Система автоматического управления мышеловкой
2.3 Выбор редуктора
Для того чтобы произвести выбор редуктора необходимо провести расчет передачи вращательного движения. Передачи вращательного движения служат для передачи энергии от двигателей к рабочим устройствам, обычно с преобразованием скоростей, сил и крутящих моментов. Будем использовать зубчатую передачу, т.к. она является наиболее распространенной, имеет высокий КПД, высокую надежность компактность, простоту в эксплуатации, постоянство передаточного числа.
2.3.1 Расчет зубчатой цилиндрической передачи
Материал для обоих зубчатых колес - сталь 40Х с объемной закалкой и отпуском до твердости НRС48.
Рассчитаем угловую скорость шестерни:
(12)
==78.5 с (13)
Рассчитаем угловую скорость колеса по формуле (12):
=15.7 с (14)
Передаточное число привода (общее передаточное отношение):
(15)
. (16)
Передаточная функция редуктора:
, (17)
где и - углы поворота валов; i - передаточное число редуктора.
. (18)
Рассчитаем зубья передачи на контактную прочность и изгиб. Для этого рассчитаем мощность, передаваемую колесом:
, (19)
где - коэффициент полезного действия одноступенчатой зубчатой передачи (для цилиндрической передачи 7-ой степени точности =0,98).
Вт (20)
Крутящий момент, передаваемый колесом:
(21)
Нм (22)
Примем коэффициент ширины зуба =0.25. Тогда коэффициент ширины венца:
=0.5(i+1) (23)
=0.50.25(5+1)=0.75. (24)
Примем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий =1.
Допускаемое контактное напряжение [] вычислим по формуле:
[]=, (25)
где - предел контактной усталости поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи; К- коэффициент долговечности; S- коэффициент безопасности.
Примем S=1,1; ; К=0,9; =1; =0,95.
=18+150=1014 МПа (26)
[]= (1014/1,1) 0,9510,9=790 МПа (27)
Межосевое расстояние передачи:
(28)
= 44 мм (29)
В соответствии с ГОСТ, примем =50 мм.
Модуль зубьев:
m=(0.01…0.02) (30)
m=0.0250=1 мм. (31)
Сумма зубьев шестерни и колеса:
(32)
Угол наклона зубьев =0 (для прямозубой передачи)
(33)
Число зубьев шестерни:
(34)
(35)
Число зубьев колеса:
(35)
(37)
Допускаемое напряжение на изгиб:
, (38)
где =1 - коэффициент долговечности; =1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья; =1,7 - коэффициент безопасности; =500 МПа - предел изгибной выносливости зубьев.
1,7=74 МПа (39)
Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб:
(40)
где коэффициент =0,94; =3.7 - коэффициент формы зубьев.
=3,7 0,94[20000,6/(2890.751)]=53 МПа (41)
Получили, что < [], следовательно, расчет выполнен, верно, и зубья передачи прочны на изгиб.