домашние задачи (v13_easy)

Посмотреть архив целиком

1. Исходные данные задания.


Момент нагрузки МН=0,6 Н*м

Частота вращения выходного вала nн =20 об/мин

Угловое ускорение вращения выходного вала εн=8рад/сек

Момент инерции нагрузки Jн=0,25 кг*м2

Температура эксплуатации -40-- +40 0С

Род тока – переменный

Срок службы – не менее L=1000 часов

Критерий расчета – минимизация массы

Режим работы – кратковременный

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

Рабочий угол поворота выходного вала: + 72000

Точность обработки не хуже 30’(угловых минут)

Корпус изготовлен из алюминиевого сплава


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=1.26,

РР=1.57 .

Мощность двигателя по паспортным данным

РТ=ξ* РР,

где ξ – коэффициент запаса, ξ=1.2

РТ=1.88 .

Выберем универсальный асинхронный микродвигатель с короткозамкнутым ротором серии УАД (U=220В, f=50 Гц, срок работы – 3000 час., рабочий диапазон температур –60..+85 0С).

По РТ=1.88Вт выбираем трехфазный двигатель УАД-64 (Рн=20Вт, МНОМ=0.1445Н*м, Мп=0,21675Н*м, Ммах=0,21675Н*м, n=1280 об/мин, JР=0,57 кг*см2, масса m=1,54 кг).




3. Кинематический расчет ЭМП.


а) определение общего передаточного отношения.

i0=nдв/nн,

где nдв – частота вращения двигателя,

nн – частота вращения выходного вала.

i0=1280/20=64


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

Критерий расчета – минимизация массы.

n=3*lg i0=5.5

Выбираем число ступеней равным 6.

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

В результате получаем:

ступени

1

2

3

4

5

6

Передаточное отношение

1.3

1.4

1.5

1.6

2.1

7


в) определение чисел зубьев колес редуктора.

Число зубьев на шестернях назначаем равным 20.

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

9

10

11

12

Число зубьев

20

26

20

28

20

30

20

32

20

42

20

140


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


Общий момент МΣСТД,

где МСТ – статическая нагрузка,

МД – динамическая нагрузка.

МСТ=0,6Н*м,

МД=J*ε.

где J – момент инерции нагрузки (J=0,25 кг*м2),

ε – угловое ускорение вала выходного звена (ε=8 1/с2).

МΣ=0,6+0,25*8=2,6 Н*м.

Крутящие моменты, действующие на каждом валу

М1=М2/(i1212под),

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

1

2

3

4

5

6

Мi ,Н*м

0,052

0,064

0,087

0,12

0,19

0,39


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=0,57*10-4кг*м2),

KМ=0.1, ε= εн* i0..

МΣПР=[1,1*0,57*104+0,25/642]*64*8+0,6/(64*0.98)=0.063+0.0096=0.073 МП=0.21675

МСТ.ПР=0.063 МНОМ=0,1445

Проверка выполняется. Следовательно, двигатель оставляем.


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


Выбираем 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.

Модуль m зацепления:

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.

Модули колес, находящихся в зацеплении, берем равными.

У шестерни материал берем прочнее.

Выбираем материал:

колеса – сталь 45,

шестерни – сталь 40Х.

[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).

Передача инверсная. Следовательно, КFC=1.

КFL=,

где NН – число циклов нагружения;

NН=60*n*c*L

где n – частота вращения зубчатого колеса, n=20 об/мин,

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

L – срок службы передачи, L=1000 часов.

NН=60*20*1*1000=1.2*106 оборотов

КFL=1.22

И у шестерен, и у колес σFR=550 МПа.

[σf]=305МПа.

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

5

6

Модуль, m

0,15

0,15

0,15

0,15

0,15

0,15


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 (σHR=960 МПа – для колес, σHR=1050 МПа – для шестерен),

ZR – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, Z R=1,

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

KHL – коэффициент долговечности,

KHL= ==2.24,

δH - коэффициент безопасности, δH =1.2 ,

[σн] к=1792 МПа,

[σн] ш=1960 МПа.

Следовательно, допускаемое контактное напряжение

[σн]=1792 МПа,

допускаемое напряжение изгиба [σF]=305 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; 0.5

Делительное межосевое расстояние

aω=0.5*M*(Z1+Z2)/cosβ=0.5*M*(Z1+Z2).

Ширина колес

b= ψbm*m.


колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

b

0,68

0,6

0,68

0,6

0,68

0,6

0,68

0,6

0,68

0,6

0,68

0,6

d

3

3.9

3

4.2

3

4.5

3

4.8

3

6.3

3

21

da

3,3

4.2

3,3

4.5

3,3

4.8

3,3

5.1

3,3

6.6

3,3

21.3

df

2,55

3,50

2,55

3,80

2,55

4,10

2,55

4,40

2,55

5,90

2,55

20,6

aω


2,4


3,1


4,4


6,2


11


64




8. Проверочные расчеты разработанного ЭМП.


8.1. Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя.

Должны выполняться соотношения

МП ≥ М *СТ.ПР*Д.ПР ,

МНОМ ≥ М *СТ.ПР ,

где М *СТ.ПР , М *Д.ПР – соответственно уточненные статический и динамический моменты, приведенные к валу двигателя.

М *СТ.ПРН /(i12*ηц*ηпод),

ηц=1-π*fν*c*(1/z1 + 1/z2)/2=1-0.1413*c*(1/z1 + 1/z2),

где с - коэффициент нагрузки

с=,

где f – коэффициент трения, f=0.06,

εν – коэффициент перекрытия, εν=1.5,

F – окружная сила

F=2*M2/d2 .

ηц= ηцi ,

ηпод= ηподi ,

Найденные значения ηцi – в итоговой таблице.

М СТ.ПР=1/(64*0,98*0,98)=0,016 Н*м ≤МНОМ=0,1445Н*м,

МД,ПР=JПР*ε,

где JПР – приведенный к валу двигателя момент всего ЭМП, кг*м2 ,

ε – угловое ускорение вала двигателя.

JПР= JР+ J РПР+ JН/i20,

где JР – момент инерции вращающихся частей двигателя, JР=0,57кг*см2,

J РПР – приведенный момент инерции редуктора,

JН – момент инерции нагрузки,

J РПР=J1+J2/i122+…+Jn/i1-n2,

Момент инерции каждого звена

J=π*b*p*d4*10-12/32=0.77*10-12*b*d4,

где d – диаметр звена, мм,

b – толщина, мм,

р – плотность, г/см3, ркш=7,85 г/см3.

Найденные значения J – в итоговой таблице.

JПР=(5.7+0,1808+1,6)*10-5=7,4*10-5 кг*м2,

МДПР= JПР*ε= JПР*εН*i0=0,1Н*м,

М *СТ.ПР*Д.ПР =0,1+0,024=0,124≤МП=0,21675 Н*м,

Как видно, проверка выполняется. Следовательно, двигатель оставляем.


8.2. Проверочные расчеты на прочность.


а) проверка прочности зубьев на изгибную прочность.


Передача открытая. Следовательно, должно выполняться соотношение

σ н ≤ [ σн ],

σ н = ≤ [ σн ],

где К – коэффициент расчетной нагрузки, К=КFV*KFB=1.2*1.17=1.404,

KFV – коэффициент динамической нагрузки,

KFB – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба,

Ка=0,82*=0,82*=48,

где модули упругости материалов шестерни и колеса Е12=2,1*105 МПа.

[ σн ]=1792 МПа,

σн=4,2 МПа для последней ступени,

σн=26 МПа для первой ступени.

Следовательно, σн ≤ [ σн ].

Проверка на изгибную прочность выполняется.


б) проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках.


Должно выполняться условие:

σ н махн* ≤ [ σн ]мах,

где Кпер – коэффициент перегрузки,

σн – контактное напряжение.

КперМАХ / М,

[ σн ]мах=1008 МПа– для колес,

[ σн ]мах=2240 МПа– для шестерен.

Проверку осуществляем для колес первой пары:

М=0,052 Н*м, [ σн ]=54 МПа,

54*(0.39/0.052)^(1/2)=147 ≤ 1008.

Проверка выполняется.



8.3. Проверочный расчет ЭМП на точность.


Задача проверочного расчета заключается в проверке условия:

ΔΣ ≤[δ0s],

где ΔΣ – погрешность передачи,

[δ0s]- заданная погрешность передачи, [δ0s]=30’(угловых минут).

Выбираем 7 степень точности, вид сопряжения – F.

Определение кинематической погрешности:

Минимальное значение кинематической погрешности

Fi0min=0.62*KS*(Fi1+Fi2),

где КS – коэффициент фазовой компенсации,

Fi1, Fi2- допуск на кинематическую погрешность шестерни и колеса соответственно.

Fi=FP + ff ,

где FP – допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса,

ff - допуск на погрешность профиля зуба.

Fi0 max = K*[ ] ,

где К- коэффициент фазовой компенсации,

Еm – погрешности монтажа, Еm=0.

Определение минимального и максимального значения мертвого хода.

Jt min= Jn min/(cosα*cosβ)= Jn min/cos200,

где Jt min – минимальное значение мертвого хода,

Jп min – минимальное значение гарантированного бокового зазора соответствующей передачи,

α – угол профиля исходного контура, α=200,

β – угол наклона боковой стороны профиля, β=0.

Jt max=0.7*(EHS1+EHS2)+,

где Jt мах – максимальное значение мертвого хода,

ЕНS1,2 – наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса,

ТН1,2 – допуск на смещение исходного контура шестерни и колеса,

fa – допуск на отклонение межосевого расстояния передачи.

Определение угловой погрешности элементарной передачи.

Δγi0=Fi0’*180*60/(m*z2*1000*π/2)=6.88* Fi0’/(m*z2),

Мертвый ход всех видов передач в угловых минутах

Δγл=6,88* Jt/(m*z2).

Проверочный расчет кинематических цепей на точность вероятностным методом.

Передаточный коэффициент j-ой элементарной передачи

ζj=1/ij-B,

где ij-B – передаточное отношение кинематической цепи между выходными валами j-ой передачи и привода.

Угол поворота ведомого колеса j-ой передачи

γj=γBj ,

γB=2400.

Значение кинематической погрешности j-ой элементарной передачи в кинематической цепи с учетом фактического угла поворота ведомого колеса передачи

Δγi0jγ= Δγi0j*Kγ,

где Кγ=0,75.

Координаты середины поля рассеяния Еij и поля рассеяния Vij погрешностей для каждой передачи

Eij=( Δγi0maxγ+ Δγi0minγ)/2,

Vij= Δγi0maxγ- Δγi0minγ,

Вероятностное значение кинематической погрешности цепи

Δγi0Σр=Ep+t1*,

где Ep – суммарная координата середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи

Ep =Σζj* Eij,

t1 –коэффициент, учитывающий процент принятого риска, t1=0,35.

Δγi0Σр=8,72’.


Суммарная погрешность мертвого хода кинематической цепи

ΔγЛΣ=EЛΣp+t2*,

где t2 –коэффициент, учитывающий процент риска, t2=0,28,

EЛΣp – значение координаты середины поля рассеяния люфтовой погрешности кинематической цепи.

EЛΣp= Σζj* Eлj,

Координаты середины поля рассеяния Eлj и поле рассеяния Vлj мертвого хода элементарных передач

Eлj=( Δγлmaxj+ Δγ лminj)/2,

Vлj= Δγлmaxj- Δγлminj,

ΔγЛΣ=8,3’.

ΔΣ = Δγi0Σр +ΔγЛΣ = 8.72’+8.3’=17.02’≤[δ0s]=30’.

Условие ΔΣ ≤[δ0s] выполняется. Следовательно, результаты расчета на точность приемлемы и механизм будет обеспечивать заданную точность.


Случайные файлы

Файл
83855.rtf
diplom.doc
metall.doc
141469.rtf
Chemistry_laba№2.doc




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.