типовой расчёт (v1_easy)

Посмотреть архив целиком

Московский государственный технический университет

имени Н.Э. Баумана










Домашнее задание


по дисциплине "Основы конструирования приборов"


Расчет электромеханического привода











Выполнил:

студент группы ИУ3-42

Абакин А.В.

Проверил:

Жаров В. А.






Вариант 01


Москва.

2002 г

1. Исходные данные задания.



Момент нагрузки МН=0,5 Н*м

Частота вращения выходного вала nн =14 об/мин

Угловое ускорение вращения выходного вала εн=20рад/сек

Момент инерции нагрузки Jн=0.15 кг*м2

Температура эксплуатации -20 .. +40 0С

Род тока – постоянный

Срок службы – не менее 3000 часов

Критерий расчета – минимизация суммарного межосевого расстояния

Режим работы – кратковременный

Метод расчета, процент риска при расчете точности – вероятностный, 1%

Рабочий угол поворота выходного вала: + 10800

Точность обработки не хуже 20’(угловых минут)


2. Анализ исходных данных. Определение возможного назначения ЭМП. Обоснование выбора электродвигателя для ЭМП. Подбор двигателя.


Определим расчетную мощность электродвигателя:


РРН/η,

где Рн - мощность нагрузки по выходному валу, η – КПД (для зубчатых передач η=0,8).


РНН * ωН =МН*,

где МН – момент нагрузки, МН=0,6Н*м, ωН – угловая скорость вращения выходного вала, n – частота вращения выходного вала, n=10 об/мин,


РН= 0,73,

РР= 0,91.


Мощность двигателя по паспортным данным

РТ=ξ* РР, где ξ – коэффициент запаса.


Так как нагрузка постоянная, режим работы кратковременный, то выбираем ξ=1.6, тогда:


РТ=1.74.


Исходя из полученных условий, выбираем двигатель - малоинерционный электродвигатель постоянного тока с полым якорем с постоянными магнитами серии ДПР.

Паспортные данные электродвигателя ДПР-52-Н1-04:

U = 27B - рабочее напряжение

Рн = 2.5 Bт - номинальная мощность

nном = 2500 мин-1 - выходная частота вращения

Mном = 9.8 Н*мм – номинальный момент

Mп = 29.4 Н*мм – пусковой момент

Jp = 1.7*10-6 кг*м2 - момент инерции ротора

Т = 4000 часов – время работы

М = 0,25 кг – масса


3. Кинематический расчет ЭМП.


а) определение общего передаточного отношения.


i0=nдв/nн,

где nдв – частота вращения двигателя,nн – частота вращения выходного вала.


i0=2500/14=178,57


б) определение числа ступеней и распределения общего передаточного отношения по ступеням в соответствии с заданным критерием проектирования ЭМП.

Критерий расчета – минимизация суммарного межосевого расстояния (для равно модульных передач):

n=1.85*lg i0=4.17

Выбираем число ступеней равным 4.

Разбиение общего передаточного отношения по ступеням выполним по номограмме, назначив передаточное отношение последней ступени наибольшим (это необходимо для обеспечения требуемой погрешности).

i1 = i2 = i3 = i4 = 3.65

i5 = 3.67

В результате получаем:

ступени

1

2

3

4

Передаточное отношение

3.65

3.65

3.65

3.67


в) определение чисел зубьев колес редуктора.

Число зубьев на шестернях назначаем равным 17.

Число зубьев ведомых колес для редуктора

Z2=Z1* i12,

где i12 – передаточное отношение рассчитываемой элементарной передачи.

В результате получаем

колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

Число зубьев

17

62

17

62

17

62

17

63




4. Силовой расчет ЭМП. Предварительная проверка правильности выбора электродвигателя.


Общий момент МΣСТД,

где МСТ – статическая нагрузка,

МД – динамическая нагрузка.

МСТ=0,5Н*м,

МД=J*ε.

где J – момент инерции нагрузки (J=0,15 кг*м2),

ε – угловое ускорение вала выходного звена (ε=20 1/с2).

МΣ=0.5+0.15*20=3,5 Н*м.

Крутящие моменты, действующие на каждом валу

М12/(i12*η12*ηпод),

где М1 – искомый момент на ведущем звене,

М2 - известный момент на ведомом звене,

i12 – передаточное отношение передачи,

η12 – КПД передачи (η12=0,98),

ηпод – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал (ηпод=0,98).

Расчет ведем от выходного звена.

В результате получаем

вала, i

4

3

2

1

Мi ,Н*м

0.14

0.04

0.0114

0.0031

Проверка правильности выбора электродвигателя.

При кратковременном включении принимаем, что двигатель выбран верно, если

МП ≥ МΣПРСТ.ПРД.ПР и МНОМ ≥ МСТ.ПР

МΣПР=[(1+KМ)*JP + JН/i02]*ε+ МСТ.ПР,

где JP – момент инерции ротора двигателя (JP=1.7*10-6 кг*м2), KМ=0.4 (так как двигатель малоинерционный), ε= εн* i0.


МΣПР=[1.4*1.7*10-6+0.15/178.572]*178.57*20+0,5/(178.57*0.98)=

=0.0253+0.0029=0.0282 МП=0.0294


МСТ.ПР=0.0029 МНОМ=0.0098

Проверка выполняется. Следовательно, двигатель оставляем.


5. Выбор степени точности и вида сопряжения для зубчатых передач.


Выбираю 7 степень точности, вид сопряжения – F.


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


Выбираем открытый тип передачи. Проводим расчет зубьев на изгиб.

mKМ * ,

где КМ – коэффициент (КМ=1.4),

М - крутящий момент, действующий на колесо (Н*м),

k – коэффициент нагрузки (k=1,1…1,5, выбираем k=1,5),

z – число зубьев колеса,

ψbm – коэффициент ширины зубчатого венца (для шестерен ψbm=4.5, для колес ψbm=4),

[σf] – допускаемое напряжение изгиба,

Yf – коэффициент формы зуба

для z = 17 Yf = 4.3

для z = 62 Yf = 3.73

для z = 63 Yf = 3.73


Модули колес, находящихся в зацеплении, берем равными.

У шестерни материал берем прочнее.

Выбираем материал из рекомендуемых пар:


Шестерни - сталь 20Х

Термообработка: объемная закалка

= 7,85 г/см3

в = 850 Мпа – предел прочности

т = 630 Мпа – предел текучести

HRC = 52


Колеса - сталь 55


Термообработка: поверхностная закалка

= 7,85 г/см3

в = 800 Мпа

т = 580 Мпа

HRC = 48



[σf]=,

где σFR – предел выносливости на изгибе,

КFC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса,

КFL – коэффициент долговечности,

δF – коэффициент запаса прочности (т.к. условия работы обычные, то δF=2.2).

Выбираем КFC=1 (т.к. передача нереверсивная).

КFL=,

где NН – число циклов нагружения;

NН=60*n*c*L

где n – частота вращения зубчатого колеса, n=14 об/мин,

c – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, с=1,

L – срок службы передачи, L=3000 часов.

NН=60*14*1*3000=2.52*106, следовательно:

КFL=1.08

И у шестерен, и у колес σFR=550 МПа.

[σf]=270МПа.

Для шестерен значения Yf (значения берем из таблиц) больше, чем для колес, а, следовательно, и отношение Yf /[σf] больше. Поэтому расчет ведем по шестерне.



Получили следующие значения (выбирая наиболее близкие к стандартным значения):


ступени

1

2

3

4

Модуль, m

0,49

0,33

0,21

0,14


Т. к. редуктор равномодульный, то назначаем на все колеса одинаковый модуль, выбирая наиболее близкое к стандартным значение:

ступени

1

2

3

4

Модуль, m

0,3

0,3

0,3

0,3


Определение допускаемых напряжений.

Допускаемое контактное напряжение для шестерен и колес

[σн]1,2HR1,2 *ZR*ZV*KHL1,2H12,

где σHR – предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерен и колес


σHR1= 18*HRC + 150 = 18*52 + 150 = 1086 МПа

σHR2 = 17*HRC + 200 = 17*48 + 200 = 1016 МПа


ZR – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, ZR=1,

ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, ZV =1,


KHL – коэффициент долговечности,

KHL= ==1.98


NH = 2520000 оборотов

NHO = 1,5*108 для закаленных шестерен


δH - коэффициент безопасности, δH =1.2 ,


Результаты расчета


[σн] к= 1676 МПа,

[σн] ш= 1792 МПа.


Следовательно, допускаемое контактное напряжение [σн]=1676 МПа, допускаемое напряжение изгиба [σF]=270 МПа.


7. Геометрический расчет зубчатого колеса.


Делительный диаметр

d12=m*Z12/cosβ=m*Z12 (т.к. колесо прямозубое, то β=0).


Диаметр вершин зубьев

da=m*z/cosβ+2*m*ha=m*(z+2), (т.к. ha=1).


Диаметр впадин

df=m*z/cosβ-2*m*(ha+c-x12)=m(z-2-2*c), (m≤0.5, c=0.5).


Делительное межосевое расстояние


Случайные файлы

Файл
17454.rtf
110354.rtf
4043.rtf
8549.rtf
38634.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.