Реферат: Привод электродвигателя

11. Определяем силу предварительного натяжения F₀ , Н:

12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t , Н:

13. Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н: F₁ = F₀ + F_t /2*Z = 406,0 Н

F₂ = F₀ – F_t /2*Z = 168,0 Н.

14. Определяем силу давления ремней на вал F_оп , Н:

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.

При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Таблица 2

Свойства стали Ст45.

Марка стали	Механические свойства				Термическая обработка
	Твердость		Предел прочности GB , МПа	Предел текучести GT , МПа
	HB	HRC
Ст45	235–262	–	780	540	Улучшение

2. Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле:

где – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен

– крутящий момент на валу шестерни, Нм , который принимают из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].

– число зубьев шестерни

где z ₂ – число зубьев колеса;

U_III – передаточное число зубчатой передачи.

– коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V [2]:

– коэффициент ширины зубчатого венца [1]

– допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа , который определяется по формуле:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа , который вычисляется согласно формуле

– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа , который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба , а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.

= 1,1;

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают

= 1;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки

= 1;

– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается

= 1;