Расчёт на работоспособность
Расчёт и выбор электродвигателя
Для выбора первого электродвигателя рассчитаем его мощность:
1)
– момент сопротивления, 
- угловая скорость вращения выходного вала, 
- коэффициент запаса (k≈1,3), 
-коэффициент полезного действия.
=2,5 (Нм),
= 
(
)
где 
=0,5, φ= 
= 
.
= 
=0,22 (Вт).
Мощность электродвигателя должна быть не ниже той, которая была определены выше. Из существующих электродвигателей выбирают маломощные. Выберем асинхронный двигатель постоянного тока АДП-308 с мощностью 1 Вт и частотой вращения 500 об/мин.
Скорость вращения вала двигателя:
Передаточное отношение:
=90*16,5
2)
Для выбора второго электродвигателя рассчитаем его мощность:
– момент сопротивления, - угловая скорость вращения выходного вала, - коэффициент запаса (k≈1,3), -коэффициент полезного действия.
=2,5 (Нмм),
= 
(),при Р=1мм
= 
=0,52 (Вт).
Мощность электродвигателя должна быть не ниже той, которая была определены выше. Из существующих электродвигателей выбирают маломощные. Выберем асинхронный двигатель постоянного тока АДП-308 с мощностью 1 Вт и частотой вращения 500 об/мин.
Скорость вращения вала двигателя:
Передаточное отношение:
.
Геометрический расчёт
Червячная передача - механическое устройство для передачи вращения между скрещивающимися (обычно под прямым углом) валами посредством червяка и сопряжённого с ним червячного колеса. Червячная передача применяется чаще всего при больших передаточных числах в пределах от 5 до 300. Червяк представляет собой винт с трапецеидальной или близкой к ней резьбой, а червячное колесо является зубчатым колесом, зубья которого имеют особую дугообразную форму. В зависимости от числа заходов резьбы различают одно-, двух и четырёхзаходные червяки, в нашем случае червяк однозаходной.
В качестве исходных данных для геометрического расчёта червячной передачи принимаются: коэффициент диаметра червяка q=32, число заходов червяка z1=1, вид исходного червяка – эвольвентный.
Выбираем материал венца червячного колеса - бронза БрА10ЖЗ.
Определим число зубьев червячного колеса:
=i 
=90*1=90.
Расчетное межосевое расстояние:
= 
,
где 
=1,1-коэффициент динамической нагрузки, 
- допускаемое контактное напряжение, для бронзы БрАЖ-4Л (
=179 (МПа)).Тогда расчетное межосевое расстояние:
= 
= 17.4(мм).
Расчетный осевой модуль:
.
Тогда межосевое расстояние:
=0,5(q+ )m =0,5*(32+90)*0,5= 30.5≈ 31 (мм).
Определим коэффициент смещения червяка:
= 
= 
= - 0,5 (мм).
Определим теперь основные геометрические параметры червячной передачи:
Делительные диаметры червячной передачи:
),
).
Диаметры впадин зубьев:
m(q-2,4)=0,5*(32-2,4)= 14,8 (мм),
)= 0,5(90-2,4+2*(-0,52))=43,3 (мм).
Диаметры вершин зубьев:
+2+2x)=0,5(90+2+2*(-0,5))= 45.5 (мм).
Наибольший диаметр червячного колеса:
= 
(мм).
Ширина венца зубчатого колеса:
≤0,75 
≤0,75*16≤12,75=12 (мм).
Длина нарезной части червяка:
(8+0,06 )m≥(8+0,06*90)*0,5≥6.7(мм),
но принимая во внимание тот факт,что длина нарезной части червяка должна быть не менее половины длины окружности червячного колеса (l/6= 2πr/6 = =2*6,28*45 /2=12, плюс запас ≈ 30(мм)), тогда длина нарезной части червяка (и ход винта) 
=32 (мм).
Расчет зубьев на выносливость при изгибе.
Применим формулу проектировочного расчета для нахождения минимального модуля зубчатых колес:
,
Где M – передаваемый момент, принят M = 2,5;
– коэффициент нагрузки, 
,
Где 
– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба, 
;
– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, 
.
.
– коэффициент, учитывающий форму зуба, так как количество зубьев 20, то 
;
– допускаемое напряжение, 
, где
– предел выносливости, 
;
– коэффициент безопасности, 
, где
– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала, 
;
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, 
;
;
;
– коэффициент ширины зубчатого колеса, 
;
.
Из ряда стандартных модулей принимаем модуль равным 1. Это позволит упростить производство.
Основные параметры зубчатой передачи.
Торцевой модуль зацепления
m1=m=1 мм.
Число зубьев колеса – z1=10, z5 =20;
z2=i12*z1=5,5*10=55 z4= i34*z3=3*20=60 z6= i56*z5=6,2*20=124
Делительный диаметр:
d1=m*z1=10 мм, d2=m*z2=55 мм,
d3=m*z3=20 мм, d4=m*z4=60мм,
d5=m*z5=20 мм, d6=m*z5=124мм.
Диаметр окружности вершин зубьев:
da1=d1+2m=22мм, da2=d2+2m=57мм,
da3=d3+2m=22мм, da4=d4+2m=62мм,
da5=d5+2m=22мм, da6=d6+2m=126мм.
Диаметр окружности впадин зубьев:
df1=d1–2,5m=7,5мм, df2=d2–2,5m=107,5мм.,
df3=d3–2,5m=17,5 мм, df4=d4–2,5m=57,5 мм,
df5=d5–2,5m=17,5 мм, d6=d6–2,5m=121,5 мм
Межосевое расстояние:
мм.
мм.
мм.
Ширина зубчатого венца: b=1*10=10мм
Силовой расчёт вала
Проводится в целях предупреждения пластических деформаций. Определим окружные, радиальные и осевые силы.