1. эмп (классификация, назначение и применение) (стр. 4 из 6)

Вычисляем J_ПР = J_Р + J_ПР/ i₀² = 0,0057×10^-4 + 0,5/873² » 1,23×10 ^-6кг×м²

Вычисляем расчётную мощность :

P_P =

В_Т

P_НОМ =

В_Т

Двигатель ДПР-52-Н1-08:

J_Р = 0,017×10^-4кг/м ² ;

wДВ_ном = n_НОМ×2p/60 =

рад/с ;

i₀ = wДВ_ном / wн_max =

» 872,7 ;

Вычисляем J_ПР = J_Р + J_ПР/ i₀² = 0,017×10^-4 + 0,5/873² » 2,36×10 ^-6кг×м²

Вычисляем расчётную мощность :

P_P =

В_Т

P_НОМ =

В_Т

Сравним характеристики двигателей:

Типоразмер	PНОМ, ВТ	PP , ВТ	nНОМ,мин-1	Срок службы ,ч	Габариты, мм ´ мм
ДПР-32-Ф1-08	0,524	0,37	2500	3000	46 ´ 20
ДПР-42-Ф1-08	1,31	0,413	2500	2500	54 ´ 25
ДПР-52-Ф1-08	2,62	0,542	2500	2500	64 ´ 30

Сравнивая эти двигатели видим, что в отношении габаритов они практически равноценны. Редукторы будут иметь одинаковое число ступеней. Остановим свой выбор на ДПР-32-Ф1-08, так как нам не нужен большой запас по мощности.

Выпишем характеристики ДПР-32-Ф1-08 :

U, B	МНОМ, Н×мм	nНОМ, мин-1	МП, Н×мм	JР ´ 10-4, кг×м2	Срок службы ,ч
12	2,0	2500	4,6	0,002	3000

2. Кинематический расчёт

Передача цилиндрическими прямозубыми колёсами внешнего зацепления передаёт движение между параллельными валами и является самым распространённым видом передачи, так как обладает целым рядом достоинств, к числу которых надо отнести технологичность конструкции, наибольшую достижимую точность обработки колёс и монтажа их, высокий к. п. д., небольшую стоимость В первую очередь проектант должен остановить свой выбор на этой передаче и отдавать предпочтение другим передачам в случае невозможности удовлетворить требованиям технического задания с помощью передачи цилиндрическими прямозубыми колёсами с внешним зацеплением. Передаточное отношение i = 1 . . 8, причём для эвольвентного зацепления наиболее часто применяются значения 1 . . 6, а для часового и цевочного 6 . . 8.

Передача коническими прямозубыми колёсами служит для передачи движения между валами , оси которых пересекаются. Межосевой угол d выбирается в пределах 10..170°. Чаще всего d=90°. По сравнению с цилиндрическими передачами обладают меньшей плавностью в работе, меньшей точностью, более низким к. п. д., нетехнологичны в изготовлении, сложны в монтаже. Передаточное отношение i = 1 . . 5. При скоростях V ³ 2 . . 3 м/с требуют шлифования зубьев. Для правильного монтажа конических колёс необходимо предусмотреть возможность регулирования положения колёс, так как они особенно чувствительны к ошибкам в зацеплении, Недостатком конических колёс является также наличие осевых усилий и необходимость консольного крепления одного из колёс. Желательно избегать применения конических колёс в точных отсчётных передачах.

Червячная передача передаёт движение перекрещивающимся валам. Червячная передача отличается компактностью при больших передаточных отношениях и бесшумностью. Однако червячные передачи обычно обладают низким к. п. д., а также возможностью заклинивания при реверсе, если угол подъёма винтовой линии мал. Это ограничивает, а зачастую и исключает возможность их применения в реверсивных передачах следящего привода. Изготовление точных отсчётных червячных передач очень трудоёмко. Передаточное отношение червячной передачи лежит в пределах 7 . . 500. Наиболее употребительным считается диапазон i = 12 . . 150. В отдельных случаях диапазон i может быть расширен от 5 до 1500. Червячная передача требует повышенной точности сборки и нуждается в обильной смазке. Значительные осевые усилия требуют применение радиально-упорных подшипников.

Выберем для редуктора цилиндрическую передачу, исходя из требований соосности входа и выхода.

Выберем минимальное число зубьев из ряда возможных z = 16 , так как это обеспечивает минимальные массу и габариты привода, и является минимальным из тех, которые могут обеспечить требуемое пердаточное отношение при расчитанном количестве ступеней редуктора.

Определим общее передаточное отношение и число ступеней:

i₀ = w_ДВном / w_нmax =

» 520

Принимаем передаточное отношение для всех колёс одинаковое, то есть

i₁= i₂ = i₃ = . . . = i_n Þ i₁ⁿ = i₀. Оптимальное число ступеней редуктора при условии минимума габаритов проектируемого редуктора вычислим по формуле:

n_опт = 1,85 lg i₀ ,принимая i₁ = 3,5 . . 5.

Получаем ориентировочное число ступеней n = 4 (так как n = lg (i₀)/lg(i₁) » 3,8 . . 4,1)

(кинематическая схема ЭМП прилагается)

2.1. Расчёт моментов

Полный момент нагрузки на выходном валу М_вых складывается из статического момента нагрузки М_Нmax и динамического М_Двых:

Н мм

Запишем формулу для поиска моментов на валах редуктора

,

где

— искомый момент на данной ступени ;

— известный момент на предшествующей ступени;

— передаточное отношение ступени n,(n-1) ;

— к. п. д. ступени n,(n-1).

Зацепление 4:

Н мм

Зацепление 3:

Н мм

Зацепление 2:

Н мм

Зацепление 1:

Н мм.

Вывод: Следовательно

не превышает максимально допустимого значения момента на валу двигателя равного 20 Н мм, что позволяет оставить в схеме выбранный двигатель

ДПР-62-Н1-08.

2.2. Расчёт механических передач

а) пределение модулей зубчатых колёс

В связи с тем, что входной и выходной валы редуктора являются соосными, для точной сборки и безупречной работы механизма модуль всех ступеней редуктора выберем одинаковым, рассчитанным для зацепления 4:

,

где K — коэффициент запаса;

M — расчётный момент;

— коэффициент длины зуба;

— коэффициент прочности зуба;

— допустимое напряжение;

у нас :

K = 1,5;

= 6,9 (для прямозубых колёс = 6 . . 10 , берём значение = 6,9, так как влияет на ширину колёс нам вполне хватает такого значения);

= 4,3 (так как материалы всех колёс одинаковые);

s_F = 150 МПа .

Итак:

мм

Округляем полученные значения модулей до ближайшего больших из стандартного ряда модулей: