2.2 Основні етапи роботи, їх об’єм і зміст

2.2.1 Вибір електродвигуна і передаточного відношення приводу

Розрахункову частину курсової роботи починають з вибору типу і марки електродвигуна приводу.

Для приведення в дію приладів застосовуються, як правило, електродвигуни невеликих потужностей, приблизно до 600 Вт. Це можуть бути як прості і надійні в експлуатації асинхронні трьох- і однофазні електродвигуни (довгочасний режим роботи, постійне навантаження), так і синхронні, або електродвигуни постійного струму. Останні знайшли дуже широке застосування в приладобудуванні завдяки своїм хорошим пусковим характеристикам, можливості регулювати кутову швидкість у досить широких межах. Вони надійно працюють в довгочасному і короткочасному режимах роботи, при перевантаженнях, великих пускових моментах.

Номінальна потужність електродвигуна вибраної серії визначається, виходячи з мінімально необхідної розрахункової потужності N_min.p, необхідної для приведення в рух механізму чи приладу із врахуванням коефіцієнта корисної дії електромеханічного приводу (редуктора, відкритої передачі тощо)

(2.1)

де N_вих. - потужність на вихідному валу механізму;

k – коефіцієнт запасу, що враховує можливі зміни величини навантаження або моменту електродвигуна по тих чи інших причинах, при відсутності перевантажень приймають k = 1,05…1,1;

_заг = ₁₂…n – загальний к.к.д. приводу, який визначається як добуток величин к.к.д. послідовно розташованих ступеней передач і опорів валів; в проектних розрахунках к.к.д. окремих елементів приводу невідомі і ними потрібно задатись.

Якщо задані обертовий момент М_вих і кутова швидкість _вих на вихідному валу, то N_min.p можна визначити по формулі:

По довідковій літературі [3,4,11,12,14] вибирається конкретний електродвигун з потужністю Nном., більшою або рівною Nmin.p (Nном. Nmin.p).

Слід мати на увазі, що в подальших силових розрахунках потрібно враховувати не номінальну потужність електродвигуна Nном, а задану потужність на вихідному валу N_вих.

Загальне передаточне відношення приводу визначають після вибору двигуна за формулою:

і_заг = _дв / _вих , (2.2)

де _дв і _вих – кутові швидкості вала двигуна і вихідного вала приводу відповідно.

При розподілі загального передаточного відношення приводу між ступенями (і_заг=і₁^.і₂^. _…^.і_п) можна керуватись рекомендаціями, приведеними, наприклад, в [1,3,7,8].

2. Розрахунок зубчастих передач на міцність

Розрахунки зубчастих передач приладних пристроїв мають свої особливості порівняно з силовими зубчастими механізмами, що застосовуються в машинобудуванні.

В приладах точної механіки, пристроях вичислювальної техніки, роботах та ін. застосовуються кінематичні та силові зубчасті передачі, які працюють в принципово різних умовах. Кінематичні передачі практично не навантажені зовнішніми силами. При проектуванні таких мілкомодульних малогабаритних передач розрахунки на міцність, як правило, не виконують, а розміри їх визначають, виходячи з геометричного розрахунку та конструкторсько-технологічних умов. В курсовій роботі рекомендується для тихохідної ступені таких передач (як найбільш навантаженої) після геометричного розрахунку виконати перевірний розрахунок зубів на втомну міцність при згинанні. В силових передачах руйнування зубів найчастіше виникає внаслідок втоми матеріалу, тому що основний режим навантаження зубів – циклічний, навіть якщо зовнішнє навантаження на передачу постійне. Для запобігання руйнуванню зубів і забезпечення високої надійності передачі виконується розрахунок зубчастих вінців коліс на міцність з врахуванням втоми матеріалу.

Можливі два види розрахунків: проектний і перевірний. В ході проектного розрахунку, як правило визначають один із слідуючих параметрів передачі: міжосьову віддаль а_, діаметр ділильного кола d або модуль зачеплення m. Перевірний розрахунок передбачає визначення по заданих навантаженнях і розмірах передачі (знайдених в ході геометричного розрахунку) найбільших контактних та згинних напружень і порівняння їх з допустимими.

Силові зубчасті передачі приладів точної механіки, контрольно-вимірювальних приладів та вичислювальних систем часто виконуються відкритими і працюють в умовах напівсухого тертя. Це приводить до значного спрацювання, яке, як правило, випереджує процес втомного викришування активної поверхні зубів (виникнення під дією циклічних контактних напружень втомних тріщин в поверхневих шарах матаріалу зубів, подальший розвиток яких призводить до викришування частинок металу). Тому для відкритих погано змащуваних зубчастих передач найперше виконують розрахунки на втомний згин (проектний розрахунок), а потім перевіряють зуби на втомну міцність за контактними напруженнями (перевірний розрахунок). Для закритих передач, які працюють в рідкому мастилі, першим виконують розрахунок на контактну втомну міцність (проектний), а перевіряють їх на втомний згин.

Стандартним для циліндричних і конічних зубчастих передач є нормальний модуль m. Значення його, отримані в ході проектного розрахунку, або прийняті з конструктивних міркувань, повинні бути узгоджені з ГОСТ 9563- 60 (СТ СЭВ 310-76):

1-й ряд	0,2	0,25	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8	1	1,25	1,5	2	...
2-й ряд	0,22	0,28	0,35	0,45	0,55	0,7	0,9	1,125	1,375	1,75	2,25	...

В черв’ячних передачах стандартними є два параметри: осьовий модуль черв’яка m (він же коловий модуль для черв’ячного колеса) і коефіцієнт діаметра черв’яка q. Значення m і q повинні бути узгоджені із ДСТУ2458-94 (ГОСТ2144-93):

m,мм	0,1;	(0,12);	0,125;	(0,15);	0,16;	0,2;	0,25;	(0,3);	0,315;	0,4;
	0,5;	(0,6);	0,63;	0,8;	1;	1,25;	(1,5);	1,6;	2;	.....
q	6,3;	(7,1);	8;	(9);	10;	(11,2);	12,5;	(14);	16;(18)	(22,4);
	(25);

Менші значення q застосовуються у швидкохідних передачах для обмеження колових швидкостей, більші – для підвищення жорсткості черв’яка при високих передаточних відношеннях.

Усі види зубчастих передач стандартизовані (табл. 2.1)

Таблиця 2.1 Основні стандарти на зубчасті передачі

Вид передачі	Стандарт на передачі
	циліндричці	рейкові	конічні	черв’ячні
Терміни і позначення	ГОСТ 16530 83 (СТ СЭВ 3295-81)
	ГОСТ 16531-83 (СТ СЭВ 3294-81)		ГОСТ 19325-73	ГОСТ 18498-73
Розрахунок геометрії	ГОСТ 16532-70 (зовнішнє зачеплення); ГОСТ 19274-73 (внутрішнє зачеплення)	-	ГОСТ 19624-74 (прямозубі); ГОСТ 19326-73 (з круговими зубами)	ГОСТ 19650-74
Мо- дулі	ГОСТ 9563-60 (СТ СЭВ 310-76)			ДСТУ2458-94 (ГОСТ2144-93)
Вихідний контур	ГОСТ 9587-81 (СТ СЭВ 309-85) для зубчастих коліс з 0,1  m  1			ГОСТ 20184-81 (СТ СЭВ 1912-79); ГОСТ 19036-81)
	ГОСТ 13755-81 для зубчастих коліс з m  1		ГОСТ 13754-81 (СТ СЭВ 516-77)- прямозубі; ГОСТ 16202-81 (СТ СЭВ 515-77)- з круговими зубами
Основні параметри	ГОСТ 2185-66 (СТ СЭВ 229-75); ГОСТ 13733-77	-	ГОСТ 12289-76	ГОСТ 2144-76 (СТ СЭВ 221-75, СТ СЭВ 267-76, СТ СЭВ 2820-80)
Розрах. на міцність	ГОСТ 21354-75
Умовні позначення	ГОСТ 2.402-68 (СТ СЭВ 286-76)
Правила вик. креслень	ГОСТ 2.403-75 (СТ СЭВ 859-78)	ГОСТ 2.404-75 (СТ СЭВ 859-78)	ГОСТ 2.405-75 (СТ СЭВ 859-78)		ГОСТ 2.406-75 (СТ СЭВ 859-78)

Основні геометричні розміри зубчастих вінців, визначені згідно стандартних параметрів вихідного контуру, приведені в табл. 2.22.4.

Таблиця 2.2 Основні розміри та параметри нормальних (некоригованих) циліндричних прямозубих та косозубих передач із зовнішнім зачепленням при = 20⁰

Елементи передачі	Формули
Модуль нормальний	mn = m по ГОСТ 9563-60 (СТ СЭВ 310-76)
Крок нормальний	pn = mn
Кут нахилу зубів (для косозубих передач)	= 8…150
Торцевий модуль	mt = mn / cos
Торцевий крок	pt = pn / cos
Діаметр ділильного кола	d = z.mt
Висота головки зуба	ha = ha* .m; ha* =1
Висота ніжки зуба	c*=0,4 при 0,1  m  0,5; hf = (ha* + c*)m; c*=0,35 при 0,5  m 1; c*=0,25 при m  1
Висота зуба	h = ha + hf
Діаметр кола виступів	da = d + 2ha = d + 2ha* m
Діаметр кола впадин	df = d – 2hf = d – 2(ha*+c*)m
Міжосьова відстань	aw = 0,5(d1+d2) = 0,5mt (z1+z2)
Передаточне число	u12 = w1 / w2 = z2 / z1=d2/d1
Число зубів еквівалентних коліс	zv = z / cos2

Татлиця 2.3 Основні розміри та параметри передач з прямозубими конічними колесами при =90⁰ і =20⁰

Елементи передачі	Формули
Кути ділильних конусів
Зовнішній коловий модуль	me по ГОСТ 9563-60 (СТ СЭВ 310-76)
Зовнішній ділильний діаметр	d=z .me
Зовнішня висота головки зуба	hae=ha* .me=me; ha*=1
Зовнішня висота ніжки зуба	c*=0,4 при 0,1 m  0,3; hfe=(ha*+c*)me; c*=0,35 при 0,3 m  0,5; c*=0,25 при 0,5 m  1; c*=0,2 при m 1
Зовнішній діаметр вершин зубів	dae=de+2hae .сos
Зовнішній діаметр впадин зубів	dfe=de-2hfe .сos
Зовнішня конусна відстань
Коефіцієнт ширини зубчастого вінця
Ширина вінця зубчастого колеса	b=Kbe .Re; b  10me
Середній коловий модуль
Середня конусна відстань	Rm=Re-0,5b
.Передаточне число	u=z2/z1=de2/de1=dm2/dm1=tg 2
Число зубів еквівалентних копіс	zv=z / cos
Передаточне число еквівалентної передачі	uv = u2

Таблиця 2.4 Основні розміри та параметри черв’ячної передачі з черв’яком ZA

Елементи передачі	Формули
	Черв’як		Черв’ячне колесо
Модуль	m по ГОСТ19672-74 (СТ СЭВ 267-76)
Число заходів черв"яка	z1
Число зубів колеса		z2 = z1 u12
Осьовий крок черв'яка (коловий колеса)	p = m
Хід витка черв’яка	pz = z1p
Коефіцієнт діаметра черв'яка	q = d1 / m по ГОСТ 19672-74
Кут підйому витка черв'яка
Ділильний діаметр черв'яка (колеса)	d1 = q.m	d2 = z2.m
Висота головки витка черв'яка (зуба колеса)	ha = ha* .m; ha* = 1
Висота ніжки витка черв'яка (зуба колеса)	hf = (ha* + c*)m; c* = 0,2
Діаметр кола вершин	da1 = d1+2ha	da2 = d2+2ha
Діаметр кола впадин	df1 = d1 – 2hf	df2 = d2 - 2hf
Довжина нарізаної частини черв'яка
Ширина вінця черв'ячного колеса		b  0,75da1, (при z1 = 1;2); b  0,67da1, (при z1 = 3;4).
Кут бокових скосів колеса		 = 45…600 – для силових передач;  = 22…300 – для відлікових.
Найбільший діаметр черв'ячного колеса	d aM2  d a2 + 6m / (z1 + 2)
Міжосьова відстань	aw =0,5(d1+d2)=0,5m(q+z2)
Передаточне число	u12 = w1 / w2 = z2 / z1

Розрахункові залежності для проектного і перевірного розрахунків зубчастих вінців на контактну міцність і на втомний згин, а також формули для визначення допустимих напружень і зусиль в циліндричних, конічних і черв’ячних передачах приведені в табл.2.5. Методика розрахунків, а також значення параметрів і коефіцієнтів в формулах і порядок їх визначення детально розглянуті в технічній літературі 1,2,6-10,12 і регламентовані ГОСТ 21354-87.

Після розрахунку зубчастих вінців виконують розрахунки на міцність валів, підбір підшипників кочення, розрахунки шпонкових і штифтових з’єднань, муфти та ін. згідно із загальноприйнятими методиками [1,2,6,7,9,10,12].