Вариант №3-4 (стр. 2 )

Выразим полученные передаточные отношения через зубчатые колёса из стандартного ряда. Здесь нужно учесть заданный присоединительный размер . Предварительно примем внешний диаметр ступицы выходного зубчатого колеса равным , а делительный диаметр самого зубчатого колеса : больше делать не стоит из-за увеличения момента инерции, что противоречило бы критерию конструирования. Также такой диаметр предусматривает использование на данной ступени люфтовыбирающего колеса и применение подшипников для валов шестерни и колеса. Модуль зацепления последней (выходной) передачи ограничен по техническому заданию , который и применим для последней ступени (проверку выполним позже). Погрешности, полученные вследствие использования большего модуля, будут скомпенсированы использованием люфтовыбирающих колес. Таким образом, используя соотношение , где - модуль зацепления последней (шестой) передачи, получим число зубьев выходного ЗК: . Число зубьев на шестерне возьмем , тогда передаточное отношение шестой ступени: . Для остальных ступеней число зубьев на шестернях примем равным 17. Используя таблицу 1, таблицу стандартных чисел зубьев ЗК и соотношение , где - число зубьев шестерни k-ой передачи, - теоретическое передаточное отношение k-ой передачи, найдем числа зубьев колес на остальных пяти ступенях. Получаем:

По результатам расчетов заполним таблицу 2, при этом посчитав реальные передаточные отношения ступеней по формуле .

Номер ступени	Передаточное отношение	Назначенные числа зубьев
Шестерня	Колесо
1	1.47	17	25
2	1.53	17	26
3	1.65	17	28
4	2.00	17	34
5	2.82	17	48
6	5.00	20	100

Табл.2

Вследствие выбора колёс из стандартного ряда передаточные отношения отличаются от выбранных по номограмме. Поэтому появляется погрешность реального передаточного отношения относительно рассчитанного, которая должна быть меньше, чем 0.27%..

А именно:

- реальное передаточное отношение, при этом мы рассчитали, что , поэтому

, что меньше по модулю, чем 0.27%, то есть погрешность допустимая.

Таким образом, выбор количества зубьев на колесах и число передач проведен успешно.

Силовой расчет ЭМП

Расчет моментов в кинематической цепи привода.

Найдем максимальные крутящие моменты, действующие на каждом валу, при известном моменте нагрузки, количестве ступеней и распределению общего передаточного отношения по ступеням.

Здесь было принято, что КПД одной пары опор , а КПД одной передачи .

Предварительная проверка правильности выбора электродвигателя.

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

При предварительном расчете используем следующую формулу для приведенной к входному валу динамической нагрузки:

,

где - угловое ускорение входного вала редуктора ();

- угловое ускорение выходного вала;

- момент инерции нагрузки;

- момент инерции ротора двигателя;

- коэффициент, учитывающий инерционность редуктора ;

- КПД редуктора .

Тогда получаем:

Так как пусковой момент двигателя , то предварительно заключаем, что по этому параметру двигатель для проектируемого привода подобран верно.

Расчет зубчатых передач на прочность.

Примем, что все шестерни выполнены из одинакового материала и что все колеса выполнены тоже из одного материала. Выберем для изготовления колес углеродистую сталь Ст40, а для шестерней Ст40Х, поскольку они имеют хорошие физические и технологические свойства, а также в виду распространенности этих марок сталей.

Физико-механические характеристики стали Ст40Х

Коэффициент линейного расширения :

Модуль упругости первого рода :

Плотность :

Предел прочности :

Предел текучести :

Общая твердость поверхности :

Предел выносливости вычислим по формуле:

Допускаемое напряжение при расчете на изгиб определяется по формуле:

где - запас прочности.

Допускаемое контактное напряжение:

Физико-механические характеристики стали Ст40

Коэффициент линейного расширения :

Модуль упругости первого рода :

Плотность :

Предел прочности :

Предел текучести :

Общая твердость поверхности :