Xreferat.com » Рефераты по физике » Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя

= 463,75 МПа. s0Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа.


YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1; Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется; Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;

YA = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки.

Тогда:


sFlimb1 =s0Flimb1ЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA = 463,75Ч1Ч1Ч1Ч1Ч1 = 463,75 МПа;

sFlimb2 =s0Flimb2ЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA = 437,5Ч1Ч1Ч1Ч1Ч1 = 437,5 МПа.


SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки;

YN – коэффициент долговечности находится по формуле:

Проектирование электродвигателя но не менее 1,


где qF – показатель степени;

NFlim – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4Ч106 циклов;

NК – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены:


NK1 = 427,5∙106 циклов,

NK2 = 171∙106 циклов.

Так как NK1 > NFlim = 4Ч106 и NK2 > NFlim, то YN1 = YN2 =1.


Yδ – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле:


Yδ = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5 = 1,014


YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшении YR1,2 = 1,2.

YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле:


YX1 = 1,05 – 0,000125∙d1 = 1,05 – 0,000125Ч72,5 = 1,041,

YX2 = 1,05 – 0,000125∙d2 = 1,05 – 0,000125Ч177,5 = 1,028


Таким образом:


Проектирование электродвигателяМПа,

Проектирование электродвигателяМПа.


Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:


sF1 = 80,941 < sFP1 = 345,545,

sF2 =76,325 < sFP2 = 321,915.


Условие выполняется.


13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:


sFmax Ј sFPmax.


Расчетное местное напряжение sFmax, определяют по формуле:


Проектирование электродвигателя,


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

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

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


Таким образом:


Проектирование электродвигателяМПа,

Проектирование электродвигателяМПа.


Допускаемое напряжение sFPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле:


Проектирование электродвигателя,


где σFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости:


σFSt ≈ σFlimbЧYNmaxЧKSt


где σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;


σFlimb1 = 463,75 МПа σFlimb2 = 437,5 МПа


YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

KSt1,2 = 1,3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103;

Тогда:


σFSt1 ≈ σFlim1ЧYNmax1ЧKSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5 МПа,

σFSt2 ≈ σFlimb2ЧYNmax2ЧKSt2 = 437,5Ч4Ч1,3 = 2275 МПа.

SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности;


YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее).

коэффициент YRSt= 1 и отношение YdSt /YdStT = 1.

Получим:


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя


Проверка условия прочности:


sFmax1 ≤ sFPmax1 → 352,093МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено;

sFmax2 ≤ sFPmax2 → 332,014 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено.

Расчет цилиндрической передачи


Расчет косозубой быстроходной ступени.

Исходные данные:

Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы из термообработки:

Выбираем в зависимости от выходной мощности

Так как


NВЫХ =Проектирование электродвигателякВт,


тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х.

Термообработка:

шестерни – улучшение, твердость Н1 = Н2 (269…262)=265НВ;

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

u = 2,5 – передаточное число.

n1 = 712,5об/мин – частота вращения шестерни,

n2 = 285об/мин – частота вращения колеса,

T1 = 29,6 Н∙м – вращающий момент на шестерне,

T2 = 72,157Н∙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 = 0,315

Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле:


ybd = 0,5ЧybaЧ(u+1) = 0,5Ч0,315Ч(2,5+1) = 0,55.


2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи: Проектирование электродвигателя,
ак, как редуктор соосный, следовательно принимаем межосевое расстояние равное межосевому расстоянию тихоходной ступени (прямозубой передачи), тогда Проектирование электродвигателя= 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. Задаёмся углом наклона b = 16° и определяем суммарное zC число зубьев шестерни z1 и колеса z2 : zC = (2ЧaωЧсosb)/m = 2∙125∙сos(13°)/2,5 = 97,43, Полученное значение округляем до целого числа: zC = 97. Тогда: z1 = zC/(1+u) = 97/(2,5+1) = 27,714, z2 = zС – z1 = 97 – 28 = 69. 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 = 14°04’12”


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= 72,165 + 2Ч2,5 = 77,165, da2 = d2 + 2Чm = 177,835 + 2Ч2,5 = 182,835;
Диаметры впадин, мм:
df1=d1 – 2,5Чm = 72,165 – 2,5Ч2,5 = 66,915, df2=d2 – 2,5Чm = 177,835– 2,5Ч2,5 = 171,585;
Основные диаметры, мм:

db1 = d1∙cosat = 72,165Ч0,936 = 67,564,

db2 = d2∙cosat = 177,835Ч0,936 = 166,497,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

Проектирование электродвигателя°.


Проверим полученные диаметры по формуле:
aω = (d1 + d2)/2 = (72,165 + 177,835)/2 = 125 мм,
что совпадает с ранее найденным значением.
Ширина колеса определяется по формуле:

b2 = ybaЧaω = 0,315∙125 = 39,375 мм.


Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера: b2 = 39 мм.
7.6 Ширина шестерни определяется по формуле, мм:

b1 = b2 + (5...10) = 39 + (5...10) = 44…49.


Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 46 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(0,243Ч0,94) = 13,2°;


угол зацепления:


Проектирование электродвигателя,


так как х1 + х2 = 0, то atw = at = 20,57°.

Коэффициент осевого перекрытия eb определяется по формуле:
eb = bw / pX = 39/32,305= 1,207,

где осевой шаг:


Проектирование электродвигателя.


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

Проектирование электродвигателя,


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= 0,787 + 0,863 = 1,65.

FtH = 2000ЧT1H/d1 = 2000Ч29,6/72,165 = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bω = b2 = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм; d1 = 72,165– делительный диаметр шестерни, мм.

Подставив полученные данные в формулу, получим:


σH0 = ZEЧZHЧZeПроектирование электродвигателя230,038 МПа.


Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
KH = KАЧKHaЧKHβЧKHu,
где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KHa = 1,13– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности (по графику); KHβ = 1,04– 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 + 2,778Ч39 /(820,342Ч1) = 1,132,


где


Проектирование электродвигателя= 2,778,


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

u = 2,691м/с – окружная скорость на делительном цилиндре;

dН = 0,02 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья косые);

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

Таким образом:


KH = KA∙ KHa KHb∙ KHu∙ = 1Ч1,13Ч1,04Ч1,132 = 1,33


Тогда:


σH = σH0ЧПроектирование электродвигателя= 230,038∙Проектирование электродвигателя = 265,293 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;


sHlimb1,2=2ЧНHB +70 МПа:

sHlimb1=2Ч265+70 = 600 МПа, sHlimb2=2Ч250+70 = 570 МПа.


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

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 = 25000– срок службы передачи, в часах.

Таким образом:


NK1 = 60ЧcЧn1Чt = 60∙1∙712,5∙25000 = 1069∙106 циклов,

NK2 = 60ЧcЧn2Чt = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов.


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

NHlim1,2 = 30ЧHHB1,22,4,

NHlim1 = 30ЧHHB12,4=30·2652,4=20·106

NHlim2 = 30ЧHHB12,4 = 30·2502,4 = 17·106


Так как NK1 > NHlim1 и NK2 < NHlim2 определяем значение ZN1,2 по формуле:


ZN1 = Проектирование электродвигателя= 0,82 принимаем 0,9,

ZN2 = Проектирование электродвигателя= 0,85 принимаем 0,9,


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 = 0,45Ч( sHP1 + sHP2) і sНРmin

sHP = 0,45Ч( 466,39 + 443,045) і 443,045

sHP = 409,246 і 443,045


Сопоставим расчетное и допускаемое контактное напряжение:


σH ≤ σHP,

265,293 ≤ 409,246 – условие выполнено.


Так как ведётся расчёт быстроходной ступени двухступенчатого соосного редуктора, то процент недогруза значения не имеет.


12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки


Действительное напряжение sHmax определяют по формуле:


Проектирование электродвигателя


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= 2,8·690 =1932 МПа, sHPmax2= 2,8·540 =1512 МПа.


Проверка условия прочности:


sHmax ≤ sHPmax1 → 553,312 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено;

sHmax ≤ sHPmax2 → 553,312 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 = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н;

bω = 39– 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 = 28/0,973 = 30,679 – эквивалентное число зубьев шестерни,

zu2 = z2 / cos3β = 69/0,973 = 75,602 – эквивалентное число зубьев колеса.


Тогда:


Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя,

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба определяется по формуле:
Проектирование электродвигателя,

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

где εβ – коэффициент осевого перекрытия (определен при расчете расчетного контактного напряжения), т.к. eb = 1,207 і 1,то


Проектирование электродвигателя


KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле:


KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa,
где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); KFu = 1,4– 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 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями определяется в зависимости от значения εβ. так как εβ =1,245> 1, то KFa определяется по следующей формуле:
Проектирование электродвигателя,

где n – степень точности по нормам контакта (уже определена);

ea – коэффициент торцового перекрытия.

Таким образом:


KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa = 1Ч1,4Ч1,07Ч1 = 1,494.


Тогда:


sF1 = Проектирование электродвигателяЧKFЧYFS1ЧYβЧYε = Проектирование электродвигателяЧ1,494Ч3,9Ч0,858∙0,606 = 25,49 МПа,

sF2 = Проектирование электродвигателяЧKFЧYFS2ЧYβЧYε = Проектирование электродвигателяПроектирование электродвигателяЧ1,494Ч3,645Ч0,0,858∙0,606 = 23,823 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, подверженных улучшению s0Flimb = 1,75ННВ МПа.

s0Flimb1 = 1,75*265 = 463,75МПа. s0Flimb2 = 1,75*250=437,5 МПа.


YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления; Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1; Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется; Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;

YA = 1– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки так как одностороннее приложение нагрузки.

Тогда:


sFlimb1 =s0Flimb1ЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA = 463,75Ч1Ч1Ч1Ч1Ч1 = 463,75 МПа;

sFlimb2 =s0Flimb2ЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA = 437,5Ч1Ч1Ч1Ч1Ч1 = 437,5 МПа.


SF = 1,7 – коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки;

YN – коэффициент долговечности находится по формуле:


Проектирование электродвигателя но не менее 1,


где qF – показатель степени;

NFlim – базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4Ч106 циклов;

NК – суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены:

NK1 = 1069∙106 циклов,

NK2 = 428∙106 циклов.


Так как


NK1 > NFlim = 4Ч106 и NK2 > NFlim, то YN1 = YN2 =1.


Yδ – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений находится в зависимости от значения модуля m по формуле:


Yδ = 1,082 – 0,172∙lgm = 1,082 – 0,172∙lg2,5= 1,014.


YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшенииYR1,2 = 1,2.

YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса определяется по формуле:


YX1 = 1,05 – 0,000125∙d1 = 1,05 – 0,000125Ч72,165 = 1,041,

YX2 = 1,05 – 0,000125∙d2 = 1,05 – 0,000125Ч177,835 = 1,028.


Таким образом:


Проектирование электродвигателяМПа,

Проектирование электродвигателяМПа.


Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:

sF1 = 25,49 < sFP1 = 345,545,

sF2 =23,823 < sFP2 = 321,915.


Условие выполняется.


13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных де­формаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максималь­ной нагрузки:


sFmax Ј sFPmax.


Расчетное местное напряжение sFmax, определяют по формуле:


Проектирование электродвигателя,


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

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


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


Таким образом:

Проектирование электродвигателяМПа,

Проектирование электродвигателяМПа.


Допускаемое напряжение sFPmax определяют раздельно для зубчатых колес (шестерни и колеса) по формуле:


Проектирование электродвигателя,


где σFSt – предельное напряжение зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа; определяем по приближённой зависимости:


σFSt ≈ σFlimbЧYNmaxЧKSt


где σFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;


σFlimb1 = 463,75 МПа σFlimb2 = 437,5 МПа


YNmax1,2 = 4 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

KSt1,2 = 1.3 (т.к. qF = 6)– коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определёнными при ударном, однократном нагружении и при числе ударных нагружений N = 103;

Тогда:

σFSt1 ≈ σFlim1ЧYNmax1ЧKSt1 = 463,75∙4∙1,3 = 2411,5МПа,

σFSt2 ≈ σFlimb2ЧYNmax2ЧKSt2 = 437,5Ч4Ч1,3 = 2275 МПа.

SFSt = 1,75 – коэффициент запаса прочности;

YX – коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса, определяется по формуле. YX1 = 1,041, YX2 = 1,028 (определены ранее).

коэффициент YRSt= 1 и отношение YdSt /YdStT = 1.

Получим:


Проектирование электродвигателя

Проектирование электродвигателя


Проверка условия прочности:


sFmax1 ≤ sFPmax1 → 110,882 МПа ≤ 1434,498 МПа – условие выполнено;

sFmax2 ≤ sFPmax2 → 103,63 МПа ≤ 1336,4 МПа – условие выполнено.

Проектный расчет валов редуктора


Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Тк1=29,6.103 Н.мм;

промежуточного Тк2=72,157.103Н.мм;

выходного Тк3=175,901.103Н.мм;

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа


Проектирование электродвигателя


Принимаем dв1=18мм.

Диаметр под подшипниками примем dп1=25мм; диаметр шейки для упора подшипника ddn1=25мм.

Промежуточный вал.

Определяем диаметр под колесо dк2 при допускаемом напряжении [τк] = 25МПа


Проектирование электродвигателя


Принимаем dк2=235мм; диаметр под подшипники dп2=30мм.

Выходной вал.

Определяем диаметр выходного конца вала dв3 при допускаемом напряжении [τк] = 15МПа

Проектирование электродвигателя


Примем dв3=40мм; диаметр под подшипники dп3=45мм; диаметр под цилиндрическое зубчатое колесо dк3=48мм; диаметр шейки для упора подшипника dδn3=51мм

Проверочный расчет тихоходного (выходного) вала


Рассчитаем нагрузки, возникающие в зубчатом зацеплении [3].

Окружное усилие:


Проектирование электродвигателя.


Радиальное усилие:


Проектирование электродвигателя


Осевое усилие равно нулю, так как передача прямозубая.

Определим реакции в опорах.


Проектирование электродвигателя; Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя; Проектирование электродвигателя.


Из эпюры изгибающих моментов видно, что наиболее опасное сечение – в месте шпоночного паза для установки зубчатого колеса. Рассчитаем коэффициент запаса в этом сечении.

Условие прочности вала имеет вид


Проектирование электродвигателя,


где n – общий коэффициент запаса в рассматриваемом сечении вала;

[n] – допускаемый коэффициент запаса, [n] = 2,5;

Общий коэффициент запаса определяется по формуле (стр. 95 [2])

Проектирование электродвигателя,


где ns – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nt –коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

При длительном сроке службы вала по [2]


Проектирование электродвигателя,

Проектирование электродвигателя,


где sт,tт – средние значения цикла нормальных напряжений изгиба и

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: