Разработка индивидуального электромеханического привода (мощность выходного вала привода - 1520 Вт, частота вращения выходного вала - 22 об/мин), страница 2

где     Т_тах = Т₁ - наибольший   момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение L_h1часов за весь срок службы передачи при частоте вращения , мин^-1;

Т₂,Т₃ - передаваемые моменты в течение времени  L_h2,L_h3при ,, мин ^-1 соответственно;

с - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.

В соответствии с техническим заданием срок службы привода (то есть передач) L_h= 3000 часов.

Для ступенчатой циклограммы (рис 1 .2) принимаем

Т_мах=Т;    Т₂=0,3Т;    Т₃=0,7Т;

L_h1=0,6L_h;    L_h2=0,1L_h;    L_h3=0,3L_h;

N_HE=∙(T³∙L_h1∙n_T1+(0,3∙T)∙L_h2∙n_T2+(0,7∙T)³∙L_h3∙n_T3)=60∙n₁∙(L_h1+0,3³∙L_h2+0,7³∙ L_h3)=60∙3000+0,3³∙0,1∙3000+0,7³∙0,3∙3000)=3,81∙10⁸циклов, где с- 1;   n₁=3000 мин^-1.

K_HL=.

Допускаемое контактное напряжение

[s_Н]=(610:1,2)∙0,746 =413,7 МПа.

Допускаемое изгибное напряжение при расчете на выносливость

[s_F]=, где s_Hlimb-I предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

S_F-коэффициент безопасности (S_H= 1,75);

K_Fc-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (K_Fc=0,7);

K_FL- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы.

s_Flimb=260 + НB, для шестерен s_Flimb=260 + 280 = 540 МПа;

для колеса s_Flimb=260 + 260 = 520 МПа.

Коэффициент долговечности

K_FL=, где m_F=6 для HB<350;

N_FE- эквивалентное число циклов перемены напряжений;

N_F0- базовое число циклов перемены напряжений.

Базовое число циклов рекомендуется принимать для всех сталей N_H0=1,75∙10⁷циклов.

Для ступенчатой циклограммы (рис 1.2) N_FEопределяется по уравнению (2.4) с заменой показателя степени 3 на 6.

N_FE=60∙n₁∙(L_h1+0,3⁶∙L_h2+0,7⁶∙L_h3)=60∙3000∙(0,6∙3000+0,3⁶∙0,1∙3000+0,7⁶∙0,3∙3000)=3,43∙10⁸циклов.

K_FL=

Допускаемое изгибное напряжение для шестерни [s_F]=(540:1,75)∙0,7∙0,6 =129,6 МПа.

для колеса [s_F]=(520:1,75)∙0,7∙0,6 =124,8 МПа.

Допускаемое напряжение при расчете на кратковременную перегрузку.   

Предельно допустимое контактное напряжение

 [s_Hmax]= 2,8∙s_T,

  [s_Hmax]= 2,8∙700=1960МПа.

Предельно допустимое изгибное напряжение

[s_Fmax]»0,8∙s_T, 

[s_Fmax]»0,8∙700 = 560 МПа.

2.1 3 Определение размеров передач и колес

Для прямозубой передачи, при коэффициентах смещения колес х₁=х₂=0,  b=0, a=a_t=20°, а=а_w.

Ориентировочное значение делительного межосевого расстояния определяется по формуле а=К_а∙(u₁₂+1)∙, где Т₂ - исходная расчетная нагрузка (Т₂= 25,27 Н∙м);

К_Hb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине винца (К_Нb = 1,05);

К_а- вспомогательный коэффициент, для прямозубой передачи рекомендуется брать К_а= 495 (МПа) 

[s_Н] -допускаемое контактное напряжение (см. п. 2.1.2);

u₁₂ - передаточное число (u₁₂= 3,75 );

Y_ba=0,4.

а=495∙(3,75+1)∙ =73,06 мм.

Определяем модуль, пологая его одинаковым для обоих колес z _t и Z₂

m=1,28 мм.                                                                 

По СТ СЭВ 310-76 принимаем m = 1,375 мм. Уточняем межосевое расстояние,               а=мм.

Принимаем,                    а = 80 мм.

Коэффициент относительной ширины колес Z₁ и Z₂

Y_bd=.

Определяем размеры венцов колес Z₁ и Z₂.   Делительные диаметры колес Zи Z₂         d_Z=m∙Z

для шестерни  d_Z1 = 1,375 ∙ 24 = 33 мм;

для колеса d_Z2=1,375 ∙ 90 = 123,8 мм.

Диаметр вершин зубьев колес Z₁ и Z₂

D_a=d_Z+2∙m∙h_a^*, где  h_a^*   - коэффициент высоты головки зуба (h_a^*= 1);

для шестерни d_a1 =33 + 2∙1,375∙1=35,75 мм; для колеса d_a2=123,8 + 2∙1,375∙1 = 126,55 мм.

Диаметр впадин колес Z₁ и Z₂

d_f=d_Z - 2∙m∙( h_a^*+c^*), где с^* - коэффициент радиального зазора (с^*=0,25);

для шестерни d_f1= 33-2∙1,375∙(1+0,25)=30 мм;

для колеса d_f2=123,8 -2∙1,375∙(1+0,25) = 120,4 мм.

Ширина зубчатых венцов колес Z₁ и Z₂

b_w=Y_ba∙a=0,4∙80=32 мм.

2.1.4 Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям