Расчет работы электродвигателя (стр. 2 из 4)
KFC = 1 при односторонней нагрузке;
KFL = 1 при длительно работающей передаче.
Выбираем материал зубчатых колёс, термообработку, определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса.
По табл. [1] выбираем:
для шестерни - сталь 40Х, улучшение НВ 230…260, sв = 850 МПа, sт = 550 МПа, sHlimb = 560 МПа, sFlimb =440 МПа, N0 = 107 циклов;
для колеса - сталь 45, нормализация, НВ 170…217, sв = 600 МПа, sт = 340 МПа, sHlimb = 450 МПа, sFlimb = 350 МПа, N0 = 107 циклов.
При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.
Принимаем длительно работающую передачу, тогда
Для шестерни
МПаДля колеса
МПаЗа расчётное принимаем меньшее напряжение [sН]2 = 409 МПа.
Напряжения изгиба
Для шестерни
МПаДля колеса
МПаПо табл. [1] выбираем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния yba = 0,4 .Коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра
ybd= 0,315 yba = 0,315 · 0,4 = 0,126
Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную выносливость по рис. [1], KHb = 1,1
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев, мм
(мм)где:Ка = 43 МПА1/3 для стальных колёс;
KHV - коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость, предварительно принимаем KHV = 1,1
Принимаем а = 100 мм
Определяем ширину колеса
b = yba · a = 0,4 · 140 = 56 (мм),
Округляем до целого числа. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем 60 мм.
Определяем нормальный модуль
mn = (0,01…0,02) a = 1,0…2,0 » 1,5 (мм)
Угол наклона зуба b
где eb- коэффициент осевого перекрытия, принимается равным целому числу, eb = 1…2. Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать b = 8…20 °.
Число зубьев шестерни
Округляем до целого числа. Должно быть z1³ 17, принимаем 31 зуб
Определяем число зубьев колеса
z2 = z1i = 31 × 5,0 = 155
Округляем до целого числа, 155 зубьев
Уточняем передаточное число
i = z2/z1 = 155/31 = 5,0
Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм
(мм) 
(мм)Уточняем межосевое расстояние, мм
(мм)Находим окружную скорость, м/с
(м/с)По табл. Выбираем степень точности передачи – 8-В
Определяем окружную силу в зацеплении
(Н)Осевая и радиальная сила в зацеплении
(Н) 
НОпределяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость
wHV – удельная окружная динамическая сила
(Н/мм)где: q0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса, q0 = 5,6 табл. [1];
dH – коэффициент, учитывающий появление погрешностей зацепления шестерни и колеса, dH = 0,006 табл. [1];
v – окружная скорость;
a – межосевое расстояние.
wtmax = 515 Н/мм (табл. [1])
wHV<wtmax
Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации равна
(Н/мм)где: Ft – окружная сила в зацеплении;
KHb - коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость.
Выполняем проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость
где: zH = 1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;
zm = 275 МПа1/3 (для стальных колёс) – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс;
ze - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
где ea - торцовый коэффициент перекрытия:
Рекомендуется выполнять условие ea³ 1.
wHt – удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость;
(Н/мм)Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба, KНb = 1,15 (рис. [1]).
Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба KFV:
где wFV– удельная окружная динамическая сила;
(Н/мм)dF – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, dF =0,016 (табл. [1]).
wFtp – удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации;
(Н/мм)где KFb - коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба, KFb =1,05 рис.3.5 [1].
KFV – коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба.
Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа
(МПа)где:yF – коэффициент формы зуба, для колеса внешнего зацепления выбираем по табл. 1, yv = 24 – для шестерни; yv =114 – для колеса.
Определяем величину [sF]/yF для шестерни и колеса
; 
В формулу для определения напряжений изгиба подставляем величины [sF]2 и yF2, так как отношение [sF]2/yF2 меньшее.
Определяем удельную окружную силу при расчёте на выносливость по напряжением изгиба wFt:
(Н/мм)4 РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок редуктора, между ними оставляют зазор «а», который определяют по формуле
(мм)где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Принимаем а = 11 мм.
L = 282 мм
Расстояние «в» между дном корпуса и поверхностью колёс принимаем
в ³ 4а
в = 4·11 = 44 мм
Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, рекомендуется определять по формуле
мм 
ммПринимаем d = 8 мм.
Толщину внешних рёбер жесткости принимаем 6 мм.
Толщина стенки крышки корпуса d1 = 0,9d.
d1 = 0,9 × 9 = 7 мм.
Размеры фланцев корпуса и крышки принимаем 32мм +d = 40 мм.
Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух длинных, параллельно расположенных или нескольких небольших платиков, расположенных в местах установки болтов. Такое расположение снижает расход металла и уменьшает время обработки корпуса. Число болтов принимаем 4, диаметры болтов М16.
Точность фиксирования крышки редуктора относительно корпуса достигается штифтами, которые располагаются на возможно большем расстоянии друг от друга. Диаметры штифтов принимаем 10 мм.
5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ
Диаметры валов находим по формуле
где:[t]K - пониженное допускаемое напряжение при кручении, принимаем [t]K = 15 МПа, тогда
мм, принимаем 20 мм
Диаметр вала под подшипником
dп = d + 2t
где t – высота буртика. Принимаем t = 2,5 мм.
dп = 20 + 2× 2,5 = 25 мм
Диаметр тихоходного вала под звёздочку
мм, принимаем 25 мм