3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции

Так как редуктор имеет один двигатель и один выходной вал, то требуемую мощности в ваттах определяют из соотношения [1]:

(1)

Здесь

N – расчетная мощность двигателя [Вт];

ω – угловая скорость на выходном валу привода;

M_н – момент нагрузки привода.

η_р – КПД редуктора. Поскольку используется цилиндрический зубчатый редуктор открытого типа, η_р = 80%;

ξ – коэффициент запаса двигателя, выберем ξ=1,2.

Подставляя значения в формулу (1) получаем расчетное значение мощности двигателя:

Вт.

По рассчитанной мощности N= 5Вт и рекомендациям ТЗ выбираем двигатель ДПР-52-Ф1-02 с характеристиками (табл. 2):

Таблица 2. Характеристики двигателя ДПР-52-Ф1-03

Мощность PН, Вт	6.15
Номинальный момент Mном, Н*мм	9,8
Пусковой момент Мп, Н*мм	68.7
Скорость вращения вала nном, об/мин	6000
Момент инерции ротора Jр, кг*см2	0,017
Напряжение питания U, В	27
Срок службы Т, ч	1000
Масса m, кг	0,25

4. Кинематический расчёт проектируемой конструкции

4.1. Определение общего передаточного отношения

По известным значениям скоростей на входе n_ном и n_вых определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле [1]:

(2)

Частота вращения выходного вала n_вых, [об/мин] может быть найдена по формуле:

₍₃₎

Подставляя полученные скорости в формулу (2) имеем:

₍₄₎

4.2. Определение числа ступеней

Поскольку в ТЗ не задан критерий расчета, проведем расчет по трём критериям [1,2]: минимизация габаритов, минимизация массы и минимизация погрешностей и выберем среднее число ступеней. А затем произведем разбивку общего передаточного отношения.

1) Критерий минимизации габаритов

(5)

2) Критерий минимизации массы (быстродействие)

(6)

3) Критерий минимизации погрешностей

(7)

Выберем число ступеней n=5.

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

Поскольку n=5, передаточное отношение каждой ступени будет порядка: . С целью уменьшения габаритов выберем небольшие числа зубьев для колес: z_кол=50, 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 формуле определим передаточные отношения каждой ступени.

Выбирая числа зубьев будет 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	2,5	18	45
3-4	2,64	17	45
5-6	2,82	17	48
7-8	2,82	17	48
9-10	2,94	17	50

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 (8)

Фактическое передаточное отношение i_фактич находим по формуле [1]:

. (9)

Вычисляем погрешность передаточного отношения:

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