb =1,06 –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – коэффициент динамической нагрузки..

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения не превышают допустимые.

 

 5.5 Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F = 3,80 (при z₁ =33) – для шестерни;

Y_F = 3,61 (при z₂ =133) – для колеса.

Расчет выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше :

5.6 Найденное отношение меньшее для колеса. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Окружное усилие:

(Т₂ – вращающий момент на валу колеса);

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Fb =1,38 - коэффициент концентрации;

K_FV =1,25 – коэффициент динамичности;

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допускаемые

 5.7 Вторая цилиндрическая прямозубая передача (Тихоходная  ступень).

Принимаем значения коэффициентов: 

y_ba= 0,25 – ширины венца (для тихоходной ступени);

K_Hb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

 

5.8 Межосевое расстояние, а_wБ найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  а_Т = 160 мм.

Нормальный модуль: 

m_nТ = (0,01…0,02) а_Б = (0,01…0,02) 160 = 1.6…3.2 мм.

По стандарту принимаем m_nТ = 2.5мм.

Число зубьев:

суммарное:  

шестерни:   

колеса:        

5.9 Основные размеры шестерни и колеса:

диаметр шестерни:   d₃ = z₃× m_nТ = 31 × 2.5 = 77.5  мм;

диаметр колеса:                                    d₄ = z₄× m_nТ = 97 × 2.5 = 242.5 мм;

диаметр выступов шестерни: d_a3 = d₃ + 2  m_nТ =77.5 + 2  2.5 = 82.5мм;

диаметр выступов колеса: d_a4 = d₄ + 2  m_nТ = 242.5 + 2  2.5 =247.5 мм;

диаметр впадин шестерни:d_f3 = d₃ – 2,5  m_nТ =77.5 – 2,5  2.5 = 71.25 мм;