3. Проектировочные расчеты. Выбор двигателя по потребляемой мощности.

P_дв - паспортное значение номинальной мощности двигателя

(P_дв)_p - расчетное значение мощности двигателя

ξ = 1.2 - коэффициент запаса для следящих приводов

- КПД цепи двигатель-нагрузка

Вт

Вт

т.к. питание двигателя осуществляется от сети переменного тока, то выбираем двигатель серии ДПР.

Проверим, подходит ли двигатель ДПР-42-Ф1-07. Он имеет малый момент инерции ротора, высокое значение пускового момента, требуемую температуру эксплуатации.

Вт

Паспортные данные:

n_ном= 4500 об/мин, M_ном= 5 H·мм, M_П=19 H·мм;

P_ном = 2.36 Вт; m=0.15 кг; U=12 В; J_p=5.7·10^-7 кг·м², T = -60 + 70 – температура эксплуатации.

Выбор двигателя по пусковому моменту.

- общее передаточное отношение редуктора

Здесь и далее в качестве будем использовать , имея ввиду, что реальная угловая скорость, не заданная в техническом задании, будет несколько меньше.

Приведенный динамический момент нагрузки к валу двигателя.

[2, 28с.]

-момент инерции ротора двигателя, - момент инерции на выходном валу.

K_м=0.6 - коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя.

Приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя.

H*мм

19> 0.535 + 2.66 = 3.195 Н*мм

Выбранный двигатель подходит.

Кинематический расчет привода.

- общее передаточное отношение редуктора

Определение общего числа ступеней.

Примем, что ЭМП прямозубые цилиндрические колеса, т.к. они проще в изготовлении, имеют низкую себестоимость, высокие КПД ,а также по тому, что по условию нагрузки относительно малы.

В ТЗ требуется вести расчет по минимальной массе. Из рекомендаций по проектированию ЭМП с минимальной массой [2, 18с.] примем:

Выберем К3=6, К4=0.5, тогда из условия равнопрочности на изгиб выбираем

Находим по формуле [2, 19 стр.]:

; .

Назначим n = 5

Назначим передаточное отношение .

Определим число зубьев в колесах редуктора. Для малогабаритных передач назначают число зубьев шестерни в диапазоне 17…28, ближе к нижнему пределу. Особенность данного привода в том, что он построен по соосной схеме расположения входного и выходного валов. Наиболее простым решением в данном случае будет состоять в обеспечении одинакового межосевого расстояния в каждой передаче. В то же время, межосевое расстояние зависит от модуля передачи. Чтобы уменьшить модуль на первых ступенях, с целью снижения массы, я выбрал разные числа зубьев колёс и шестерен в разных передачах. Пусть в шестернях первых 4-х передач будет по 22 зуба, а в колесах по 90 зубьев. В последней передаче пусть будет 17 - минимальное количество зубьев, нарезаемое без сдвига инструмента, и 67 зубьев соответственно.

Z₁ = Z₃ = Z₅ = Z₇ = 22, Z₉ =17

Z₂ = Z₄ = Z₆ = Z₈ = 90, Z₁₀ =67

Все числа зубьев выбраны из 1-ого предпочтительного ряда.

Для найденных значений чисел зубьев найдем передаточные отношения:

i_{I-II =}

i_{II-III =}

i_{III-IV =}

i_{IV-V =}

i_{V-VI =}

.