1.2 Выбор электродвигателя с помощью эвм

Для расчета силовых и кинематических параметров электродвигателя предлагается составить вычислительную программу на любом алгоритмическом языке по алгоритму, приведенному в параграфе 1.1 и блок-схеме на рис.2. В качестве оптимального передаточного отношения зубчатой пары принимают такое расчетное значение, которое совпадает или наиболее близко ближайшему стандартному значению.

Рис.2

2. Выбор материала зубчатых колес

При выборе материалов зубчатых колес следует помнить:

1. Зубья шестерни вступают в зацепление чаще зубьев колеса. Поэтому поверхностная твердость зубьев шестерни должна быть выше, чем у колеса на 20-30 единиц Бриннеля (НВ20-НВ30);

2. Материалы шестерни и колеса целесообразно назначать одной марки. При этом разность в твердости достигается термической обрабоской или размеров заготовок шестерни и колеса.

В табл. 3 приведены механические характеристики сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес редукторов закрытого типа.

Таблица 3 /2/

Марка стали	Диаметр заготовкимм	Предел прочнос-ти, МПа	Предел текучести МПа	Твердость HRC	Твердость HB	Термическая обработка
35	Любой	550	270	-	163-192	Нормализация
45	Любой	600	320	-	179-207	Нормализация
45	125 80	780 890	540 650	-	235-262 269-302	Улучшение
40Х	200 125	790 900	640 750	-	235-262 269-302	Улучшение
40Х	125	900	750	45-50	269-302	Улучшение+закалка ТВЧ
35ХМ	315 200	800 920	670 790	- -	235-262 269-302	Улучшение
35ХМ	200	920	790	48-53	269-302	Улучшение+закалка ТВЧ
40ХН	315 200	800 920	630 750	- -	235-262 269-302	Улучшение
35ХМ	200	920	750	48-53	269-302	Улучшение+закалка ТВЧ
20ХН2М	200	1000	800	56-63	300-400	Улучшение+цемента-ция+закалка
18ХГТ	200	1000	800	56-63	300-400	Улучшение+цемента-ция+закалка
12ХН3А	200	1000	800	56-63	300-400	Улучшение+цемента-ция+закалка
25ХГМ	200	1000	800	56-63	300-400	Улучшение+цемента-ция+закалка
40ХН2МА	125	980	780	50-56	269-302	Улучшение+азотиро-вание
35Л	Любая	550	270	-	163-207	Нормализация
45Л	315	680	440	-	207-235	Улучшение
40ГЛ	315	850	600	-	235-262	Улучшение

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определяется по формуле

(2.1)

где _Hlimb - предел выносливости по контактным напряжениям при базовом числе циклов нагружения N_H0 и коэффициент безопасности s_H определяют из табл.4.

Коэффициент долговечности k_HL вычисляют по формуле

(2.2)

Базовое число циклов нагружения зуба колеса

(2.3)

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется в соответствие с графиком нагрузки по формуле

(2.4)

где Т_max,T_I,…,T_i - передаваемые приводом крутящие моменты в течение времени t_max, t_I, …, t_i с частотами вращения n_max,n_I,…,n_i соответственно. Коэффициент долговечности k_HL = 1, если N_HE>N_H0.

Для непрямозубых колес допускаемое напряжение

(2.5)

где _НР1,_НР2 - допускаемые напряжения на контактную выносливость соответственно материала шестерни и колеса.