Неизвестный вариант 7 (записка)

Посмотреть архив целиком

25



Содержание


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


1. Описание…………...…………………………………………….………………………………….2

2. Принцип действия…………………………...………………………………………………...........2

3. Технико-экономическое обоснование материалов..………………………………………...........4

4.Основные расчеты…………….……………………………………………………………………..5

4.1. Анализ данных и выбор двигателя. Проверка выбранного двигателя…………...........5

4.2. Кинематический расчет ЭМП……………………………………………………………7

4.2.1.Определение общего передаточного отношения………………………………...........7

4.2.2. Определение числа ступеней и передаточного отношения по ступеням……...........7

4.2.3. Определение количества зубьев колес редуктора …………….……………………...7

4.2.4Силовой расчет ЭМП , предварительная проверка правильности выбора

электродвигателя.…………………………………………………………….………………..8

4.2.5.Геометрический расчет зубчатых колес……………………………..…………………9

4.2.6.Расчет на прочность зубьев колес ЭМП, выбор материалов и определение

допускаемых напряжений…………………………………..………………………………..11 5. Проверочный расчет ЭМП …………...…………………………………………………………...13

5.1. Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора

электродвигателя………………………………………………………………………….13

5.2. Проверочный расчет зубьев колес на изгибную прочность……………………………15

5.3 Проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках………………..……16

5.4. Расчет редуктора на быстродействие...…………………………………………………16

5.5. Расчет вала на прочность………………………………………………………………..17

5.6. Расчет и подбор шарикоподшипников .………..………………….……………………20 6. Расчет муфты………………………………………………………………………………………..21

6.1. Расчет геометрических параметров муфты, подбор пружины..……………….............21

6.2. Расчет муфты на износостойкость………………………...……………………………..22


7.Приложение…………………………………………………………………………………………..24

7.1. Спецификации к чертежу общего вида……………………………..……………………25

7.2 .Спецификации к сборочным чертежам…………………………..………………………28

7.3.Эскизы общего вида……………………………………………..…………………………32

7.4. Эскизы кинематической схемы………………………………………………………… 35

7.5. Эскиз потенциометра……………………………………………………………………..37

7.6. Эскиз разъема РС19………………………………………………………………………..38

7.7. Эскиз микропереключателя……………………………………………………………….39

8.Список литературы…………………………………………………………………………………...40









1.Описание.

Данная конструкция представляет собой проект привода следящей системы.

В следящем приводе применяют двигатели с минимальными значениями величины электромеханической постоянной времени и максимально допустимой частотой пусков и реверсов. Таким двигателями являются исполнительные двигатели постоянного и переменного тока. Оптимальная частота вращения двигателя 2500…4500 мин־¹, которое допускает большую частоту пусков и реверсов. Чем ниже частота вращения двигателя, тем большую частоту реверсов он может обеспечить, однако при малых частотах вращения двигателя снижается к.п.д., увеличиваются габариты и масса. Учитывая данное условие, также критерий по мощности для выбранного двигателя, в качестве двигателя был выбран двигатель постоянного тока ДПР32-Н1-06.


2.Принцип действия конструкции.

Привод следящей системы состоит из редуктора, установочных плат в количестве 2-х штук, на которых установлены потенциометр и разъем РС19. На разъем РС19 подается напряжение, системы включается и начинает работу. При помощи механизма на выходной вал подается момент, который задается начальными условиями. Механизм состоит из 4-х ступеней с передаточном отношением 6,1. На выходной вал установлен потенциометр, который предназначен для получения электрического сигнала, функционально зависящего от перемещения токосъемного элемента (движка с контактами). Потенциометр используется как функциональный, т.е. используется линейный резистивный элемент. Движок потенциометра равномерно перемещается с одного витка на другой, что приводит к дискретному изменению Uвых. При повороте на угол 300° (задано начальными условиями), рычаг, установленный также на выходном валу, включает микропереключатель и происходит включение реверса. Получаем, что на выходном валу имеем постоянный момент, который можно использовать на преодоление нагрузки, подводимой к выходному валу.

Данный привод следящей системы должен отвечать требованиям:

Номинальный момент 1.0 Н∙м;

Максимальное значение угловой скорости на выходном валу ω 0.5 с־¹;

Максимальное угловое ускорение выходного вала ε 1.25 с־²;

Момент инерции элемента нагрузки на выходном валу J 0.30 кг∙м²;

Напряжение питания электромеханических узлов привода по постоянному току Uп 27В;

Срок службы привода 900 ч;


В конструкции предусмотрено установка предохранительной муфты для избежания короткого замыкания, перегрева и выхода из строя двигателя. В режиме перегрузки с отсутствием муфты (момент М превышает допустимое значение) выходной вал останавливается, перестают вращаться и остальные части редуктора, а также электродвигатель. Если он остается подключенным к сети, то окажется в режиме короткого замыкания, будет перегреваться и выйдет из строя.

При наличии в кинематической цепи редуктора в режиме перегрузки выходной вал также перестает вращаться, но все остальные части редуктора будут продолжать вращаться, причем колесо будет поворачиваться относительно вала и полумуфт (сил трения, которые передают момент вращения от колеса к полумуфтам, будет недостаточно для преодоления момента нагрузки М, превышающего допустимое значение); двигатель также будет вращаться и режим короткого замыкания не наступает.









3.Технико-экономическое обоснование.

Данная конструкция состоит из 2-х плат изготовленных из алюминиевого сплава Д16Т, этот материал упрочнен при помощи технологической операцией – естественным старением, что придает материалу дополнительные прочностные качества. Поэтому при равных прочностях материалу, мы выбираем алюминиевый сплав Д16Т для уменьшения массы.

Зубчатые колеса и шестерни, входящие в конструкцию, изготовлены из материала сталь 45 и сталь 55 по ГОСТ 1050-74 соответственно. Сталь 45 и 55 применяют для изготовления зубчатых колес и шестерни, так как применяются, как улучшаемые стали, обеспечивающие высокую твердость поверхности деталей и высокие механические характеристики.

Валы изготовлены из материала сталь 30ХГС по ГОСТ 1050-74. Обладает довольно хорошими прочностными характеристикам. Используется для изготовления изделий, которые подвергаются большим нагрузкам.

Компенсационная муфта изготавливается бронзы, так как бронза является более мягким материалом, поэтому процесс приработки проходит спокойно. При этом поверхности валов обрабатываются защитными средствами Хтв.

Прокладки в компенсационной муфте изготовлены из металлокерамики.

Потенциометр, микропереключатель и разъем РС19 изготавливаются по ГОСТу, поэтому выбираем по параметрам, которые удовлетворяют заданным условиям. Рычаг изготовлен из пластмассы, так как деталь имеет малую нагрузку.

Материалы в экономическом плане недорогие и легко доступные.









4. Основные расчеты.

4.1Анализ данных и выбор двигателя. Проверка выбранного двигателя.

Определенный двигатель из намеченной серии выбирают с учетом расчетной мощности двигателя, которая должна быть достаточна для перемещения нагрузки в соответствии с ТЗ. При этом должно выполнятся условие:

Pдв > [Pдв]p

Pдв – паспортное значение номинальной мощности двигателя

[Pдв]p – расчетное значение мощности двигателя

[Pдв]p = ξ · Pвых / ηo

ξ = 1 – коэффициент запаса, учитывающий необходимое преодоление динамических нагрузок в период разгона;

(Ю.А.Кокорев, В.А.Жаров, А.М.Торгов методитечское указание “Расчет электромеханического привода”)

ηo = 0,8 – КПД редукора.

Pдв = Mн · ωвых = 1,0 · 0,5 = 0,5 Вт [номинальная мощность]

[Pдв]p = ξ · Pвых / ηo = 0,5 · 1 / 0,8 = 0,625 Вт [расчетная мощность]

По данному параметру подходит двигатель ДПР-32-Н1-06.

Электродвигатели постоянного тока с возбуждением от постоянных магнитов серии ДПР предназначены для применения в системе автоматики, радиоэлектронике и телемеханике в качестве привода различных механизмов.

Двигатели реверсивные и рассчитаны на продолжительный режим работы при оптимальном КПД; предназначены для работы при температуре окружающей среды от -60 до 70°С, относительной влажности до 98% при +40°С и атмосферном давлении от 535 до 3040 ГПА. Допускается: вибрация мест крепления в любом направлении с частотой от 5 до 2000 Гц при ускорении 10g и амплитуде вибрации не более 1 мм; ударные нагрузки до 50g в любом направлении. Рабочее положение выходного вала произвольное.

Режим работы - продолжительный или повторно-кратковременный при любом направлении.


Данные двигателя:


Pн = 0,94 Вт Mном = 2,0 Н·мм Mп= 11Н·мм U = 12 В


nном = 6000 об/мин nо = 7000 об/мин Jp = 0,002·10-4 кг·м2

Поскольку предварительно двигатель выбран, можно рассчитать передаточное отношение io ,которое необходимо выдержать для обеспечения требуемой скорости вращения выходного вала :

io = nдв / n = 6000 / 4,8 = 1250

Произведем проверку правильности выбора двигателя.

где JР – момент инерции вращающихся частей двигателя, JР=0.002∙10-4 кг*м2,

JН – момент инерции нагрузки, JН=0.30 кг*м2


Приведенный динамический момент нагрузки к валу двигателя.

Kм=0.4 – коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого

механизма двигателя.

H·м

H·мм


Приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя.

H·мм

11>6,55+1,0=7,55

Выбранный двигатель подходит.

По пусковому моменту двигатель выбран правильно. Двигатель соответствует предъявленным требованиям по температуре эксплуатации и сроку службы.


4.2 Кинематический расчет ЭМП.

4.2.1 Определение общего передаточного отношения.

Ранее было установлено, что общее передаточное отношение редуктора равно:

io = nдв / n = 6000 / 4,8 = 1250


4.2.2 Определение числа ступеней и определение общего передаточного отношения по ступеням.

Так как перед нами стоит критерий минимизация габаритов, то для уменьшения габаритов выбираем оптимальное количество ступеней с подходящим передаточным отношением. Более подходящие количество степеней является 4 ступени.

n=4

Определяем передаточное отношение ступеней:

i===6.1

Примем что на всех ступенях одинаковое передаточное отношение равное 6.

iI-II =6.1

iII-III =6.1

iIII-IV =6.1

iIV-V =6.1


4.2.3 Определение чисел зубьев колес редуктора.

Для всех передач предварительно назначают числа зубьев z1 всех шестерен.

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

Назначим числа зубьев:


z1 = z3 = z5 = z=17

Тогда согласно определенным выше передаточным отношениям количество зубьев:

Z2 = Z1 · I = 17·6,1=69.7

Z4 = Z3 · I = 17·6,1=69.7= Z=Z

Числа зубьев, соответствующие основному ряду:

Z= Z=Z=Z=71


4.2.4 Силовой расчет ЭМП. Предварительная проверка правильности выбора электродвигателя.

Определим приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя

КПД опор берется равным ηопор = 0,98 из диапазона 0,98…0,99 для подшипников качения

КПД передач ηпер = 0,99 из рекомендуемого диапазона 0,990…0,995 .

Момент на выходе-на 4 паре колесо-шестерня.

Моменты на остальных валах редуктора соответственно равны:


MIV = = =0,207 H·м


MIII ==0,043 H·м


MII ==0,0089 H·м

M I ==1,9·10-3 H·м

т.к. 1,9 Н · мм < 2,0 Н · мм, то условие выполняется, т.е. двигатель выбран верно.

Динамический момент нагрузки на i-м валу.

-момент нагрузки i-го выходного звена.

-угловое ускорение вала i-го выходного звена.




Получаем , следовательно, выбранный двигатель подходит.






4.2.5. Геометрический расчет зубчатого колеса.


d = m · z

da = d + 2 · m

df = d - 2 · m · (1 + c*)

bk = ψm · m

bш = bk + 2










При m = 0,5

c* = 0,5

При 0,5 < m1

c* = 0,35

При m > 1

c* = 0,25





где: d - делительные диаметры

da - диаметры вершин, мм

df - диаметры впадин, мм

bk - ширина колеса, мм

bш - ширина шестерни, мм

Делительное межосевое расстояние

a=0.5*m*(Z1+Z2)/cosβ=0.5*m*(Z1+Z2), мм;


передача

тип

d

df

c*

da

b

a

4

8

колесо

35,5

36,5

0,5

34,5

4


22

7

шестерня

8,5

9,5

0,5

6

4

3

6

колесо

21,3

21,9

0,5

20,4

2,4


13,2

5

шестерня

5,1

5,7

0,5

4,2

2,4

2

4

колесо

21,3

21,9

0,5

20,4

2,4


13,2

3

шестерня

5,1

5,7

0,5

4,2

2,4

1

2

колесо

21,3

21,9

0,5

20,4

2,4


13,2

1

шестерня

5,1

5,7

0,5

4,2

2,4






4.2.6. Расчет на прочность зубьев колес ЭМП. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений.


Выберем в качестве материала для шестерни сталь 55, для которой

σв = 850 Мпа, а для колеса сталь 45, для которой σв = 580 Мпа.

Колеса: сталь 45

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее)

= 7,85 г/см3

в = 580 Мпа – предел прочности

т = 360 Мпа – предел текучести

HRC = 42

Шестерни: сталь 55

Термообработка: поверхностная закалка

= 7,85 г/см3

в = 850 Мпа – предел прочности

т = 580 Мпа – предел текучести

HRC = 40


Для реверсивных передач [σф] = σ-1 / n, где n = 1,5 - коэффициент запаса из интервала 1,2…2

Для шестерни (сталь 55):

МПа

МПа

Для колесо (сталь)45:

МПа

МПа

Расчет будем вести по элементу передачи, у которого соотношение коэффициента формы зуба больше менее прочный зуб пары “шестерня-колесо” (рассчитаем наиболее нагруженные ):


Для колеса:

Для шестерни:


Расчет будем вести по колесу. Для зубчатого колеса коэффициент ширины Примем

Определим модуль зацепления:



k=1,1– коэффициент динамической нагрузки из интервала .

по ГОСТ 9563-74 выбираем m=0,5;