v21_easy (типовик), страница 2

[σ_н]_колес = 1016*1*1*1,952/1,2 = 1653 Мпа

Следовательно, допускаемое контактное напряжение (выбираю наименьшее)

[σ_н]=1653 МПа

Допускаемое напряжение изгиба

[σ_F]=392,5 МПа.

7. Геометрический расчет зубчатого колеса.

Делительный диаметр

d₁=m*Z₁/cosβ=m*Z₁ т.к. колесо прямозубое, то β=0

Диаметр вершин зубьев

d_a=m*z/cosβ+2*m*h_a=m*(z+2) т.к. h_a=1

Диаметр впадин

d_f=m*z/cosβ-2*m*(h_a+c-x₁₂)=m(z-2-2*c) m≤0.5, c=0.5; 0.5<m<1, c=0.35

Делительное межосевое расстояние

a_ω=0.5*m*(Z₁+Z₂)/cosβ=0.5*m*(Z₁+Z₂)

Ширина колес

b= ψ_bm*m

для шестерен ψ_bm=4.5, для колес ψ_bm=4

8. Проверочные расчеты разработанного ЭМП.

1. Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя.

Должны выполняться соотношения

М_П ≥ М^*_СТ.ПР+М^*_Д.ПР

М_НОМ ≥ М^*_СТ.ПР

М^*_СТ.ПР - уточненный статический момент приведенный к валу двигателя

М^*_Д.ПР – уточненный динамический момент приведенный к валу двигателя

Статический момент

М^*_СТ.ПР=М_Н /(i₀*η_ц*η_под)

η_под=0,98

η_ц=1-3,14*f*ε_ν*c*(1/z₁ + 1/z₂)/2 = 1-0.1413*C*(1/z₁ + 1/z₂)

с - коэффициент нагрузки

C = ,

f – коэффициент трения, f=0.06,

ε_ν – коэффициент перекрытия, ε_ν=1.5,

F – окружная сила, F=2*M₂/d₂

η_ц= η_цi = 0.89

η_под= η_подi = 0.90

М^*_СТ.ПР=М_Н /(i₀*η_ц*η_под) = 1250/(300* 0,89*0.90)= 5,2 Н*мм

М_НОМ ≥ М^*_СТ.ПР <=> 11800 > 5,2

Динамический момент

М_Д,ПР=J_ПР*ε

ε – угловое ускорение вала двигателя, ε= ε_н* i₀

J_ПР – приведенный к валу двигателя момент всего ЭМП, кг*м²

J_ПР= J_Р+ J_РПР+ J_Н/i²₀,

J_Р – момент инерции вращающихся частей двигателя, J_Р=1.16*10^-6 кг*м²

J_Н – момент инерции нагрузки J_Н = 0,5 кг*м²

J_РПР – приведенный момент инерции редуктора

J _РПР=J₁/i₁²+…+J₅/i₅²

Момент инерции каждого звена

J=π*b*p*d⁴*10^-12/32=0.77*10^-12*b*d⁴,

d – диаметр звена, мм,

b – толщина, мм,

р – плотность, г/см³, р_колес=р_{шестерен}=7,85 г/см³

J_ПР =( 69370/(3,13)² +69370/(3,13)² +69370/(3,13)² +69370/(3,13)² + 85580/(3,2)² )*10^-12 = 36704.5 *10^-12 Кг*мм² = 0,036 10^-3Кг*мм²

М_ДПР= J_ПР*ε=(0,5)*5*300 = 750 Н*мм

М^*_СТ.ПР+М^*_Д.ПР = 755,2 Н*мм

755,2<11800

Проверка выполняется

2. Проверочные расчеты на прочность.

а) проверка прочности зубьев на изгибную прочность.

Передача открытая

σ_н ≤ [ σ_н ],

σ_н = ≤ [ σ_н ],

i₁₂ – передаточное отношение ступени

M₂ – момент на колесе

К – коэффициент расчетной нагрузки, К=К_FV*K_FB=1.2*1.17=1.404

K_FV – коэффициент динамической нагрузки

K_FB – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба

Модули упругости материалов шестерни и колеса Е₁=Е₂=2,1*10⁵ Мпа

К_а=0,82* =0,82* =48

[σ_н]=1708 МПа

σ_н1= 13,2 МПа – для первой шестерни

σ_н5= 215 МПа – для выходного колеса

Следовательно, σ_н ≤ [ σ_н ].

Проверка на изгибную прочность выполняется.

б) проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках.

Должно выполняться условие:

σ_{н мах}=σ_н* ≤ [ σ_н ]_мах

К_пер – коэффициент перегрузки

σ_н – контактное напряжение

К_пер=М_пуск/М

К_пер=11800/420 = 28

Так как максимальная нагрузка идет на выходном валу, то по нему и буду считать:

σ_{н мах}= 215 * 5,3 = 1139

[ σ_н ]_мах= 2,8 * σ_т

[ σ_н ]_мах= 2,8 * 630 =1764 Мпа – для шестерен

[ σ_н ]_мах= 2,8 * 590 =1652 Мпа – для колес

1139 < 1652

Все проверки сделаны.

8