Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра машиноведения и деталей машин
«
УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
»
Исполнитель:
студентка гр. 2856/1
Касимова Е.К.
Преподаватель:
Ружков В.А
Санкт-Петербург 2010 Оглавление
Техническое задание Введение 1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя 1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням 1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах 1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников 1.4.1 Выбор муфты 1.4.2 Проектировочный расчёт валов 1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения 1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников 1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс Литература ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью минимизации габаритов редуктора
в результате рационального выбора материалов
зубчатых колёс и других деталей. Привод состоит из - электродвигателя, - клиноременной передачи, - двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу), - зубчатой муфты на выходном валу редуктора. Характер производства крупносерийный. Привод реверсивный. 1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим
=1500 Н×м; 2. Частота вращения выходного вала редуктора nим
=80 об/мин; 3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nс
=3000 об/мин; 4. Расчётный ресурс L=8000 час. ВВЕДЕНИЕ Цель анализа работоспособности
механизма в данной работе – разработка проекта узла привода редуктора минимально возможных габаритов
, находящегося в составе электромеханического привода. Средство достижения
этой цели – рациональное применение объёмного
и поверхностного упрочнения зубьев
зубчатых передач. Способ
– расчётная оценка работоспособности
деталей зубчатых зацеплений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом. В работе представлены результаты оценки диаметров выходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач. 1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
электромеханический привод редуктор габариты
Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1). 1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя
Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле Р
ИМ
= Т
ИМ
wИМ
, (1.1) где ωим
– угловая скорость, рад/с. Угловая скорость вычисляется по формуле ωим
=π·nим
/30 (1.2) ωим
=3,14·80/30=8,37 рад/с Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим Pим
=1500·8,37 =12560 Вт Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле Pэл
= Pим
/ηпр
, (1.3) где Pэл
– мощность электродвигателя, Вт; ηпр
– коэффициент полезного действия привода. ηпр
= (ηрп
·ηп
·ηзп
)(ηзп
·ηп
)(ηп
·ηм
), (1.4) где ηрп
– КПД ременной передачи; ηп
- КПД подшипников качения вала; ηзп
– КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; ηм
– КПД муфты. Выбираем ηрп
=0,95; ηп
=0,99; ηзп
=0,99; ηм
=0,99. Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем ηпр
=0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894 Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя Pэд
=12560/0,894=14049 Вт Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc
=3000 об/мин. Технические характеристики двигателя
По справочнику: Выбран электродвигатель марки 4А160S2; паспортная мощность Р
ЭД
= 15,0 кВт ; синхронная частота n
с
= 3000 об/мин; частота двигателя n
дв
= 2940 об/мин; отношение пускового момента к номинальному моменту Т
П
/ Т
Н
=1,4; диаметр присоединительного участка вала ЭД d
ЭД
=42 мм, длина присоединительного участка вала ЭДl
ЭД
=110 мм. 1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле iпр
=nдв
/nим
, (1.5) где nдв
– асинхронная частота вращения двигателя, об/мин; iпр
– общее передаточное отношение привода. Подставив численные значения, получим iпр
=2940/80=36,25 Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим iрп
=2 и воспользуемся формулой iпр
= iрп
·iрд
, (1.6) где iрд
– передаточное отношение редуктора. Преобразуя (1.6), получим iрд
= iпр
/iрп
=36,25/2=18,12 (1.7) Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу iрд
=uб
·uт
, (1.8) где uб
и uт
– передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно. Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле uт
= Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем uб
= iрд
/ uт
=18,12/4=4,53 (1.10) Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: uб
=5, uт
=4. Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле iрп
= iпр
/ (uб
·uт
)=36,25/(4*5)=1,81 1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
Угловая скорость входного вала редуктора wВВх
= wим
u
т
u
б
= 8,37* 20 = 167,4 1/с; промежуточного вала wПР
= wим
u
т
= 8,37*4 =33,48 1/с; Мощность Р
i
,
передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4): Р
i
= Р
им
/ hi
, где hi
– КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу. Крутящие моменты Т
i
определяются по значению передаваемой мощности Р
i
и угловой скорости данного валаwi
: Т
i
= Р
i
/ wi
. С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов n1
= nдв
/ iрп
=2940/1,81=1624 об/мин (1.11) n2
= n1
/ uб
=1624/5=325 об/мин (1.12) Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами P1
=Pэл
·ηрп
=14037·0,95=13335 Вт (1.13) P2
=P1
·ηпк
·ηзпб
=13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14) Вычислим крутящие моменты валов по формуле Ti
= Pi
/ωi
, (1.15) ωi
=π·ni
/30 (1.16) где i=1; 2; эл. Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим Ti
= Pi
·30/(π·ni
) (1.17) Tэл
= Pэл
·30/(π·nэл
)=14037·30/(3,14·2940)=45,57 Н·м T1
= P1
·30/(π·n1
)= 13335·30/(3,14·1600)=79,65 Н·м T2
= P2
·30/(π·n2
)= 13070·30/(3,14·320)=390,38 Н·м Таблица 1 Энерго-кинематические параметры элементов привода
Мощность, Вт Частота вращения, об/мин Угловая скорость, рад/с Момент, Нм Передаточное число 12555 80 8,37 1500 12681 80 8,37 1515 12809 80 8,37 1530 uт
=4 12939 320 33,48 386 13070 320 33,48 390,38 uб
=5 13202 1600 167,4 78,86 13335 1600 167,4 79,65 iрп
=1,84 14037 2940 308 45,57 Пример расчёта параметров условий работы шестерни промежуточного вала
1. Угловая скорость w
ПР
= 33,48 /с; 2. Значение h
I
= h
зп
h
пк
∙h
м
= 0,99∙0,99∙0,99= 0.97 ; где hI
– КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу. 3. Мощность Р
Ш-ПР
, передаваемая шестерней промежуточного вала Р
Ш-ПР
= Р
ИМ
/h
I
= 12555/0.97 = 12939 Вт; 4. Момент Т
Ш-ПР
, передаваемый шестерней промежуточного вала Т
Ш-ПР
= Р
Ш-ПР
/ w
ПР
= 12939/33,48 = 386 Нм. 1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1
Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М
кр
k
T
ИМ
£
М
кр
, (1.18) где k
- коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k
= 1,25 ... 2. Принимаем к=
2. Как правило, k
< Т
П
/ Т
Н
. В данном случае М
кр
≥
2∙1500=3000 Нм. Выбираем ближайшее к данному значение М
кр
(муфта №3) М
кр
=
3090 Нм. Для этого значения также:n
max
=
4000об/мин;
d
M
=
60мм; l
M
=85мм; D
M
=90мм. Значение диаметра выходного вала редуктора d
В
можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение k
T
ИМ
практически равноМ
кр
, то принимаем d
В
=
d
М
, где d
М
– наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты. Но так как у нас k
T
ИМ
<
М
кр
, то предварительно значение диаметра d
В
определяем по формуле d
В
»
d
М
(k
T
ИМ
/М
кр
)1/3
=60 (2∙1500/
3090)1/3
=59,4 мм. (1.19) Окончательно принимается значение d
В
из ряда нормальных линейных размеровR
40. И у нас d
В
=
62 мм. 1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия d
»
(Т/
0,2 [
t
])1/3
, (1.20) где допускаемое напряжение [
t
] = (
0,026 ...0,036)
s
в
; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов. Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв
= 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв
= 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв
= 21 МПа. Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно s
в
= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения. 1.4.3
Предварительный выбор подшипников качения
Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d
п
диаметров, назначим тип подшипников. Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии. Таблица 3 Параметры подшипников 1.4.4
Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары a
Т
³ 0,5(D
п
1
+
D
п
2
)+ 2g
, (1.24) a
б
³ 0,5(D
п
3
+
D
п
2
)+ 2g
, где D
п
1
D
п2
иD
п
3
– наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала; 2g
– минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора. Диаметр болта должен быть d
»
1,25
T
ИМ
1/3
³10 мм, (1.25) где T
ИМ
в Нм. По формуле (1.25) d
= Для М14 2g
=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет a
Т
³ 0,5(125+
100) + 44=156,5 мм, a
б
³ 0,5(100+90) + 44=139 мм. Полученные конструктивно значения межосевых расстояний a
Т
и a
Б
округлим по ряду R
40. Таким образом a
Т
=160 мм, a
б
=140 мм. Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с
о
между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр a
т
³ 0,5d
а
2б
+ 0,5d
* + с
о
, где с
о
= (3 … 5) мм, значение d
* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора, d
а
2б
= d
2б
+ 2m
б
= 2a
б
u
б
/(u
б
+ 1) + 2m
б
, d
2б
– делительный диаметр зубчатого колеса, m
б
– модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуляm
б
находится в пределах от 1,5 до 3 мм). d
а
2б
= d
2б
+ 2m
б
= 2a
б
u
б
/(u
б
+ 1) + 2m
б
=2*5*140/6 + 2*3=239мм a
т
³ 0,5*239+ 0,5*72 + 5=160 мм , принятое значение межосевого расстояния a
т
не удовлетворяет условию a
т
³ 0,5d
а
2б
+ 0,5d
* + с
о
, необходимо принять новое значениеa
т
=160 мм по ряду R
40. 1.5 Геометрический расчёт
параметров зубчатых колёс
Принятые выше значения a
Т
иa
Б
используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1): d
1
Т
= 2 a
Т
/(1
+ u
Т
); d
2
Т
= u
Т
d
1
Т
d
2
Б
= 2 a
Б
/(1
+ u
Б
); d
2
Б
= u
Б
d
1
Б
. (1.26) При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия. 1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b
¹0, следовательно, cos
b
<
1
, mz
1
<
d
1
и m
<
(
d
1
/z
1
)
. 2. Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z
1
³
17
(обычно z
1
принимается 20 и более). 3. Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z
1
и число зубьев колеса z
2
=
u
z
1
были целым числами. Значения коэффициента
y
m
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса
Н
£
350 НВ
Н
>
350 НВ
Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами
Н
£
350 НВ
Н
>
350 НВ
£
45 … 30
£
30 … 20
£
30 … 20
£
20 … 15
6
°
3
0
¢
9
°
3
0
¢
9
°
3
0
¢
12
°
3
0
¢
Произведем расчеты для быстроходной передачи Межосевое расстояние на входном валу а
=140 мм, u
= 5. Выполнить геометрический расчёт передачи. u
=
110/22=5 cos
b
= 0,5
m
z
1
(
u
+ 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942,
приемлемо.
Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.
Решение
u
=
80/20=4 Соответственно, cos
b
= 0,5
m
z
1
(
u
+ 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937
, приемлемо. Геометрические характеристики зубчатых передач Передача Модуль зцеп-ления m
Число зубьев Z
1
Число зубьев Z
2
Переда-точное число u
Дели-тельный диаметр d
1
Дели-тельный диаметр d
2
Шири- на за- цепле-ния b
cos
b
Проверка
. 1. а
= 0,5(
d
1
+
d
2
);
Быстроходная передача аб
= 0,5∙(46.7+233)= 139.5; Тихоходная передача ат
=0,5(64+256)=160 . 2.m
z
1
=
d
1
cos
b
;
Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942,44=43.9; Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937,60=59.9. 3.d
2
cos
b
/
z
2
=
m
; Быстроходная передача 233∙0,942/90=2 , 2=2; Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9 , 2,9=3. 4.d
2
/
d
1
=
z
2
/
z
1
=
u
;
Быстроходная передача 233/46.7=90/22, 4.98=4.9=5; Тихоходная передача 256/64=80/20, 4=4=4. Таким образом все подобрано. Рис. 2.1. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач где аб
и ат
– межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатых пар соответственно, мм; D
п
1
D
п2
иD
п
3
– наружные диаметры подшипников качения, мм; 2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ
2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде sH
£ [sH
], (2.1) где s
H
, [
s
H
]
- соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения. Расчётное значение s
H
для косозубой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле sH
= 1,18 ZH
b
где E
пр
–
приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев. Примем E
пр
=2× 105
МПа. Т
ш
–
момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары; d
ш
– делительный диаметр этой шестерни; y
bd
= b
/
d
ш
- коэффициент ширины b
зацепленияотносительно делительного диаметра шестерни d
ш.
определим значения y
bd
ybd
= b
/
d
ш
(2.3) y
bd
б
= ybd
т
= y
bd
т
и ybd
б
не превышают наибольшие допустимые значения. Окружная скорость рассчитывается по формуле v
=
w
d
/2
(2.4) v
б
= v
т
= Расчётная ширина тихоходной пары равна b
Т
= ybd
Т
∙d
шТ
,
(2.5) а быстроходной пары b
Б
= ybd
Б
∙d
шБ
(2.6) Коэффициент К
H
учитывает влияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемы расположения зубчатых колёс редуктора И рассчитывается по формуле КH
= КH
b
∙КHv
, (2.7) где КH
b
, КHv
коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений. Для тихоходной пары КH
т
=1.25∙1.01=1,57. Для быстроходной пары КH
б
=1,11∙1,03=1,14. Коэффициент ZH
b
учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами ZH
b
= КH
a
(cos2
b/ ea
)1/2
, (2.8) где ea
-коэффициент торцового перекрытия ea
= [1,88 – 3,22(1/z
ш
+ 1/z
к
)]cos
b. (2.9) Коэффициент К
H
a
введён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач. При α=40˚, sin 2α=0,6428. Рассчитаем sH
тихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2) sH
т
=1,18∙0,749 sH
б
=1,18*0,743 Заполним таблицу параметров Таблица 8 2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс
Значения предела контактной выносливости зубьев [s
H
lim
] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле [s
H
lim
] ³s
H
[sH
], (2.10) где[sH
] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности; Примем [sH
] = 1,2 . Тогда [s
H
lim
]т
³1036.6∙1,2=1243.2 МПа, [s
H
lim
]б
³609.1∙1,2=730.8 МПа. В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC), при твёрдости зубьев 55 HRC. В качестве материала возьмем сталь 20ХФ. [s
H
lim
]т
=1265 МПа. В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), при твёрдости зубьев 35 HRC. В качестве материала возьмем сталь 40Х. [s
H
lim
]б
=780 МПа. 2.3 Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности
Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев sF
= 2YFS
YF
b
К
F
Т
/ (m
d
ш
b
ш
) £ [sF
], (2.11) где Т
–
момент, передаваемый данной шестерней. YFS
–
коэффициент формы зуба; YF
b
–
коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми; К
F
-
коэффициент расчётной нагрузки КF
= КF
b
∙КFv
; (2.12) К
F
b
-
коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 и табл.9); К
F
v
–
коэффициент динамической нагрузки; Для тихоходной передачи примем К
F
v
т
=1,01, а для быстроходной К
F
v
б
=1,05; К
F
b
для учебного расчёта можно принять КF
b
= 2(КН
b
-1)+1; (2.13) КF
b
т
=2∙(1,25-1)+1=1,5; КF
b
б
=2∙(1,11-1)+1=1,22. Подставим значения в (2.12) и вычислим КF
КF
т
=1,5∙1,01=1,575; КF
б
=1,22∙1,05=1,281. Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни z
v
= z
ш
/ cos
3
b,(2.14) где z
v
- эквивалентное число зубьев шестерни. Для быстроходного вала z
v
б
= Для тихоходного вала z
v
т
= Для тихоходного вала примем YFS
т
=4 ;для быстроходного YFS
б
=3,9 YF
b
находится по формуле YF
b
= КF
a
Yb
/ ea
(2.15) где e
a
-
коэффициент торцового перекрытия. К
F
a
-
коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; Y
b
-
коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии; ea
= [1,88 – 3,22(1/zш
+ 1/zк
)] cosb,
(2.16) ea
т
=[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙0,942=1,581; ea
б
=[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.
Для учебного расчёта К
F
a
примем КF
a
= 3∙ (К
H
a
-1)+1, (2.17) КF
a
т
=
3∙ (1-1)+1=1, КF
a
б
=3∙ (1,02-1)+1=1,06. Рассчитаем Y
b
(βт
=19, а βб
=20) Yb
= 1 - b°/140 , (2.18) Yb
т
= 1-
20/140=0,864; Yb
б
=1-20/140=0,857. Подставим найденные значения в формулу (2.15) и вычислим YF
b
для тихоходной и быстроходной передачи YF
b
т
=1∙0,864/1,581=0,546, YF
b
б
=1,06∙0,857/1,591=0,571. Вычислим sF
с помощью формулы (2.11) sF
т
=2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369 МПа sF
б
=
2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167 МПа Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение [sF
] = sF
lim
/ [sF
], (2.19) гдеs
F
lim
-
предел выносливости зубьев при изгибе; [sF
] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе; Примем [sF
] = 1,75 sF
б
=167 МПа sF
т
=369 МПа Условие sF
≤ [sF
|