Расчет электродвигателя

      Z_N =

,

N_HG –  число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

      N_HG = 30НВср^2,4 

      N_HG3= 30 × 285.5^2,4 = 23.4 × 10⁶

      N_HG4= 30 × 248.5^2,4 = 16.82 × 10⁶ 

      

= 60сnLh,

где Lh = L365К_год24К_сут;

      N_K3 = 60 × 564 × 300 × 7 × 7 = 497.45× 10⁶

      N_K4 = 60 × 564 × 4.7 × 300 × 7 × 7 = 2.34 × 10⁹ 

      Z_N3 =   0.6  → 1

      Z_N4 =   0.44  → 1

 

Z_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости 

Z_R= Z_R3= Z_R4=0.95 

Z_V – коэффициент учитывающий влияния скорости 

Z_V= Z_V3= Z_V4=1.12 

          [s]_H3 = 641 ×1 × 0.95 × 1.12/ 1.1 = 620.02 МПа;

          [s]_H4 = 567 ×1 × 0.95 × 1.12/ 1.1 = 548.4 МПа. 

Расчет  допускаемых напряжений изгиба зубьев. 

[σ]_Н= √0.5([σ]²_Н3+[σ]²_Н4)

Для расчетов принять  допускаемое напряжение из следующего:  

[σ]_Н= 1.25[σ]_{Н lim}

 

585.32 = 685.5  – принимаем 585.32 

допускаемые напряжения изгиб

[σ]_Н = s_{F lim}  ×Y_N ×Y_R×Y_A/S_F, 

s_Flim3 = 1,75 × 285.5 = 499.6 МПа;                                                   [1.т.2.3]

s_Flim4 = 1,75 × 248.5 = 434.8 МПа. 

Y_N – коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса:

                                                          Y_N =                                        [1,(2.2)]

где  N_FG – число циклов соответствующее перегибу кривой выносливости

N_FG = 4 × 10⁶  

N_K –число циклов переменны напряжений( определяются так же как при расчете поверхностной прочности)

N_K =14700 

Y_N = 0.51  → 1. 

Y_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности

                                Y_R = Y_R3 = Y_R4 =1.1                                    [1,стр.16] 

Y_А – коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности

                                Y_А = Y_А3 = Y_А4 =1                                    [1,стр.16] 

S_F – коэффициент запаса прочности

S_F  =1.7                                                                                            [1.стр.15] 

[σ]_F3 = 499.6 × 1 × 1.1 × 1/1.7 = 323.2 МПа;

[σ]_F4 = 434.85 × 1× 1.1 × 1/1.7 = 280.82 МПа. 

3.5 Предварительное значение межосевого расстояния.

                                      а ^’₃₄ = К(u₃₄ +1) ,                           [1,стр.17] 

где К –  коэффициент  зависящий от твердости поверхности  зубьев шестерни и колеса

                                                       К =10                                                 [1.стр.17]

 

а ^’₃₄ =126 мм 

3.6 Окружная скорость зацепления. 

v =

,   м/с 

v =1.239 м/с 

3.7 Степень точности зацепления. 

Степ. Точн. = 9 
 

3.8 Межосевое расстояние. 

a₃₄ = К_а(u+1)

, 

где  К_а= 410            [1,стр.18] 

К_Н – коэффициент нагрузки 

К_Н = К_НV К_Нβ К_Нα. 

Коэффициент К_Нv учитывает внутреннюю динамику нагружения, его значения принимаются по таблице в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности , окружной скорости и твердости рабочих поверхностей; К_Нv = 1.02             [1,т.2.6] 

Коэффициент К_Нβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Рассматривают коэффициенты неравномерности в начальный период работы К_Нβ⁰ и после работы К_Нβ . 

К_Нα = 1+( К⁰ _Нβ - 1) К_Нw

[1,т.2.7]

К⁰ _Нβ =1.10

ψ_bd = 0.5 ψ_ba(u+1) 

ψ_ba   – коэффициент   ширины зубьев колеса по межосевому расстоянию

ψ_ba = 0.315

ψ_bd =0.5 × 0.315(4.7+1) = 0.945 

К_Нw = 0.28                        [1,т.2.8] 

К⁰ _Нα –  коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К⁰ _Нα = 1 + А(n_ст - 5)

А=0.25

К⁰ _Нα =1+0.25(9-5) = 2 → 1.6

К_Нα  = 1 + (1.6 – 1) × 0.28 = 1.168

К_Н = 1.02 × 1 × 1.168= 1.25 

a₃₄ =410 × (4.7+1) × √(48.2 × 1.25)/(0.315 × 4.7 × 585.32²)=114.8 мм. 

принимаем 140 мм.                                                                                 [1,стр.21] 

3.9 Предварительные размеры деталей редуктора. 

Делительный диаметр:

D₄ = 2 a₃₄u₃₄/( u₃₄ + 1)= 2 ×140 ×4.7 / 5.7 = 230.8 мм.

Ширина:

                                   b₄ = ψ_ba a₃₄ = 0.315 ×140 = 44.1 мм.                       [1,т.24.1] 

принимаем 45 мм. 

3.10 Модуль зацепления. 

Модуль максимальный (определяется из условия не подрезания зубьев при изготовлении)

m_max= 2 × a₃₄/ 17(u₃₄+1) 

      m_max= 2 ×140/17×5.7 = 2.889 

Модуль минимальный из условия прочности

m_min =

К_m = 2.8 × 10³  

К_F – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

К_F = К_Fv К_Fβ К_Fα 

К_Fv =1.12               [1.т.2.9]

К_Fβ = 0.18 + 0.82 × К⁰ _Нβ=1.0328

К_Fα= К⁰ _Нα = 1.6 ; К_F= 1.85

m_min= 0.7916

m_ср =1.8403

Рекомендуемое значение модуля принимаем из стандартного ряда

m =1 

3.11 Угол наклона зубьев. 

Минимальный угол наклона. 

β_min = arcsin(4m/ b₄)

β_min = 5.0997 

3.12 Принимаем расчетное значение угла β. 

β _расх = (8…11)

β _расх = 8 

3.13 Суммарное  число зубьев. 

Z_∑ = Z₃+Z₄=2 ×140 ×cos 8/1=277.2

Полученное значение суммы округляется в меньшую  сторону до целого числа – принимаем 277. 

3.14 Уточняем значение угла наклоны. 

β= arccos( Z_∑ ×m/ 2a₃₄)

β= 8.3948 

3.15 Число зубьев шестерни. 

Z₃ = Z_∑ / (u +1) ≥ 17= 277/5.7 = 49 > 17 – условие выполняется. 

Принимаем Z₃ =49 

3.16 Число зубьев колеса. 

Z₄ = Z_∑ – Z₃  = 277 – 49 = 228 

3.17 Проверка контактных напряжений.

s_Н =

≤ [s]_Н.

Z_σ = 8400

s_Н = 8400 × 6.4965/140  = 389.79 МПа 

            s_Н <[s]_H4

           389.79 < 548.4   МПа.