4. Кинематический расчёт проектируемой конструкции

а) определение числа элементарных передач.

Согласно ТЗ считаем, что скорость вращения вала двигателя равна

– угловой шаг поворота якоря двигателя при подаче одного импульса, в градусах;

– частота приёмистости, в Гц.

По известным значениям скоростей на входном и выходном валах определяем передаточное отношение редуктора

Согласно ТЗ при разработке конструкции исходим из условия получения минимального приведённого момента инерции привода. Число ступеней при этом определяется по формуле ([2] стр. 54)

По номограмме ([2] стр. 55) определяем передаточные отношения ступеней:

Назначим число зубьев на шестернях . Число зубьев ведомых колёс для редуктора определяется по формуле

где - передаточное отношение рассчитанной элементарной передачи. В результате получаем:

№ колеса	1	2	3	4	5	6	7	8
Число зубьев	25	40	25	45	25	63	25	95

Все числа зубьев соответствуют предпочтительному ряду №1.

Расчет погрешности при выборе передаточных отношений ведем по формуле

Отклонения не превышают 5%, поэтому согласно [1] передаточные отношения выбраны верно.

5. Силовой расчёт а) Проверочный расчёт выбранного двигателя по заданной нагрузке. Расчет суммарного момента нагрузки без учета инерционности редуктора, согласно [1]:

где – момент инерции нагрузки:

,

- момент инерции ротора, согласно паспортным данным выбранного двигателя

где - динамический момент на выходном валу.

– КПД ступени.

Так как КПД редуктора (задано в ТЗ), то КПД одной ступени

Производим последовательно расчёт от выходного вала к входному. В результате получаем:

№ вала	I	II	III	IV	V
	166,26	243,4	400,89	924,36

Суммарный момент нагрузки, приведенный к валу двигателя равен и меньше номинального момента двигателя равного . Из чего можно сделать вывод, что предварительно двигатель выбран правильно.

Б) Определение модуля зацепления.

Модуль зацепления определяется из расчёта зубьев на прочность (изгибную или контактную).

Так как в проектируемом ЭМП предполагается открытый тип передачи, то расчёт зубьев на изгиб является основным проектировочным. При проверочном расчёте по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяется действующее контактное напряжение и проверяется условие

Расчёт на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора. Модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой пары([1]):

где – модуль прямозубого колеса;

– коэффициент, для прямозубых колёс равен 1.4;

– крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, ;

- число зубьев рассчитываемого колеса;

- отношение ширины зубчатого колеса к модулю, ;

– коэффициент формы зуба, для , для ;

– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, .

В качестве материала для колёс выберем недорогую углеродистую сталь 40, а для изготовления шестерён – более качественную легированную сталь 40Х. Термообработка для стали 40 – нормализация, закалка, отпуск; для стали 40Х – отжиг, закалка, отпуск. Твёрдость колеса будет равна 220HB, а шестерни – 250HB.

Физико-механические свойства материалов:

Материал	Марка	Плотность	Коэффициент линейного расширения	Модуль упругости	Предел прочности при растяжении	Предел текучести	Предел выносливости
Сталь	40	7,85	12,4		560	340	-
Сталь	40Х	7,85	12,4		1000	850	400

Предел выносливости для стали 40 определяем по формуле ([2] стр. 66):

Допускаемые изгибные напряжения ([2] стр. 65):

где – запас прочности, .7.

Для колеса:

Для шестерни:

Расчёт модуля выполняем по зубчатому колесу, для которого отношение имеет большее значение.

Для шестерни:

Для колеса:

Расчёт ведём по колесу. Подставив значения в формулу для модуля, получим:

Принимаем модуль равным что соответствует предпочтительному ряду №1. Из соображений унификации модули всех зубчатых колёс и шестерён назначаем также равными .