Строим кинематическую схему с обозначением на ней всех колёс, вращающих моментов и частот вращения ступеней

Выбор схемы и предварительные расчеты

 

Имеем механизм с вращательным движением выходного звена прибора

Момент на выходе редуктора 15 Нм

Частота вращения на выходе редуктора 20 об /мин

 

1.1 Потребная мощность электродвигателя определяется на основании заданных на выходе редуктора величин крутящего момента и угловой скорости.

[Вт] , где

T_вых–момент на выходе редуктора

ω_вых-угловая скорость на выходе редуктора

n_вых- частота вращения на выходе редуктора

КПД механизма на данном этапе расчета выбираем из диапазона (0.7..0.8).

1.2 По известной потребной мощности двигателя осуществляем его подбор:

Тип двигателя: ДАТ-60-12

Основные технические характеристики:

Номинальная мощность: 60 Вт;

Частота вращения: 1100 об/мин;

Масса: 650 г.

 

Эскиз двигателя:

 

 

Определим общее передаточное число редуктора

 

,

 

Где n_эл – частота вращения вала двигателя.

 

Выберем трёхступенчатый планетарный редуктор, каждая ступень которого ступень Джемса.

 

где N-число ступеней. Назначаю N=3.

 

 

- среднее передаточное число ступеней.

Для планетарных редукторов передаточные числа ступеней рекомендуется брать одинаковыми. Принимаю:

 

=U₁=U₂=U₃=8,2

Проверяем точность обеспечения U_общ.(2-3%):

 

 

1.4 Определим число зубьев зубчатых колёс:

 

Число зубьев центрального колеса планетарной передачи берём из диапазона Z₁=18..22, Z₃≥80, Z₂>25.

 

Z₁=20 ;

 

Число зубьев неподвижного колеса определяется по формуле Виллиса:

Z₃=(U_ст.-1)·Z₁=(8.2-1)·20=144

Число зубьев сателлитов определяем из условия соосности:

 

Z₁+Z₂=Z₃-Z₂ ;

Z₂=(Z₃-Z₁)/2=(144-20)/2=62

 

1.5 Определяем количество сателлитов:

 

2 условия:

1 )Условие соседства, из которого определяем максимально возможное количество сателлитов (K_max):

 

=1 - коэффициент высоты головки зуба зубчатого колеса с эвольвентным профилем зубьев.

 

рад.

2 ) Условие даёт возможность определить максимальное количество сателлитов:

 

 

Тогда K=1, 2, 3

 

 

Гдеp – количество полных оборотов водила.

Возьмём p=0, тогда

 

 

С – целое число.

 

- целое

 

- не целое

 

Выбираем количество сателлитов K=2, так как чем больше сателлитов, тем меньше нагрузка на колёса.

 

Определяем вращающие моменты на промежуточных валах редуктора.

Гдеη_ст.- КПД ступени берётся в диапазоне (0,96…0,98)

 

 

1.7 Определяем частоту вращения валов редуктора:

 

 

№ ступени	Двигатель	I	II	III
n, об/мин			163.593
Т,Н·м	0.031	1.905	2.242

строим кинематическую схему с обозначением на ней всех колёс, вращающих моментов и частот вращения ступеней.

 

 

1.10 Вычисляем межосевое расстояния a_w из расчёта на контактную прочность закреплённой зубчатой передачи.

 

 

- передаточное число первого колеса ко второму при неподвижном водиле

 

- допустимое контактное напряжение. В нашем случае для стали равно 600 МПа

1МПа=600 Н/мм²

Т_i– момент на входе ступени (Н·мм);

K_H – коэффициент нагрузки

 

 

K_HB – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, берётся из диапазона (1,1…1,4);

K_HC – учитывает неравномерность распределения нагрузки между сателлитами, берётся из диапазона (1,1…1,4);

Принимаю:

K_HB=1,1

K_HC=1,1

 

=1,1·1,1=1,21

 

- коэффициент относительной ширины передачи, берём в диапазоне (0,05…0,25).

0,05 – для быстроходных передач;

0,25 – для тихоходных передач.

 

 

 

По величине a_wопределяем модуль зацепления колёс:

 

 

Величину m округляем до следующего стандартного значения по ГОСТ 9563-60 и вычисляем уточнённое межосевое расстояние: