3 Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

3.1 Расчет и выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя рассчитаем его мощность. Определим мощность выходного вала:

Тогда требуемая мощность двигателя следующая:

где к– коэффициент, учитывающий перегрузки двигателя во время его пуска и разгона механизма.

В соответствии с расчётами выбираем асинхронный электродвигатель постоянного тока АДП-507А со следующими параметрами

3.2 Кинематический расчёт

В ходе проведения расчетов был выбран электродвигатель двигатель АДП-507А 7,5 Вт, .

Скорость вращения вала двигателя:

Определим общее передаточное число редуктора:

,

Где считается по формуле:

.

В данном механизме отсутствует ременная и цепная передача, поэтому можно записать:

Где - передаточное отношение на тихоходном валу;

- передаточное отношение на быстроходном валу.

Передаточное отношение на тихоходном валу можно определить по формуле:

Тогда передаточное отношение на быстроходном валу:

Рассчитаем погрешность редуктора

Погрешность не превышает допустимую (4%)

3.3 Геометрический расчет

3.3.1. Основные параметры зубчатой передачи

Редуктор состоит из четырех зубчатых колёс. Выбираем число зубьев для шестерен:

;

;

Рассчитаем число зубьев для ведомых зубчатых колес:

=97;

Определяем модуль передачи:

К_т=1.4 – коэффициент для прямозубых колес

Ψ_т=10 – коэффициент ширины зубчатого колеса

К=1.3 – коэффициент расчетной нагрузки

Y_F – коэффициент формы зуба

1) Z₁ – Z₂

Z₁=22 Z₂=88

Y_F1=4.1 Y_F2=3.76

Расчет будем вести по шестерне.

мм

Так как в остальных зацеплениях зубчатых колес передаваемый момент меньше, то и модуль будет меньше.

Выбираем модуль из ряда стандартных при условии:

где, _12.

Рассчитаем геометрические параметры колёс

Делительный диаметр:

Диаметр окружности вершин зубьев:

Диаметр окружности впадин зубьев:

Межосевые расстояния:

Ширина колёс: b₂=Ψ_m·m=10*0,4=4 мм;

Ширина шестерён b₁= b₂+ m·(1…2)=2+0,4*2=3 мм

3.3.2 Точность зубчатой передачи

По своему функциональному назначению отнесём зубчатую передачу к категории кинематических и назначим восьмую степень точности по нормам кинематической точности. Так как передача реверсивная, то ужесточим требования по нормам плавности работы зубчатой передачи относительно выбранной степени точности по нормам кинематической точности. Назначим восьмую степень точности по нормам плавности работы.

По нормам полноты контакта зубьев в зацеплении назначим более грубую – девятую степень точности с учётом допускаемых стандартом пределов комбинирования степеней точности.

Точность зубчатой передачи: 8-8-9 В ГОСТ 1643-81.

3.3.3. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность

Определяемая величина	Расчётная формула	Расчёт		Примечание
1	2	3		4
1) Коэффициент свойств материала						E – модуль упругости; υ – коэффициент Пуассона
2) Коэффициент формы контакта				Для прямозубых колёс β=0
3) Коэффициент длины линии контакта				Для прямозубых передач при α=20° kε=1,24
4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями				Для прямозубых колёс
5) Коэффициент ширины венца		=1,0		Для симметричного расположения колёс при HB350
6) Динамический коэффициент		=1,1		Для прямозубых колёс при v5 м/с
7) Коэффициент динамической нагрузки и её неравномерности	=		=1,0*1,0*1,1=1,1
8) Вращающий момент на валу
9) Предел контактной выносливости				При объёмной закалке
10) Коэффициент долговечности	kHN	kHN=1,0		При числе циклов нагружения каждого зуба больше базового
11) Коэффициент шероховатости	kHR	kHR=1,0		При Ra=0,631,25
12) Коэффициент скорости	kHυ	kHυ=1,0		При HB350 и v5 м/с
	kHL	kHL=1,0		Для закрытых передач

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75