2. Выбор электродвигателя.

Электродвигатель привода машины выбираем исходя из номинальной мощности, частоты вращения ротора, а также по оптимальному сочетанию основных характеристик двигателя – массе, к.п.д., пусковому моменту и т.д. Из каталога электродвигателей выписываем в табл. 1 параметры трёх электродвигателей с ближайшей большей мощностью к N_дв..

Таблица 1. Параметры и характеристики электродвигателей

N п/п	Тип электродвигателя	Мощность, кВт	При номинальной мощности			Мп/Мн	Маховый момент ротора, кгм2	Передаточное отношение редуктора
			Ном. частота вращения, мин1	к.п.д., %	cos 
1	4A80А8Y3	0,35	675	61,5	0,65	1,6	0,135	26,36
2	4A71А6Y3	0,37	910	64,5	0,69	2	0,067	35,54
3	4A63В4Y3	0,37	1365	68	0,69	2	0,055	53,32

Чтобы получить частоту вращения кривошипа п_КР = 42 об/ мин , в каждом из этих случаев привод должен содержать понижающую передачу с предельным отношением

Анализируя параметры и характеристики электродвигателей для дальнейших расчётов выбираем двигатель №3.

4,. Синтез зубчатого механизма.

Для снижения частоты вращения электродвигателя до необходимой (равной частоте вращения кривошипа) используется зубчатая передача, состоящая из планетарного механизма и уравнительной пары зубчатых колёс.

Рис.2 Схема редуктора

Числа зубьев колес зубчатого механизма подбираются из условий: а) получения требуемого передаточного отношения; б) правильности зацепления; в) соосности; г) соседства; д) сборки.

Планетарный механизм с передаточным отношением Число зубьев первого колеса дано и известно Z₁=20.

По условие соосности число зубьев сателлита: Z₁ + 2Z₂ = Z₃ , откуда:

Z₂ = 0.5(Z₃ – Z₁) = 0.5(90 – 18 ) = 45

По условию правильности зацепления:

По условие соседства:

Принимаем число сателлитов К = 3. Проверяем возможность сборки полученного механизма:

, где К - число сателлитов, П и Ц – целые числа.

Получаем:

Это равенство выполняется при П=0. Окончательно принимаем для планетарного механизма: Z₁ = 20; Z₂ = 45; Z₃ = 110; K=3; U_пл = 6,5.

Для уравнительной зубчатой передачи находим уточненное значение передаточного отношения: . Приняв Z₄ = 17, найдем Z₅ = 17 ^.1,25  25.17.

Общее передаточное отношение привода U_ПЕР =6,5 ^. = 10,562. Расхождение с требуемым .

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу (на валу – водила). Момент на этом валу

, где номинальная угловая скорость двигателя . Модуль . Ближайший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m = 2 мм.

Модуль зубчатых колес уравнительной передачи рассчитываем по моменту на валу кривошипа

Тогда

Принимаем m₁ = 2,5 мм. учитывая повышенный износ при работе без смазки открытой уравнительной передачи.

Определяем делительные диаметры колес: d_i = m_i ^. Z_i.

d₁ = 40 мм.

d₂ = 90 мм.

d₃ = 71 мм.

d₄ = 42,5 мм.

d₅ = 52.5 мм

Диаметр водила Н:

d_H  d₁ + d₂ = 130 мм.

Принимаем d_H = 135 мм.