1. Исходные данные задания.

Момент нагрузки = 1,25 Н*м

выход = 15 мин-1

выход = 5рад/сек

J нагрузки = 0,5 кг*м2

I =const

Т = -500С … +500С

Срок службы = 300 часов

Режим работы: кратковременный

Рабочий угол поворота выходного вала = -180 … +180

Точность обработки не хуже 15’ угловых минут.

Корпус сделан из алюминиевого сплава

Расчет исходя из минимизации габаритов

Метод расчета: Min-Max


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


а)Определю расчетную мощность электродвигателя:


РРН

Рн - мощность нагрузки по выходному валу

η – КПД. Для зубчатых передач η=0,8.

РНН * ωН =МН*

МН – момент нагрузки, МН=1,25 Н*м,

ωН – угловая скорость вращения выходного вала,

n – частота вращения выходного вала, n=15 об/мин

РН = 1,96

РР = 1,57

Мощность двигателя по паспортным данным

РТ=ξ* РР,

ξ – коэффициент запаса

РТ – мощность двигателя по паспортным данным

Тк нагрузка постоянная, режим работы кратковременный, то беру ξ =1,2

Требуемая РТ = 1,2*1,57=1,884 Вт


б) Выбор электродвигателя:


Паспортные данные двигателя ДМП25–Н1.H2-07:

U = 25B рабочее напряжение

РТ = 2.31 Bт номинальная мощность

= 4500 мин-1 - выходная частота вращения

Mн = 4,9 Н*мм – номинальный момент

Mп = 11,8 Н*мм – пусковой момент

J = 1.16*10-6 кг*м2 - момент инерции ротора

Т = 500 часов – время работы

М = 0,12 кг – масса


3. Кинематический расчет ЭМП.


а)определение общего передаточного отношения.


i0=nдв/nн,

nдв – частота вращения двигателя,

nн – частота вращения выходного вала.


i0=4500/15=300


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


Критерий расчета – минимизация габаритов

(для равно модульных передач)

n = 1.85*Lg(i0)

n =1.85*Lg(i0) = 4.583

Выберу n = 5

I1 = i2 = i3 = i4 = 3.132 = 3.13

I5 = 3.2 – последнее передаточное отношение беру немного больше

В результате получаем:

ступени

1

2

3

4

5

Передаточное отношение

3.13

3.13

3.13

3.13

3.2


в) определение чисел зубьев колес редуктора.


Число зубьев на шестернях из соображений минимизации габаритов назначу равным 18.

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

Число зубьев

18

56

18

56

18

56

18

56

18

58


Так как колеса имеют стандартные параметры, среди которых число зубьев, то воспользовавшись предпочтительным рядом колес №2 выбираю:

колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Число зубьев

18

55

18

55

18

55

18

55

18

58






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

а)Общий момент


МΣСТД,

МСТ – статическая нагрузка, МСТ=1,25Н*м

МД – динамическая нагрузка, МД=J*ε

J – момент инерции нагрузки, J=0,5 кг*м2

ε – угловое ускорение вала выходного звена, ε=5 с-2

МΣСТД = 1.25 + 0.5*5 = 1.25 + 2.5 = 3.75 Н*м


б) Крутящие моменты, действующие на каждом валу


М1=М2/(i1212под),

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 веду от выходного звена.


В результате получаем:

вала, i

5

4

3

2

1

Мi ,Н*м

0,42

0,14

0,047

0,015

0,005


в) Проверка правильности выбора электродвигателя.


При кратковременном включении принимаем, что двигатель выбран верно, если:

1) МП ≥ МΣПРСТ.ПРД.ПР

2) МНОМ ≥ МСТ.ПР

М*СТ.ПР - статический момент приведенный к валу двигателя

М*Д.ПР – динамический момент приведенный к валу двигателя

Проверка:


1) МΣПР=[(1+KМ)*JP + JН/i02]*ε+ МСТ.ПР

KМ - коэффициент , учитывающий инертность собственного зубчатого механизма KМ=0,1

JP – момент инерции ротора двигателя, JP =1.16*10-6 кг*м2

JН – момент инерции нагрузки, JН= 0,5 кг*м2

ε = εн* i0 = 5*300 = 1500


МΣПР=[(1+0,1)*1.16*10-6+0,5/(300) 2]*5*300 + 1,25 = 1260,2 Н*мм

МП ≥ МΣПР <=> 4900>1260,2


2) МНОМ ≥ МСТ.ПР <=> 11800>1250,0

Проверка выполняется. Следовательно, двигатель оставляю.


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.


а) Расчет зубьев на изгиб


Выбираю открытый тип передачи.

Модуль m зацепления:

mKМ * ,

КМ – коэффициент КМ=1.4 для прямозубых колес

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

k – коэффициент нагрузки выбираем k=1,5

z – число зубьев колеса

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

[σf] – допускаемое напряжение изгиба

Yf – коэффициент формы зуба

для z = 18 Yf = 4.2

для z = 32 Yf = 3.82

для z = 67 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 (должны быть прочнее)

= 7,85 г/см3

в = 850 Мпа – предел прочности

т = 630 Мпа – предел текучести

HRC = 52

Колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

= 7,85 г/см3

в = 800 Мпа – предел прочности

т = 590 Мпа – предел текучести

HRC = 48

[σf]=

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.

КFL=,

NН – число циклов нагружения

NН=60*n*c*L

n – частота вращения зубчатого колеса, n=15 об/мин,

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

L – срок службы передачи, L=300 часов.

NН=60*15*1*300= 270000 оборотов

КFL= 1,57

И у шестерен, и у колес σFR=550 МПа.


[σf]= = 550*1*1,57/2,2 = 392,5 Мпа

Для шестерен значения Yf больше, чем для колес, а, следовательно, и отношение Yf /[σf] больше, поэтому расчет веду по шестерне.

m>1,4*[(M*4.2*1.5)/(18*4.5*392.5)]^1/3 = 0.082*M^1/3


Получила следующие значения для каждой ступени:


ступени

1

2

3

4

5

Модуль, m

0.61

0.42

0.30

0.20

0.14


Так как при расчете передаточных отношений я учитывала, что у меня редуктор равно модульный, то нахожу средний модуль и назначаю его на все колеса:

m = (0.61+0.42+0.30+0.20+0.14)/5 = 0.33

Итак, назначаю на все колеса один модуль равный 0.30


ступени

1

2

3

4

5

Модуль, m

0,30

0,30

0,30

0,30

0,30


Определение допускаемых напряжений для шестерен и колес.


[σн] =σHR*ZR*ZV*KHL1,2H12,


σHR – предел контактной выносливости поверхности зубьев

σHR шестерен=1194 МПа

σHR колес=1050 Мпа

ZR – коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, ZR=1

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

δH12 – коэффициент безопасности, δH12 = 1,2

KHL – коэффициент долговечности

KHL==


NH = 270000 оборотов

NHO = 1,5*108 для закаленных шестерен

KHL = 1,952

σHR шестерен = 18*HRC + 150 = 18*52 + 150 = 1086 МПа

σHR колес = 17*HRC + 200 = 17*48 + 200 = 1016 МПа


[σн]шестерен = 1086*1*1*1,952/1,2 = 1767 МПа

[σн]колес = 1016*1*1*1,952/1,2 = 1653 Мпа


Следовательно, допускаемое контактное напряжение (выбираю наименьшее)

[σн]=1653 МПа

Допускаемое напряжение изгиба

[σF]=392,5 МПа.


7. Геометрический расчет зубчатого колеса.



Делительный диаметр

d1=m*Z1/cosβ=m*Z1 т.к. колесо прямозубое, то β=0


Случайные файлы

Файл
145853.doc
64498.rtf
183786.rtf
sov_culture.doc
23781.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.