?А = Н2·?М·??? = 55·0,00598·0,0262 = 0,00325 ,

Припускаємо, що момент рушійних сил постійний. На діаграмі роботи сил корисного опору відкладаємо відстань (12-12') вертикально вгору і з'єднуємо одержану точку 12' з початком координат точкою О, одержана пряма є графіком робіт рушійних сил.

2.4 Побудова графіка зведеного моменту рушійних сил і визначення потужності електродвигуна.

Для цього на графіку зведеного моменту сил корисного опору з полюсу Р проводимо пряму паралельну прямій 0 12'' на графіку робіт рушійних сил, до перетину з віссю ординат. З одержаної точки перетину проводимо горизонтальну пряму, яка буде графіком зведеного моменту сил корисного опору, заміряємо ординату проведеної прямої

0М = 25,6 мм, числове значення зведеного моменту рушійних сил

M= 0М·?М = 25,6·0,00598 = 0,1531 Н·м.

Потужність приводу визначаємо за формулою

Р = = = 3,523 Вт,

де = · = 0,95·0,956 = 0,908;

= 0,95 ккд планетарного механізму;

= 0,975·0,99= 0,956 ккд редуктора.

2.5 Підбір електродвигуна (трьох фазний асинхронний). Визначення передаточного відношення планетарного редуктора і передаточного числа

Вибираємо двигун УАД - 22 потужність 4 Вт.

Напруга 220 В частота змінного струму 50 Гц, число пар полюсів два, основне виконання (А) з одним вихідним кінцем вала, з вентилятором. Синхронна частота обертання n = 2500 об/хв.

Загальне передаточне відношення приладу між двигуном і кривошипом важільного механізму:

і= = = 12,5;

отримане передаточне відношення розбиваємо:

і= i· i

Для цього користуємося рекомендаціями різних передаточних відношень для зубчатих передач:

i= 4,0;

тоді

i= = = 3,13;

2.6 Розрахунок і викреслювання зубчатої передачі рядного редуктора.

2.6.1 Геометричний синтез зубчастої передачі

Приймаємо iзп = 4,0, причому iзп = u.

Вибираємо число зубців триба z1 = 20 (17<z1<24)

Обчислюємо число зубців на другому колесі, за наступним відношенням:

z2 = z1·u = 20·4 0 = 80.

де число, яке заокруглює z2 до цілого.

Уточнюємо знак передаточного числа

u = = 4;

Вибираємо модуль передачі, оскільки навантаження на передачу невелике, то приймаємо: m = 0,5 мм. Виконуємо геометричний розрахунок передачі.

Обчислюємо діаметри ділильних, вершинних і западин кіл.

d= m·z= 0,5·20 = 10 мм;

d= m·z= 0,5·80 = 40 мм;

d= m·(z + 2h*)= 0,5·(20 + 2·1) = 11 мм;

d= m·(z+ 2h*)= 0,5·(80 + 2·1)= 41 мм;

d= m·(z – 2( h*+ C* ))= 0,5·(20 – 2·(1+0,3)) = 8,7 мм;

d= m·(z– 2( h*+ C* )) = 0,5·(80 + 2·(1 + 0,3 ))= 38,7 мм;

Обчислюємо діаметри основних кіл.

d= m·z·cos = 0,5·20· cos 20 = 9,397 мм;

d= m·z·cos = 0,5·80· cos 20 = 37,586 мм;

Обчислюємо товщину зубців і ширину западин по ділильному колу

s= s= e= e= = = 0,785 мм

Обчислюємо висоту зубців за формулою:

h = m= 0,5·(2·1 + 0,3) = 1,15 мм,

Міжосьва відстань розраховується за наступною формулою:

a= 0,5m·(z+ z) = 0,5·0,5·(20 + 80) = 25 мм;

Визначаємо ширину зубчатого вінця:

b = 6·m = 6·0,5 = 3,0 мм;

Визначаємо коефіцієнт перекриття зубчатої передачі:

= arccos = arccos = 31,321;

= arccos = arccos = 23,540;

= + = ( tg 31,321 ? tg 20 ) +

+ (tg 23,540 ? tg 20 ) = 1,69;

= 1,69 > 1,2.

2.6.2. Перевірочний розрахунок зубчатої передачі на контактну втому і втому при згині.

Вибираємо матеріал для шестерні і колеса з середніми механічними властивостями: для шестерні Сталь 45 ГОСТ 1050, термообробка поліпшення НВ 230; для колеса Сталь 45 ГОСТ 1050, термообробка поліпшення НВ 200 [ 3, с.34, таблиця 3.2].

Допустимі контактні напруження

[?] = ,

де ?– границя витривалості при базовому циклі.

Для вуглецевих сталей при твердості НВ < 350 і термообробці поліпшення

?= 2НВ + 70

K ? коефіцієнт довговічності, при числі циклів навантаження більше базового, при довготривалій експлуатації редуктора, приймаємо K???

коефіцієнт безпеки [S] = 1,10.

Для прямозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження

[?] = 0,45( [?] + [?] );

для шестерні [?] = = 482 МПа;

для колеса [?] = = 428 МПа.

Тоді розрахункові допустимі контактні напруження

[?] = [?]=428 МПа.

Коефіцієнт навантаження

K = K K K;

Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

= = = 0,3;

K = 1,03 при = 0,3 і НВ < 350 і симетричному розташуванні коліс [3, c.39, таблиця 3.4];

Колова швидкість коліс

v = = = 0,42 ;

K = 1,0 при 8 – му ступені точності і v = 0,42 ,[3, c.39, таблиця 3.5];

K = 1,05 при v = 0,42 ,[3, c.32];

K = 1,03·1,0·1,05 = 1,08;

Перевіряємо контактні напуження

? = = · =

= 257,31 МПа < [?] = 428 МПа

де Т M= 0,1531 Н·м.

Отже вибраний матеріал для зубчатих коліс задовольняє умову контактної витривалості активних поверхонь зубів

Виконуємо перевірочний розрахунок по напруженнях згину

Сили діючі в зачеплені

колова F = = = 17,755 Н;

радіальна F= F tg ? = 17,755 ·tg 20 = 6,463 Н;

Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням згину

?= < [?],

де коефіцієнт навантаження K = KK

K = 1,06 при = 0,300; твердості НВ < 350 і симетричному розташуванні коліс відносно опор [3, c. 43, таблиця 3.7];

K = 1,25 при v = 0,38 і 8 – му ступені точності

[3, c. 43, таблиця 3.8].

K = 1,06·1,25 = 1,33.

Y = 4,09; Y = 3,71 [3, c.42].

Допустимі напруження

[? ] = ,

для шестерні ?= 1,8·НВ = 1,8·230 = 415 МПа,

для колеса ?= 1,8·НВ = 1,8·200 = 360 МПа, [3, c.44, таблиця 3.9].

[S] = [S]'·[S]'' – коефіцієнт безпеки;

[S]' = 1,75; [3, c.44, таблиця 3.9]

[S]'' = 1,0;

[S] = 1,75·1 = 1,75.

Допустимі