Курсовая работа: Проектирование электродвигателя

Z_{N 1} = = 0,891.

Принимаем Z_{N 1} = Z_{N 2} = 0,9 (соответственно графику).

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

∙0,9∙0,9 = 442,

∙0,9∙0,9 = 420.

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_HP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:

σ_HP = σ_{HP 2} =420 МПа.

Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:

=130,497 мм.

Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: a_ω = 125 мм.

3. Рассчитываем значение модуля:

m = (0,01…0,02)×a_ω = (0,01…0,02)×125=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 z_C шестерни z₁ и колеса z₂ :

z_C = (2×a_ω ×сosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,

Тогда:

z₁ = z_C /(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,

z₂ = z_С – z₁ = 100 – 29= 71.

где z_min = 17 для передач без смещения.

5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:

,

что меньше допустимых максимальных 3%.

6. Уточняем значение угла b по формуле:

, тогда b = 0°

7. Основные размеры шестерни и колеса:

7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:

7.2 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:

d_a1 = d₁ + 2×m= 72,5 + 2×2,5=77,5,

d_a2 = d₂ + 2×m = 177,5 + 2,5×2= 182,5;

7.3 Диаметры впадин, мм:

d_{f 1} =d₁ – 2,5×m = 72,5 – 2,5×2,5 = 66,25,

d_{f 2} =d₂ – 2,5×m = 177,5 – 2,5×2,5 = 171,25;

7.4 Основные диаметры, мм:

d_b1 = d₁ ∙cosa_t = 72,5×cos20 = 68,128,

d_b2 = d₂ ∙cosa_t = 177,5×cos20 = 166,795,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°.

Проверим полученные диаметры по формуле:

a_ω = (d₁ + d₂ )/2 = (72,5+ 177,5)/2 = 125,

что совпадает с ранее найденным значением.

7.5 Ширина колеса определяется по формуле:

b₂ = y_ba ×a_ω = 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.

9. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:

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:

σ_H = σ_{H 0} ×≤ σ_HP ,

где K_H – коэффициент нагрузки;

σ_{H 0} – контактное напряжение в полюсе зацепления при K_H = 1.

Контактное напряжение в полюсе зацепления при K_H = 1 определяют следующим образом, МПа:

σ_{H 0} = Z_E ×Z_H ×Z_e ,

где Z_E = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°;

основной угол наклона:

β_b = arcsin(sinβ×cos20°) = arcsin(0×0,94) = 0°;

угол зацепления:

,

так как х₁ + х₂ = 0, то a_{t w} = a_t = 20°.

Коэффициент осевого перекрытия e_b определяется по формуле:

e_b = b_w / p_X ,

где осевой шаг:

Þ

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

, так как e_b =0

где коэффициент торцового перекрытия: e_a =e_а1 + e_а2 ,

составляющие коэффициента торцового перекрытия: