Неизвестный вариант 6 (рпз)

Посмотреть архив целиком

Содержание


Содержание……………………………………………………………………………………....1


Проектировочные расчеты

1. Подбор двигателя для ЭМП ..………………………………………………………………...2

2. Кинематический расчет ЭМП .……………………………………………………………….3

2.1. Определение общего передаточного отношения………………………………….3

2.2. Определение числа ступеней и передаточного отношения по ступеням………..3

2.3. Определение количества зубьев колес редуктора …………….………………….3

3. Силовой расчет ЭМП , предварительная проверка правильности выбора

электродвигателя.…………………………………………………………….………….4

4. Расчет на прочность зубьев колес ЭМП…………………………………………….……….5

4.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений…….……………...5

4.2 Определение модулей передач……………………………………………………...7

5. Геометрический расчет зубчатых колес……………………………..………………………8

6. Выбор степени точности для зубчатых колес………………………..………………….…10

7.Расчет фрикционной предохранительной муфты……………………………...…………...10

7.1 Расчёт геометрических параметров муфты, подбор пружины…………………..10

7.2 Расчёт муфты на износостойкость………………………………………………...11

8. Расчет валов на прочность…..…………..…………………………………………………..12

9. Расчёт и подбор шарикоподшипников………..……………..…………..………………….……………………13


Проверочные расчеты

10. Проверочный расчеты……………………………………………………………………...16

10.1 Проверочный расчёт на прочность..……..………………………………………16

10.2 Проверочный расчёт на точность………………………………. ………...……..16

10.3. Расчет погрешности мертвого хода цепи……………………………………….20

11. Уточнённый силовой расчёт……………………………………………………………….23

12. Проверка правильности выбора электродвигателя………………………………………24

13. Расчёт редуктора на бысродействие………………………………………………………25

14. Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность…………………………..27

15. Проверочный расчёт зубьев колёс на изгибную прочность……………………………..28


Список литературы……………………………………………………………………………..29


Приложения……………………………………………………………………………………..30








Проектировочные расчеты



1. Подбор двигателя.


ЭМП имеет один выход. В этом случае расчетную мощность электродвигателя определяем по формуле :


Pp = Pн / ηo


где Pн –мощность нагрузки на выходном валу, ηo – КПД цепи двигатель- нагрузка.

;


- зубчатая цилиндрическая передача;

- муфта;

- ПК;



Коэффициент динамичности ξ для следящих приводов обычной точности выберем ξ=2

Мощность нагрузки на выходном валу Рн в ваттах при вращательном движении выходного звена определяют по формуле:

Pн = Mн · ωвых


где Mн - статический момент нагрузки на выходном валу, Н*м; · ωвых – угловая скорость вращения выходного звена.


[Pдв]p / Pн= ξ,

где ξ - коэффициент динамичности,


Mн = Jн ε= 0,012 · 30 = 0,36 Н м


[Pдв]p = ξ · Pн / ηo= ξ· Mн · ωвых /ηo =2·0,36·5/0,86=4,186 Вт.




По данному параметру подходит двигатель ДИД – 5Т.

Он имеет следующие характеристики:


Pн = 5,0 Вт Mном = 12 · 10-3 Н·м Mп= 220 · 10-4 Н·м


nном = 6000 об/мин Jp = 2.5 · 10 -8 кг·м2



Коэффициент запаса nзап= Pдв/[Pдв]p =5,0 Вт/4,186 Вт≈1,19.


nвых=30* ωвых/π,

nвых=30*5/3,14=48 об/мин

2. Кинематический расчет ЭМП.


2.1 Определение общего передаточного отношения.

Общее передаточное отношение редуктора равно:


io = nдв / nвых = 6000 / 48 =125 .



2.2 Определение числа ступеней и передаточного отношения по ступеням. массы Число ступеней равно:



Число ступеней:







С учётом конструктивных особенностей, примем n=3.


Поскольку наибольшую погрешность редуктора дает последняя ступень, то передаточное отношение на ней назначаем максимально возможным: :


I56 =7,8.

Передаточные отношения других ступеней:

i12=4;

i34 =4;

Проверка: i12 · i34 · i56 =4·4·7,8=124,8 ≈125=i0.


2.3 Определение чисел зубьев колес редуктора. Для всех передач предварительно назначают числа зубьев zш всех шестерен.

Для цилиндрических передач с нулевыми колесами внешнего зацепления zш выбирают в диапазоне 17…28, причем для малогабаритных передач назначают z1 ближе к нижнему пределу, для высокоточных – ближе к верхнему.

Так как требования к точности высокие, то назначим числа зубьев на шестерни:

z1 = z3 = z5 = z7 = 28

Тогда, согласно определенным выше передаточным отношениям:


z2 = z1 · i12 = 28 · 4 =112

z4 = z3 · i34 = 28 ·4 = 112

Z6 = z5 · i56 = 28 · 7,8 = 218



3. Силовой расчет ЭМП.


Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу. Приведение моментов ведется от выходных звеньев к двигателю последовательно от передачи к передаче по формуле: ,

где Мi-1 – искомый момент на ведущем звене, Мi – известный момент на ведомом звене (момент нагрузки или момент трения), i(i-1)i – передаточное отношение передачи, пер – КПД передачи, пер =0,98…0,99; – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, nчисло пар подшипников. =0,95…0,99.

Примем пер = 0,98; =0,95.

]Рассчитаем статические моменты нагрузки на валах редуктора.

Статический момент на выходном валу двигателя равен:

= Mcт = 0,360 Н·м =360 H·мм.

Статический момент на третьем валу редуктора равен:

Статический момент на втором валу редуктора равен:

Статический момент на первом валу редуктора равен:



Mi= Mcтi + Mдинi = Mстi + εнi · Jнi , где

Mcтi - статическая нагрузка на i-том валу,

Mдинi – динамическая нагрузка на i-том валу,

Jнi – момент инерции нагрузки i-того выходного вала,

εнi – угловое ускорение i-того выходного вала

Момент на выходном валу равен:

MIV=0.36+30·0.012=0.72 Н·м=720 Н·мм



Момент на третьем валу редуктора равен:

Момент на втором валу редуктора равен:

Момент на первом валу редуктора равен:



Двигатель выбран верно, если выполняется условие

Mном>Мпр,

т.к. присутствует реверс.

- двигатель выбран неверно.

Выбираем двигатель АДП - 1121.

Он имеет следующие характеристики:


Pдв = 8,9 Вт Mном = 14,2 Н·мм Mп= 16,7 Н·мм U = 110 В nном = 6000 об/мин Масса = 0,65 кг

4. Расчет на прочность зубьев колес ЭМП.



4.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.


Так как окружная скорость V=2.54 м/с < 3 м/с следовательно передача открытая,

расчет будем проводить на изгибную прочность.

Материал для шестерни и колеса выбираем в соответствии с рекомендацией:

для шестерни Сталь 45,

для колеса Сталь 35.


Допускаемое напряжение изгиба :

[σF]= σFrkFckFL/SF, где

σFr-предел выносливости при изгибе, МПа,

kFc - коэффициент, учитывающий цикл нагружения,

kFL -коэффициент долговечности,

SF -коэффициент запаса прочности.

kFc =0,65(передача реверсивная)

SF =2,2(обычные условия работы)


,

m=6, т.к. HB<350,

где

n – частота вращения зубчатого колеса,об/мин,

с- число колес находящихся в зацеплении,

L- срок службы,часы.

L=500ч


Изгибная выносливость равна

σFr =0.43∙σв


Для Стали 45 σв=580Мпа

Для Стали 35 σв=520Мпа



После преобразований получаем:

для шестерен (Стали 45) [σF]=73,67∙ kFL

для колес (Стали 35) [σF]=66,06∙ kFL



Колесо 6

N6=nвых=48 об/мин

Nн=60∙n68cL=60∙48∙1∙500=1440000



Колесо 4


n4=n6∙i56=48∙7,8=374 об/мин

Nн=60∙n4cL=60∙374∙1∙500=11220000,т.к

Nн>4∙106 принимаем kFL=1.


[σF]2=[σF]4.



Шестерня 5


n5=n6∙i78=48∙7,8=374 об/мин

Nн=60∙n7cL=60∙374∙1∙500=11220000,т.к

Nн>4∙106 принимаем kFL=1.


[σF]1,3=[σF]5.




4.2 Определение модулей передач.

В случае открытых передач для цилиндрических прямозубых передач модуль определяется

где M – полный момент на колесе, Н· м ; k – коэффициент нагрузки, принимаем равным k=1,2; z – число зубьев; - коэффициент ширины зубчатого венца; [F] – допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, МПа; YF – коэффициент прочности зуба.


Коэффициенты формы зуба:

YF1,3,5 =3.9 z=28

YF2,4 =3.75 z=112

YF6 =3.77 z=218


Коэффициенты ширины зубчатого венца:

=11 – для шестерни

=10 – для колеса

Проводим расчет для того колеса ступени, у которого больше отношение YF /[F].


Шестерня 1,3,5


YF /[F]=3,9/73,67=0,053


Колесо 2,4

YF /[F]=3,75/66,06=0,057


Колесо 6

YF /[F]=3,77/66,06=0,057


Расчет ступени 1 проводим по колесу 2, ступени 2 по колесу 4,ступени 3 по колесу 6.






Ступень 1

с учетом размеров вала двигателя m12=0.5 мм


Ступень 2


округляем до стандартных значений: m34=0.5 мм


Ступень 3

округляем до стандартных значений: m56=0.5 мм



5. Геометрический расчет зубчатого колеса.


Задача заключается в определении основных размеров передачи и ее элементов.

Делительный диаметр d = mz;

Диаметр вершин зубьев d = d + 2m;

Диаметр впадин df = d - 2m(1 + c*);

Ширина колеса bк = ψm ·m;

Ширина шестерни bш = b2 + (1…2·)m;

Делительное межосевое расстояние w = 0,5m(z1 + z2);

Значения коэффициента зазора с* принимают при m  0,5мм с* = 0,5 , при 0,5<m<1 с* =0,35.

- коэффициент ширины зубчатого венца (для шестерни берем=11, для колеса –