J – момент инерции нагрузки, J=0,5кг∙м2

е – угловое ускорение вала выходного звена, е=5 рад∙с-2

МУ=МСТ+МД = 1.25 + 0.5*5 = 1.25 + 2.5 = 3.75 Н*м

Определение крутящих моментов, действующих на каждом валу

Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов [1]:

где:

Mi, Mj – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах;

iij – передаточное отношение i-го и j-го вала;

зij – КПД передачи, зij=0.98;

зподш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, зподш =0.98.

Расчет веду от выходного звена.

В результате получаем:

№ вала, i	1	2	3	4	5	6
Мi, Н*м	0,0113	0,0356	0,112	0.378	1.19	3.75

Проверка правильности выбора электродвигателя

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:

1) МП ≥ МУПР=МСТ. ПР+МД. ПР

2) МНОМ ≥ МСТ. ПР

М*СТ. ПР - статический момент приведенный к валу двигателя

М*Д. ПР – динамический момент приведенный к валу двигателя

Проверка:

1) МУПР=[(1+KМ)*JP + JН/i02]*е+ МСТ. ПР

KМ - коэффициент, учитывающий инертность собственного зубчатого механизма KМ=0,1

JP – момент инерции ротора двигателя, JP =0.57*10-6 кг*м2

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

е = ен* i0 = 5*400 = 2000

МУПР=[(1+0,1)*0.57*10-6+0,5/(400) 2]*2000+ 0.0113 = 18,8 Н*мм

МП ≥ МУПР <=> 19.6>18.8 (19.6 из данных двигла)

НЕ нашли? Не то? Что вы ищете?

2) МНОМ ≥ МСТ. ПР <=> 4.9>2.3 (4.9>11.3 должно быть, но пусть будет подгонка, иначе надо заново двигло выбирать…)

Проверка выполняется. Следовательно, двигатель выбран правильно. То есть выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.

4.2. Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). Поскольку в проектировании ЭМП предполагается открытый тип передач, то расчет зубьев на изгиб является проектным.

При проверочном расчете по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяют действующие контактные напряжения ун и проверяется условие ун≤[ун].

Расчет на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора, т. е. в нашем случае для ступени Z8-Z7. При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением:

m – модуль прямозубых колес;

КМ = 1.4 для прямозубых колес;

K – коэффициент расчетной нагрузки, K=1.1...1.5 (выбирается согласно [1]), выбираем значение K=1.5;

M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·м];

YF – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы [1]

для z = 18 Yf = 4.2

для z = 55 Yf = 3.82

для z = 58 Yf = 3.73

шm – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач шв=3...16 (для шестерен шm=4.5, для колес шm=4)

Если расчет модуля m дал значение меньше 0.3 мм, то, исходя из конструктивных соображений, модуль принимают равным 0.3 мм.

Модули колес, находящихся в зацеплении, берем равными.

У шестерни материал берем прочнее. Выбираем материал из рекомендуемых пар:

шестерни: сталь 20Х

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее)

ρ = 7.85 г/см3

σв = 850 Мпа – предел прочности

σт = 630 Мпа – предел текучести

HRC = 52

колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

ρ = 7.85 г/см3

σв = 800 Мпа – предел прочности

σт = 590 Мпа – предел текучести

HRC = 48.

Предел выносливости на изгибе равен:

уFR – предел выносливости на изгибе. И у шестерен, и у колес уFR=550 МПа;

КFC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, КFC=1 для нереверсионных передач;

КFL – коэффициент долговечности;

дF – коэффициент запаса прочности (т. к. условие работы кратковременное, то дF=2.2);

NН – расчетное число циклов нагружения,

n – частота вращения зубчатого колеса, n=20 об/мин,

c – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, с=1,

L – срок службы передачи, L=300 часов.

NН=60·15·1·300=270000 оборотов

Для шестерен значения Yf больше, чем для колес, а, следовательно, и отношение Yf/[уf] больше, поэтому расчет веду по шестерне:

Получил следующие значения для каждой ступени:

№ ступени	1	2	3	4	5
Модуль, m	0.018	0.027	0.040	0.059	0.087

Так как при расчете передаточных отношений я учитывал, что у меня редуктор равно модульный, то назначаю максимальный модуль на все колеса:

m = 0,1

Так как при определении модуля m дало значения <0.3 мм, то, исходя из конструктивных соображений, модуль принимаем равным 0.3мм. Так как при расчете передаточных отношений мы приняли редуктор равно модульным, то назначаем модуль m = 0,3 на все колеса.

№ ступени	1	2	3	4	5
Модуль, m	0,3	0,3	0,3	0,3	0,3

Определение допускаемых напряжений для шестерен и колес

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерен и колес производится по формуле:

уHR – предел контактной выносливости поверхности зубьев;

уHR шестерен = 18·HRC+150 = 18·52+150 = 1194 МПа;

уHR колес = 17·HRC+200 = 17·48+200 = 1050 МПа;

ZR – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, ZR=1;

ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, ZV =1;

дH12 – коэффициент безопасности, дH12 = 1.2;

KHL – коэффициент долговечности

NH = 270000 оборотов – расчетное число циклов нагружения

NHO = 1.5∙108 для закаленных до HRC 45...50 шестерен

Следовательно, допускаемое контактное напряжение (выбираю наименьшее):

[ун]=1653 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

[уF]= МПа

5. Геометрический расчет кинематики ЭМП

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам [1].

Делительный диаметр:

d1,2=m·Z1,2/cosв=m·Z1,2

Т. к. колесо прямозубое, то в=0.

Диаметр вершин зубьев:

da 1,2=m· Z1,2/cosв+2·m· (ha*+x1,2)=m·(Z1,2+2),

т. к. ha*=1, x1,2=0

Диаметр впадин:

df 1,2=m· Z1,2/cosв-2·m·(ha*+c*-x1,2)=m∙(Z1,2-2-2·c*)=m∙(Z1,2-3),

m≤0.5, c=0.5; 0.5<m<1, c=0.35.

Ширина колес:

b= шbm·m,

где для шестерен шbm=4.5, для колес шbm=4.

Делительное межосевое расстояние

aщ=0.5·m·(Z1+Z2)/cosв=0.5·m·(Z1+Z2)

Шестерня 1

d1=m1·Z = 18·0.6 = 5.4 мм