2. Предварительный выбор двигателя
2.1 Расчёт требуемой мощности двигателя
Так как механизм ещё не спроектирован и не известен его действительный КПД, то зададимся его значением fпределах 0,4…0,7. В данном курсовом проекте примем КПД равным 0,5. Тогда мощность двигателя определим по формуле [2]
(2.1)
где PIII – мощность снимаемая с выходного валаIII(см. кинематическую схему, рис. 1.1),PIII=10 Вт,
ηо – принятый выше КПД,ηо = 0,5.
По формуле (2.1) мощность двигателя
2.2 Выбор двигателя
Выбор двигателя заключается в подборе наиболее рационального типа (серии) двигателя и конкретного двигателя в намеченной серии в зависимости от требуемой мощности. По рассчитанной мощности из каталога подберём подходящий тип двигателя. В данном курсовом проекте возьмём двигатель марки УАД – 52, мощность которого 20 Вт, частота вращения n=2700 об/мин, момент инерции ротора 0,225 кгּсм2.
3. Расчёт редуктора
3.1 Кинетический расчёт
Общее передаточное отношение определим по формуле [2]
(3.1)
где nдв – частота вращения двигателя, об/мин,
nвых – частота вращения выходного валаIII, об/мин.
По формуле (3.1) получим
Так как полученное значение передаточного числа удовлетворяет условию Up < 8, то выбранный выше двигатель подойдёт для использования в данном курсовом проекте.
3.2 Расчёт геометрических размеров
Основными параметрами, определяющими габаритные размеры зубчатой передачи является нормальный и торцовый (для косозубых передач) модули и число зубьев колёс. В механизмах зубчатые передачи проектируют исходя из конструктивных и технологических соображений. Все зубчатые колёса механизма чаще всего имеют одно значение модуля, величиной которого задаётся. С целью обеспечения возможности увеличения диаметра выходного вала до диаметра винта, что позволит упростить конструкцию узла, зададимся нормальным модулем, большим 0,8 мм. Примем нормальный модуль mn равным 1мм [3].
Числа зубьев всех ведущих колёс (шестерён) желательно принимать одинаковыми, выбирая из промежутка 17…28. Задавшись числом зубьев ведущего колеса 3 равным z3=21, по формуле
(3.2)
определим число звеньев z4ведомого колеса 4:
z4 = 3,86 · 21 = 81,06.
Определим полученное значение z4до ближайшего целого: 81,06≈81.
Уточним передаточное отношение редуктора по формуле (3.2):
Для косозубой зубчатой передачи 3,4 (см. кинематическую схему) расчёты геометрических размеров ведутся по торцовому модулю mt, который определяется по формуле
(3.3)
где β – угол наклона зубьев, выбираемый в приделах 8…150.
Примем β = 110, тогда по формуле (3.3) получим
Определим нормальный и торцовый шаг по формулам
(3.4)
(3.5)
откуда
Диаметры делительных окружностей зубчатых колёс для цилиндрических косозубых передач рассчитываем по формуле
(3.6)
откуда диаметр делительной окружности шестерни 3:
диаметр делительной окружности колеса 4:
Рассчитываем высоту делительной головки зуба haи высоту делительной ножки зубаhfпо следующим формулам:
(3.7)
(3.8)
где ha* - коэффициент головки зуба, принимаемый равным 1,
c* - коэффициент радиального зазора, принимаемый дляmn≥1мм равным 0,25.
Согласно формулам (3.7) и (3.8) получим:
Расчёт высоты зуба производится по формуле
(3.9)
откуда
Длину зуба ведомого колеса 4 принимаем равной
(3.10)
а именно: 
Длина зуба шестерни 3
(3.11)
откуда получим:
Расчёт диаметра окружности впадин для колёс с внешним зацеплением осуществим по формуле
(3.12)
для шестерни 3:
для колеса 4:
Диаметр окружности выступов для колёс с внешним зацеплением рассчитываем по формуле
(3.13)
для шестерни 3:
для колеса 4:
Межосевое расстояние для пары косозубых колёс 3,4 рассчитываем по формуле
(3.14)
откуда получим:
