Основные вопросы связанные с расчетом электродвигателя привода и редуктора (стр. 3 из 7)

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев.

При R_a = 1,25, … , 0,63 принимаем Z_R = 1

При R_a = 2,5, … , 1,25 принимаем Z_R = 0,95

Для 7 и 8 степени точности изготовления колёс шероховатость поверхности R_a= 2,5, … , 1,25

Z_V –коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При v≤5 м/с принимаем Z_V = 1.

K_HL – коэффициент долговечности, определяется по формуле:

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений;

если N_HO > 12 · 10⁷, то следует принять N_HO = 12 · 10⁷

N_NE – действительное число циклов перемены напряжений, определяется по формуле:

N_NE = 60 · n₂ · с · t_n,

где n₂ – число оборотов вала колеса, мин ^–1

с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, в нашем случае с = 1.

t_n – срок службы передачи, час. t_n = 36000 час.

В случае, если N_NE > N_HO , K_HL = 1.

Определение внешней делительной окружности колеса, d_е2

где

T₂ – крутящий момент на колесе, Н · м

u – передаточное число

K_H_b – коэффициент концентрации нагрузки. Определяется по графикам или по таблице 5.9, в зависимости от коэффициента ширины колеса по диаметру Y_b_, который определяется по формуле и округляется по ряду чисел, приведенному после формулы

0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,71; 0,8; 0,9; 1; 1,2

Таблица 5.9. - Значение коэффициента Y_b в зависимости от положения колеса относительно опор

Y_b					Y_b = 0,5Y_a (U ± 1)
0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Симметричное при НВ ≤ 350	1,01	1,02	1,03	1,04		1,07
Несимметричное при НВ ≤ 350	1,03	1,05	1,07	1,12		1,29
Консольное при НВ ≤ 350	1,08	1,17	1,28	–		–

Полученное значение внешнего делительного диаметра, d_е2 округляют в большую сторону по ряду чисел из таблицы 5.10.

Таблица 5.10. Нормализованные значения внешнего делительного диаметра, d_е2

1 ряд	50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 280; 315; 355; 400; 450
2 ряд	56; 71; 90; 112; 140; 180; 225

Определение углов делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂

δ₂ = arctg u

δ₂ = arctg 5

δ₂ = 0,99

δ₁ = 90° – δ₂,

δ₁ = 90° – 0,99,

δ₁ = 89,01°;

где u – передаточное число.

Определение внешнего конусного расстояния R_e

Определение ширины колеса b₂. b₂ = b₁

b₂ = 0,285 · R_e

b₂ = 0,285 · 0,4488

b₂ = 0,127

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа по нормальному ряду чисел

Определение внешнего торцевого модуля передачи m_e

где, [σ_F]₂-допускаемое напряжение изгиба , предварительно [σ_F]₂ определяется по формуле:

[σ_F]₂ ≈ 1,03HB₂

Полеченное значение модуля m_e округлить по стандартному ряду чисел из таблицы 5.11.

Таблица 5.11. Стандартный ряд чисел модуля m_e_.

1 ряд 1,0; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8

2 ряд 1,25; 1,75; 2,25; 3,5; 4,5; 5,5; 7,9

Определение числа зубьев колеса Z₂

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа.

Определение числа зубьев шестерни Z₁

Z₁ > Z₁_minZ₁_min = 17

Определение фактического передаточного числа и иго погрешности

u_ф= Z₂ / Z₁

u_ф= 85 / 17

Примечание. Смотри пункт 5.1.9

Определение геометрических параметров шестерни и колеса конической передачи. Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂

d₁ = m · Z₁

d₁ = 1· 17

d₁ = 17

d₂ = m · Z₂

d₂ = 1 · 85

d₂ = 85

Определить внешние диаметры окружностей выступов шестерни d_ae₁,колеса d_ae₂

d_ae1 = d_e1 + 2m_e · coss₁

d_ae1 = 17+2*1*89, 01°

d_ae1 = 17,02

d_ae2 = d_e2 + 2m_e · coss₂

d_ae₂ = 85 + 2*1*0, 99°

d_ae₂ = 87

Определить средний нормальный модуль m_n

m_n = m_e (1 ─ 0,5b/R_e)

m_n = 1*(1-0,5*0,127/0,4488)

m_n = 0,859

Определить средние диаметры шестерни dm₁ и колеса dm₂

dm₁ = m_n · Z₁dm₂ = m_n · Z₂

dm₁ = 0,859*17 dm₂ = 0,859*85

dm₁ = 14,6 dm₂ = 73

Определение сил, действующих в зацеплении

В коническом зубчатом зацеплении действуют следующие силы:

─ окружная на шестерни F_t₁ и колеса F_t₂;

─ радиальная на шестерни F_r₁ и колеса F_r₂;

─ осевая на шестерни F_а1 и колеса F_а1;

F_t1 = F_t2 = 2T₁/(d_m1·10³)

F_t1 = F_t2 = 2*2,85/(14,6 ·10³)

F_t1 = F_t2 =0,000039

F_r1 = F_a2 = F_t1 · tga · coss₁

F_r1 = F_a2 = 0,000039* tg106,5* cos89,01

F_r1 = F_a2 =-0,000002274

F_a1 = F_r2 = F_t1 · tga · sins₁

F_a1 = F_r2 =-0,000039* tg106,5* sin89,01

F_a1 = F_r2 =-0,00013

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба, σ _F₂

где,

─ коэффициент концентрации нагрузки, определяется по таблице 5.12.

Таблица 5.12. Значения коэффициента концентрации нагрузки

Располож. колес относит. опор.	Твердость зубьев	Y_b
Располож. колес относит. опор.	Твердость зубьев	0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольное Симметричное Несимметричное	НВ = 350 НВ > 350 HB = 350 HB > 350 HB = 350 HB > 350	1,16 3,33 1,01 1,02 1,05 1,09	1,37 1,7 1,03 1,04 1,1 1,18	1,64 ─ 1,05 1,08 1,17 1,3	─ ─ 1,07 1,14 1,25 1,43	─ ─ 1,14 1,3 1.42 1,73

K_FV ─ коэффициент динамической нагрузки, для прямозубой передачи при НВ ≤ 350

K_FV = 1,4

Y_F₂ ─ коэффициент формы зуба, определяется для конической передачи по эквивалентному числу зубьев Z_V по таблице 5.13.

Определение допускаемого напряжения изгиба,[s_F]

[s_F] = (d’’_lima / [S_F’]) · K_FC · K_FL ,

[s_F] = (572,5 / 1,65) · 1 · 1 ,

[s_F] = 346,9

где, d’’F_lima ─ предел выносливости зубьев на изгиб, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений; при R ─ коэффициент симметрии цикла напряжений, R=0.

Термообработка для нормализации, улучшения s_F_lim_в определяется по формуле:

s_{F lim}_в = 1,35HB + 100

s_{F lim}_в = 1,35*350 + 100

s_F_lim_в = 572,5

[S’F] ─ коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, принимаем:

[S’F] = 1,65

K_FC ─ коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче принимаем:

K_FC = 1.

K_FL ─ коэффициент долговечности определяется по формуле:

При твердости НВ ≤ 350

При твердости НВ > 350

Принимаем N_FO = 4 · 10⁶

N_FE = N_HE, в случае N_FE > N_FO, то K_HL = 1.

Расчет валов

Для обеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются на деталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями. Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента и одновременно является базой подвижной вращающейся системы.