7.4. Определение геометрических параметров зубчатых колес в проектируемом редукторе

В проектируемом механизме в соответствии с кинематической схемой (рис. 1) диаметры делительных окружностей зубчатых колес определяются по формулам

D₁ = mz₁; D₂ = mz₂; D₃ = mz_2'; D₄ = mz₃; D₅ = mz_3'; D₆ = mz₄,

где m – модуль зубчатых колес принимается по ГОСТу 9563-75 равным 0,1; 0,15; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1. Если на вал насажено два зубчатых колеса (валы 2 и 3), то знак «'» у индекса, указывающего номер вала, соответствует шестерне, отсутствие такого знака соответствует колесу.

Для не силовых передач модуль выбирается по ГОСТу без расчета. Рекомендуемые размеры колеса (рис. 3 и 17) в зависимости от модуля приведены в табл. 4.

Рис. 17	Таблица 4 Зависимость геометрических размеров зубчатого колеса от модуля
	m	db	De		b	d1	D
	0,5	5	10	9	3	1,6	mz
	0,5	6	10	10	3	1,6	mz
	0,6	7	12	12	4	1,6	mz
	0,8	8	14	14	5	2,0	mz
	0,8	9	15	15	5	2,0	mz
	1,0	10	16	17	6	2,5	mz
	1,25	12	20	18	6	2,5	mz
	1,5	14	22	20	8	3,0	mz

8. Уточненный расчет мощности двигателя

Уточненный расчет проводится по формуле P₁ = T₁, где Т – пусковой момент двигателя, определяемый по формуле

,

где T₃ – крутящий момент на третьем валу редуктора, определяемый по формуле

,

P₃ – мощность, передаваемая третьим валом (определяется в п. 2);

i₃₄ – передаточное число зубчатой передачи от 3-го вала к 4-му (определяется в п. 5);

₄ – угловая скорость вращения выходного вала, заданная в техническом задании (п. 1);

i₁₃ – передаточное число зубчатых передач от 1-го вала к 3-му, определяемое по формуле

i₁₃ = i₁₂·i₂₃;

₃, ₄ – КПД электромеханического привода от ведущего вала к 3-му и 4-му валам соответственно (определяются в п. 2);

T₄ – крутящий момент на выходном валу редуктора, заданный в техническом задании (п. 1);

J_n – приведенный момент инерции редуктора. Момент инерции зубчатого колеса, измеряемый в кг·м², вычисляется по формуле J = 0,1bD⁴, где D – диаметр делительной окружности зубчатого колеса, м; b – толщина колеса, м; для ведущих колес b можно принимать равной длине ступицы колеса, а для ведомых колес – ширине зубчатого венца;  – плотность материала колеса, кг/м³; для стали  = 7,8·10³ кг/м³.

Приведенный к валу двигателя момент инерции механизма вычисляется по формуле

,

где J_n – приведенный момент инерции всех элементов, закрепленных на соответствующем валу;

 – угловое ускорение ротора двигателя, которое можно приблизительно рассчитывать по формуле

,

где _дв – номинальная угловая скорость вала двигателя, с^–1; t_р – время разгона двигателя, которые обычно составляет t_р = 0,3...0,5 с.

Требуемая мощность двигателя P_дв = T_дв, Вт.

Если требуемая мощность двигателя не превышает значения мощности, выбранной в п. 2, то двигатель остается прежний. Если же требуемая мощность двигателя, рассчитанная в п. 8, превышает значение мощности п. 2, то в соответствии с данными табл. 2 выбирают более мощный двигатель и при необходимости производят расчеты в соответствии с пп. 3 – 8.