Курсовая работа: Расчет работы электродвигателя

Выбираем материал зубчатых колёс, термообработку, определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса.

По табл. [1] выбираем:

для шестерни - сталь 40Х, улучшение НВ 230…260, s_в = 850 МПа, s_т = 550 МПа, s_Hlimb = 560 МПа, s_Flimb =440 МПа, N₀ = 10⁷ циклов;

для колеса - сталь 45, нормализация, НВ 170…217, s_в = 600 МПа, s_т = 340 МПа, s_Hlimb = 450 МПа, s_Flimb = 350 МПа, N₀ = 10⁷ циклов.

При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев.

Принимаем длительно работающую передачу, тогда

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

За расчётное принимаем меньшее напряжение [s_Н ]₂ = 409 МПа.

Напряжения изгиба

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

По табл. [1] выбираем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния y_ba = 0,4 .Коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра

y_bd = 0,315 y_ba = 0,315 · 0,4 = 0,126

Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную выносливость по рис. [1], K_{H b} = 1,1

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев, мм

(мм)

где:К_а = 43 МПА1/3 для стальных колёс;

K_HV - коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость, предварительно принимаем K_HV = 1,1

Принимаем а = 100 мм

Определяем ширину колеса

b = y_ba · 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

m_n = (0,01…0,02) a = 1,0…2,0 » 1,5 (мм)

Угол наклона зуба b

где e_b - коэффициент осевого перекрытия, принимается равным целому числу, e_b = 1…2. Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать b = 8…20 °.

Число зубьев шестерни