Курсовая работа: Проектирование электродвигателя

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при улучшении Y_{R 1,2} = 1,2.

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

Y_{X 1} = 1,05 – 0,000125∙d₁ = 1,05 – 0,000125×72,5 = 1,041,

Y_{X 2} = 1,05 – 0,000125∙d₂ = 1,05 – 0,000125×177,5 = 1,028

Таким образом:

МПа,

МПа.

Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:

s_{F 1} = 80,941 < s_{FP 1} = 345,545,

s_{F 2} =76,325 < s_{FP 2} = 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:

s_Fmax £s_FPmax .

Расчетное местное напряжение s_Fmax , определяют по формуле:

,

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

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

Т_мах / T_F = К_пер = 1,45(исходные данные).

Таким образом:

МПа,

МПа.

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

,

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

σ_FSt ≈ σ_Flimb ×Y_Nmax ×K_St

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

σ_{Flimb 1} = 463,75 МПа σ_{Flimb 2} = 437,5 МПа

Y_{Nmax 1,2} = 4 (т.к. q_F = 6)– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.

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