Xreferat.com » Рефераты по физике » Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ

ТОЛЬЯТТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ


Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту


Выполнил: Ананченко К.С.

Группа: М-301

Проверил: Пахоменко А.Н.


ТОЛЬЯТТИ 2004г.

Введение


Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин.

Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др.

1. Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода


Кинематическая схема привода общего назначения.


ЭД – электродвигатель

1 – цепная передача

2 – коническая передача

3 – цилиндрическая передача

Мощность на выходном валу привода: Рвв=2,1кВт.

Частота вращения на выходном валу привода: nвв=112об/мин.

Нагрузка постоянная.

Коэффициент перегрузки: Кп=1,45.

Срок службы привода: t=25000сек.


Энерго-кинематический расчет привода


Исходные данные для расчета:

Мощность на выходном валу: 2,1 КВт.

Частота вращения выходного вала: 112об/мин.

Нагрузка постоянная

Срок службы: 25000 часов.

1-цепная передача.

2-цилиндрическая косозубая передача.

3-цилиндрическая прямозубая передача.

Передачи 2 и 3 закрытые.

ЭД – электродвигатель.


Выбор параметров передач и элементов привода


Назначаем КПД (h) передач и элементов (подшипников) привода:

цепная передача —Проектирование электродвигателя0,96

передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — Проектирование электродвигателя0,98

передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — Проектирование электродвигателя0,98

подшипники качения (одна пара) — Проектирование электродвигателя0,995

Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода:


Проектирование электродвигателя, где:


m - число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3)


Проектирование электродвигателя


Задаемся передаточными числами (U) передач привода:

цепная передача — U1=2

зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U2=3

зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)— U3=3

Определяем передаточное число привода:


Проектирование электродвигателя;

Проектирование электродвигателя


Определяем расчетную мощность электродвигателя:

Проектирование электродвигателя


Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:


Проектирование электродвигателя

Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты:

марка электродвигателя —4А 90L4;Проектирование электродвигателя; Проектирование электродвигателя.

Определяем фактическое передаточное число привода:


Проектирование электродвигателя


Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа:

примем передаточное число цепной передачи — Uст1=2,0;

Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом:

прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) —


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя,


где


Проектирование электродвигателя;

принимаю


Проектирование электродвигателя;


косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) —


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя;


Принемаю


Проектирование электродвигателя.


Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее:


Проектирование электродвигателя;

Проектирование электродвигателя.


Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:


Проектирование электродвигателяоб/мин.


Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5% :

Проектирование электродвигателя


Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета.

Определяем частоты вращения валов привода:


Проектирование электродвигателяоб/мин.

Проектирование электродвигателяоб/мин.

Проектирование электродвигателяоб/мин.

Проектирование электродвигателяоб/мин.


Определяем вращающие моменты на валах привода:


Проектирование электродвигателя Н·м.

Проектирование электродвигателя Н·м.

Проектирование электродвигателя Н·м.

Проектирование электродвигателя Н·м.


Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:


вал I II III IV
n, об/мин. 1425 712,5 285 114
T, Н*м 15,494 29,6 72,157 175,901

Расчет цепной передачи


Исходные данные:

Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n1 = 1425об/мин.

Частота вращения ведомой звездочки: n2 =712,5 об./мин.

Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт.

Передаточное число цепной передачи: u = 2,0.

Расчет:

Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки:


z1=29-2u=29-2·2=25.


Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки:


z1=25= zтабл=25…27,

где: z табл=25…27.


Определяю число зубьев ведомой звездочки:


z2=25·2 = 50


Определяю фактическое передаточное число цепной передачи:


Проектирование электродвигателя


Определяю отклонение от заданного передаточного числа:


Проектирование электродвигателя


Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии.

Определяю шаг цепи P по следующей формуле:


Проектирование электродвигателя,


где: Кэ=Кд·Ка·Кн·Крег·Ксм·Креж

Для однорядной цепи Кm= 1.

По таблицам выбираю коэффициенты:

КД=1– для спокойной нагрузки;


Ka=1;

KH=1;

Kрег=1 - для передвигающихся опор;

Ксм=1,5 – для периодического смазывания;

Креж= 1,25 - для двухсменной работы.

Кэ = 1·1·1,25·1·1,5·1,25 = 2,93


При n1 = 1425 мин-1, [P] = 19,19МПа.:


Проектирование электродвигателя


Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм.

По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75.

Определяю межосевое расстояние:


а=(30…50)·P=(30…50)·12,7=381…635 мм

Принимаю среднее значение межосевого расстояния:


а = 508 мм.


Определяю число звеньев цепи:

Проектирование электродвигателя


Принимаю целое число звеньев цепи:


W = 118


Определяю фактическое межосевое расстояние:


Проектирование электродвигателя


Определяю монтажное межосевое расстояние:


ам=0,997·а=0,997·508,662=507,136 мм.


Определяю скорость цепи:


Проектирование электродвигателя.


По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит Ксм=0,8

Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи.

Рассчитываю делительный диаметр:


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя.


Рассчитываю диаметры окружности выступов:


De1=P (0,5+ctg (180є/z1)=12,7(0,5 + ctg (1800/25)) = 106,881 мм.

De2=P (0,5+ctg (180є/z2)=12,7(0,5 + ctg (1800/50)) = 208,211 мм.


Рассчитываю диаметры окружности впадин:


Di1=Dd1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм.

Di2= Dd2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм.


Рассчитываю радиусы впадины:


r=0,5025d1+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм.,


где: d1=7,75 мм по табл. 4

Радиусы закругления зуба:


r1=1,7d1 = 1,7*9,75 = 13,175мм.

h1=0,8d1 = 0,8*7,75= 6,2 мм.

b1=0,93 Bbh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм.,


где:Проектирование электродвигателя

Рассчитываю диаметры обода:


Dc1=P·ctg(180є/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180є/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм.

Dc2=P·ctg(180є/z2)-1,2h = 12.7*сtg(180є/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм.,

где: h=10,0мм.

Определяю окружную силу:


Проектирование электродвигателя.


По табл. 11 [n]max=2525 мин-1 при P=12,7мм и n1=1425мин-1 < [n]max =

=2525 мин-1.


Определяю число ударов:


Проектирование электродвигателя


по табл.12 [ν]=60 . Условие ν < [ν] выполняется.

Определяю удельное давление в шарнирах:


Проектирование электродвигателя,


где: уточненное значение Кэ=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6Проектирование электродвигателя

Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется.

Значение [p] выбираю по таблице 8.

Определяю статистическую прочность цепи:

Проектирование электродвигателя, где:

Q=9000H по табл.2;

q=0,3кг;

Fv=q*vПроектирование электродвигателя = 0,3·7,542 = 17,055H;

F0=9,81·Kf ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10-3=9,431 H,


где: Кf=6,3 для горизонтальной передачи.

По табл.14 [n]=12,54Проектирование электродвигателя

Условие n=27,017Проектирование электродвигателя > [n] =12,54Проектирование электродвигателя выполняется.

Определяю силу, действующую на опоры вала;


Fon=KgFt+2Fo= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H.


Определяю стрелу провисания цепи:


f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм.


Расчет цилиндрической передачи


Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи.

Исходные данные:

Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки:

Выбираем в зависимости от выходной мощности

Так как


NВЫХ =Проектирование электродвигателякВт,

тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х.

Термообработка:

шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ;

колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ.

u = 2,5 – передаточное число.

n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни,

n2 = 114об/мин – частота вращения колеса,

T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне,

T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,

Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45.

1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,4

Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле:


ybd = 0,5ЧybaЧ(u+1) = 0,5Ч0,4Ч(2,5+1) = 0,7.


2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:
Проектирование электродвигателя,
где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.); T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, НЧм; u = 2,5– передаточное отношение; KHb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; yba = 0,4– коэффициент ширины зуба;

σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
Проектирование электродвигателя,
где σHlimb1,2 =2ЧНHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.
σHlimb1 = 2ЧННВ + 70=2Ч265+70=600 МПа σHlimb2 = 2ЧННВ + 70=2Ч200+70=570 МПа
SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение); ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Zu – коэффициент, учитывающий окружную скорость; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В проектировочном расчете


ZR ЧZu ЧZL ЧZX = 0,9.


Тогда:


Проектирование электродвигателя.

ZN – коэффициент долговечности;

Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом:


NK = 60ЧcЧnЧt,


где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах.

Таким образом:


NK1 = 60ЧcЧn1Чt = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов,

NK2 = 60ЧcЧn2Чt = 60∙1∙114∙25000 = 171∙106 циклов.


Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:


NHlim1,2 = 30ЧHHB12,4,

NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106

NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106


Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле:


ZN1 = Проектирование электродвигателя= 0,858,


Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле:


ZN1 = Проектирование электродвигателя= 0,891.

Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику).

Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σHP, МПа:


Проектирование электродвигателя∙0,9∙0,9 = 442,

Проектирование электродвигателя∙0,9∙0,9 = 420.


В качестве допускаемого контактного напряжения σHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:
σHP = σHP2=420 МПа.
Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
Проектирование электродвигателя=130,497 мм.
Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: aω = 125 мм.
3. Рассчитываем значение модуля:

m = (0,01…0,02)Чaω = (0,01…0,02)Ч125=1,25…2,5 мм.


По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль: m = 2,5 мм. 4. Угол наклона зубьев b = 0° Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 :
zC = (2ЧaωЧсosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,
Тогда:
z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29, z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71.
где zmin = 17 для передач без смещения.
5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:

Проектирование электродвигателя,


что меньше допустимых максимальных 3%.


6. Уточняем значение угла b по формуле:

Проектирование электродвигателя, тогда b = 0°


7. Основные размеры шестерни и колеса: 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:
Проектирование электродвигателя
Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
da1 = d1 + 2Чm= 72,5 + 2Ч2,5=77,5, da2 = d2 + 2Чm = 177,5 + 2,5Ч2= 182,5;
Диаметры впадин, мм:
df1=d1 – 2,5Чm = 72,5 – 2,5Ч2,5 = 66,25, df2=d2 – 2,5Чm = 177,5 – 2,5Ч2,5 = 171,25;
Основные диаметры, мм:

db1 = d1∙cosat = 72,5Чcos20 = 68,128,

db2 = d2∙cosat = 177,5Чcos20 = 166,795,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:


Проектирование электродвигателя°.

Проверим полученные диаметры по формуле:
aω = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,
что совпадает с ранее найденным значением.
Ширина колеса определяется по формуле:

b2 = ybaЧaω = 0,4∙125 = 50мм.


7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:

b1 = b2 + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм.


Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм.
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:

Проектирование электродвигателя м/c.


По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес.

11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев


11.1 Определение расчетного контактного напряжения
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:
σH = σH0ЧПроектирование электродвигателя≤ σHP,
где KH – коэффициент нагрузки; σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1. Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:
σH0 = ZEЧZHЧZeПроектирование электродвигателя,
где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес; ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:
Проектирование электродвигателя

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

Проектирование электродвигателя°;


основной угол наклона:


βb = arcsin(sinβЧcos20°) = arcsin(0Ч0,94) = 0°;


угол зацепления:


Проектирование электродвигателя,


так как х1 + х2 = 0, то atw = at = 20°.

Коэффициент осевого перекрытия eb определяется по формуле:
eb = bw / pX,

где осевой шаг:


Проектирование электродвигателя Ю Проектирование электродвигателя


Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:

Проектирование электродвигателя, так как eb =0


где коэффициент торцового перекрытия: ea =eа1 + eа2,

составляющие коэффициента торцового перекрытия:

Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя,


где углы профиля зуба в точках на окружнос­тях вершин:


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя


тогда ea =eа1 + eа2= 0,823 + 0,905 = 1,728.

FtH = 2000ЧT1H/d1 = 2000Ч72,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bω = b2 = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм; d1 = 72,5– делительный диаметр шестерни мм,

Подставив полученные данные в формулу, получим:


σH0 = ZEЧZHЧZeПроектирование электродвигателя361,609.


Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
KH = KАЧKHaЧKHβЧKHu,
где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KHa = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности; KHβ = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; KHu – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:

KHu = 1 + ωHuЧbω /(FtHЧKA) = 1 + 3,348Ч50 /(1990,538Ч1) = 1,084,


Где


Проектирование электродвигателя= 3,348,


где wHu – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

u = 1,081м/с – окружная скорость на делительном цилиндре;

dН = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья прямые);

g0 = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса .

Таким образом:


KH = KA∙KHu∙KHb∙KHa = 1Ч1Ч1,07Ч1,084 = 1,1599


Тогда:


σH = σH0ЧПроектирование электродвигателя= 361,609∙Проектирование электродвигателя = 389,448 МПа.


11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете
Допускаемые контактные напряжения σHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:
σHР =Проектирование электродвигателяЧZRЧZuЧZLЧZXЧ,

где σHlimb – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении;

sHlimb1= 600 МПа, sHlimb2= 570 МПа – рассчитаны ранее;

SH = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры);

ZN1,2 =0,9 – коэффициент долговечности (определены в проектировочном расчете);

ZL = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспе­риментальные данные);

ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные);

Zu = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с);

ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700

Тогда допускаемые контактные напряжения, МПа:


Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным, принимают:


sHP = sHP2=sНРmin =438,615


Сопоставим расчетное и допускаемое контактные напряжения:


σH ≤ σHP,

389,448 ≤ 438,615 – условие выполнено.

недогруз = Проектирование электродвигателя, что меньше максимально допустимых 20%.


12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки


Действительное напряжение sHmax определяют по формуле:


Проектирование электродвигателя≤sHPmax


где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки;

КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);

Тмах / TH = Кпер = 1,45(исходные данные).

Таким образом:

Проектирование электродвигателя МПа.


Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя sHPmax, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают:


sHPmax1,2= 2,8sТ

тогда sHPmax1= 28·690 =1932 МПа, sHPmax2= 28·540 =1512 МПа.


Проверка условия прочности:


sHmax ≤ sHPmax1 → 812,258 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено;

sHmax ≤ sHPmax2 → 812,258 МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено.


13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе


13.1 Определение расчетного изгибного напряжения


Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения:


sF Ј sFP.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:


sF = Проектирование электродвигателяЧKFЧYFSЧYβЧYε


где FtF =1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н;

bω = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

m = 2,5– нормальный модуль, мм;

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле:


Проектирование электродвигателя,


где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения;

zu1 = z1 / cos3β = 29/13 = 29 – эквивалентное число зубьев шестерни,

zu2 = z2 / cos3β = 71/13 = 71 – эквивалентное число зубьев колеса.


Тогда:


Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя,


Yβ = 1(т.к. β = 0)– коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Yε =1(т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле:


KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa,
где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); KFu = 1,225– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице. KFb = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий (по графику); KFa = 1(т.к. прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Таким образом:


KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa = 1Ч1,225Ч1,07Ч1 = 1,311.


Тогда:

sF1 = Проектирование электродвигателяЧKFЧYFS1ЧYβЧYε = Проектирование электродвигателяЧ1,311Ч3,925Ч1∙1 = 81,941 МПа,

sF2 = Проектирование электродвигателяЧKFЧYFS2ЧYβЧYε = Проектирование электродвигателяЧ1,311Ч3,656Ч1∙1 = 76,325 МПа.


13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб


Допускаемым напряжением sFP определяются по формуле:
sFP = Проектирование электродвигателяЧYNЧYδЧYRЧYX ,
где sFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:
sFlimb =s0FlimbЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA ,
где s0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,

для колес из стали марки 40Х, подвергшейся улучшению s0Flimb = 1,75ННВ МПа.


s0Flimb1 = 1,75*265

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: