4.3. Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения

Поскольку n=4, передаточное отношение каждой ступени будет порядка: . Выберем наибольшее число зубьев для колес:z_кол=85, а для шестерен выберем значение числа зубьев из рекомендуемого диапазона:z_шест=17. Затем скорректируем числа зубьев, чтобы сохранить неизменным рассчитанное ранее общее передаточное отношение и по формулеопределим передаточные отношения каждой ступени.

Выбирая числа зубьев, будем руководствоваться конструктивными соображениями: небольшое передаточное отношение обеспечивает быстродействие, увеличение передаточного отношения для более тихоходных ступеней обеспечивает точность, небольшое число ступеней обеспечивает небольшие габариты.

Результаты сведем в таблицу 3:

Таблица 3. Передаточные отношения ступеней и числа зубьев колес и шестерен редуктора.

Ступень	Передаточное отношение	Назначенные числа зубьев
		Шестерня	Колесо
1-2	2,78	18	50
3-4	3,12	17	53
5-6	3,5	17	60
7-8	5	17	85

Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где

(9)

Фактическое передаточное отношение i_фактич находим по формуле [1]:

. (10)

Вычисляем погрешность передаточного отношения:

Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.

5. Силовой расчет эмп

5.1. Проверочный расчет выбранного двигателя

Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу.

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

(10)

Здесь

M_i,M_i– момент нагрузки наi-ом иj-ом валах.

i_ij– передаточное отношениеi-го иj-го вала.

η_ij– КПД передачи. Для цилиндрической передачиη_ij=0.98.

η_подш– КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников качения примемη_подш=0.99.

- максимальный момент на выходном валу. (11)

- КПД передачи винт-гайка (12)

- угол подъёма винтовой резьбы (13)

- предельный угол трения,

- коэффициент трения

Н*мм

Н*мм

Н*мм

Н*мм

Н*мм

Составим таблицу 4 статических моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):

Таблица 4. Статические моменты нагрузки на валах редуктора

2,36	6,38	19,30	65,55	318

Поскольку основной режим работы привода динамический и при этом статический момент много меньше динамического, то и проверочный расчет выбранного двигателя ведем по динамической нагрузке.

Учтём динамическую нагрузку коэффициентом запаса

Н*мм (14)

> 4,72 Н*мм

> 2,6 Н*мм

Предварительно заключаем, что по этому параметру двигатель для проектируемого привода подобран верно.

5.2. Проектный расчет зубчатых передач на прочность

Цель этого расчета – определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.

Следует сделать выбор, какой тип передачи (открытый или закрытый) следует применять в разрабатываемой конструкции. Открытые ЭМП применяют при малых окружных скоростях и нагрузках в режимах длительных остановок. Основной причиной выхода из строя открытых передач является поломка зубьев, в результате усталости материала. Для предотвращения поломки зубья рассчитывают на изгибную прочность.

Для зубьев ЭМП, работающих в более напряжённых условиях, применяют закрытые передачи. Основной причиной выхода из строя этих передач является усталостное выкрашивание поверхностей зубьев, для предотвращения которого проводят расчёт на контактную прочность.

Так как в данном задание небольшая окружная скорость, то выбираем открытую передачу.

По согласованию с преподавателем, срок службы выбран .

Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгибную прочность, а проверяют на контактную прочность ([1],стр.29).