Курсовой проект (ИУ) №1 (Курсовая.fin.v3)

Посмотреть архив целиком

Оглавление

Введение 2

Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции 2

Кинематический расчет проектируемой конструкции 3

Определение числа элементарных передач 3

Определение параметров элементарных передач 4

Силовой расчет 5

Проверочный расчет выбранного двигателя по заданной нагрузке 5

Определение модуля зацепления 5

Геометрический расчет кинематики проектируемой конструкции 8

Расчет валов и опор редуктора 10

Расчет валов 10

Обоснование выбора и расчет опор 12

Точностной расчет разрабатываемой кинематики 13

Проверочные расчеты проектируемого привода 16

Проверка правильности выбора электродвигателя 16

Проверочные расчеты на прочность 19

Список литературы 21


Введение

Ниже приводятся основные расчеты для обоснования проектируемой конструкции электромеханического привода с быстрым реверсом выходного вала. Электро-механический привод с быстрым реверсом выходного вала широко примняется в механизмах РЭА, оптико-механических приборах, каналах управления стабилизации ЛА, в системах автоматики и других устройствах для мгновенного изменения направления движения исполнительного органа. Особенностью данного привода является его построение на базе нереверсируемого двигателя с жесткой характеристикой и блока порошковых муфт.

В разрабатываемой конструкции узел двигателя соединен через соединительную муфту с 1 ступенью разрабатываемой конструкции редуктора, который должен иметь n ступеней. На n-1 ступени должны монтироваться узлы муфт, осуществляющих реверсивное движение выходного вала. Место установки попрошковых муфт в кинематической цепи определяется с учетом двех факторов: допустимой скорости вращения муфты и максимального передаваемого момента муфты.

Врезка4


Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции

По условию, в разрабатываемом приводе необходимо использовать двигатель серии Д или ДАТ. Осуществим выбор двигателя по мощности для преодоления прилагаемой нагрузки.

Найдем расчетную мощность двигателя из соотношения:

, где η0 - КПД цепи двигатель-нагрузка; PH - мощность нагрузки на выходном валу.

Для предварительного расчета, исходя из условия, примем КПД всего привода равным η0 = 0,6.

Мощность нагрузки определим по формуле:

Тогда расчетная мощность двигателя:

Необходимо выдерживать условие: , где PT - паспортная мощность двигателя; ξ - коэффициент запаса, учитывающий динамичность внешней нагрузки, по условию, ξ = 1.2.

Тогда найдем минимальную мощность двигателя: .

Исходя из проведенного расчета и с учетом того, что разрабатываемый ЭМП должен работать с большим угловым ускорением выходного вала, выберем двигатель ДАТ-42461.



Основные характеристики двигателя ДАТ-42461:

  • Напряжение питания: U = 200 В

  • Номинальная мощность: PН = 60 Вт

  • Номинальная частота вращения: nном = 5100 об/мин

  • Номинальный момент: Mном = 117510-4 Нм

  • Пусковой момент: Mп = 176510-4 Нм

  • Момент инерции ротора: JР = 2710-6 кгм2

  • Срок службы: T = 5000 часов

  • Масса: 1.0 кг


Кинематический расчет проектируемой конструкции

Определение числа элементарных передач

Передаточное отношение определяется выражением:

, где nH - частота вращения выходного вала.

В качестве критерия расчета выберем критерий минимизация габаритов, тогда число ступеней определяется как . Примем n = 5.


Определение параметров элементарных передач

Передаточные отношения ступеней рассчитываются по формуле:

.

Числа зубьев ведомых и ведущих колес связаны соотношением: .

Зададим из первого ряда число зубьев для шестерён: , тогда число зубьев ведомых колес: . Округлим полученное значение до ближайшего большего из второго стандартного ряда: .

Определим погрешность такого округления.

В итоге получаем 5 шестерен с числом зубьев раным 28-и и 5 колес с 84-мя зубьями.

Фактические передаточные отношения в каждой паре колес:

3.0

3.0

3.0

3.0

3.0

В итоге получаем:

Зубчатая передача

1

2

3

4

5

Колесо

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Число зубьев

28

84

28

84

28

84

28

84

28

84


Врезка1

Силовой расчет

Проверочный расчет выбранного двигателя по заданной нагрузке

Найдем суммарный момент нагрузки на выходном валу, имеющий статическую и динамическую составляющие:

Моменты на остальных валах определим по формуле:

, где - момент на ведущем звене; - момент на ведомом звене; - передаточное отношение передачи; - КПД передачи; - КПД подшипников.

Примем ; .

Находим моменты:

При расчете момента на втором валу учтём КПД порошковой муфты:

Двигатель выбран верно, если выполняется условие .

По паспортным данным для двигателя ДАТ-42461 .

Тем самым, по предварительным расчетам, можно утверждать, что двигатель выбран верно.


Определение модуля зацепления

Модуль определяется из условия расчета зубьев передачи на прочность (изгибную и контактную). Т.к. в разрабатываемой конструкции открытый тип передач, то расчет зубьев на изгибную прочность будет проектным. После его выполнения необходимо осуществить проверочный расчет на контактную прочность.

Для открытых цилиндрических передач модуль m зацепления в миллиметрах определяют по формуле: , где

Km - коэффициент для прямозубых колес, Km = 1.4;

M - крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо,

M = 1.3 Н·м = 1300 Н·мм;

YF - коэффициент формы зуба;

K - коэффициент расчетной нагрузки, K = 1.5;

z - число зубьев рассчитываемого колеса;

ψbm - коэффициент ширины зубчатого венца, ψbm = 3 ... 16, примем ψbm = 4;

[σF] - допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, Н/мм2.

Коэффициент формы зуба определим по табл.4 [1]:

      • для шестерен: YF = 3.92

      • для колес: YF = 3.73

Выберем материал для зубчатых колес передачи.

В соотвествии с рекомендациями [1] примем, что все шестерни выполнены из одного материала, а все колеса - тоже из одного материала. При этом, для прирабытывающихся передач (твердость рабочих поверхностей колес HB 350) для выравнивания срока службы назначим разные материала, так чтобы, твердость ведущих колес была на 20 ... 30 единиц больше твердости ведомых колес.

Выберем следующие марки стали: для шестерен - сталь 40Х; для колес - сталь 40.


Основные параметры выбранных сталей:

Параметр

Шестерни

Колеса

Название

Обозначение

Сталь 40Х

Сталь 40

Коэффициент линейного расширения

α, 1/°C

11.8·10-6

11.9·10-6

Плотность

ρ, кг/м3

7850

7850

Предел прочности

σВ, МПа

655

580

Предел текучести

σТ, МПа

490

320

Предел выносливости при изгибе

σFR, МПа

960

550

Предел контактной выносливости поверхности зубьев

σHR, МПа

1050

1050

Модуль упругости

E, МПа

2.14·105

2.12·105

Твердость

HB, МПа

230

200

Твердость поверхностная

HRC

55

50

Термообрабтка


Закалка. Отпуск. Азотирование.

Закалка. Отпуск.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

, где

σFR - предел выносливости при изгибе;

KFC - коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса;

KFL - коэффициент долговечности; SF - коэффициент запаса прочности.

Примем: KFC = 0.65; SF = 2.5.

Рассчитаем KFL : , где w - показатель степени, w=6, т.к. HB 350.

, где

n - частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

c - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с расчитываемым;

L - срок службы передачи, ч.

По заданию, срок службы передачи определяется сроком службы двигателя: L = 5000 часов.

Частота вращения для колес пятой передачи:

      • для ведомого колеса: ;

      • для ведущего колеса: .

В итоге получаем:

Для колеса:

, т.к.

;

Для шестерни:

, т.к.

;

Модуль зацепеления следует определить по ведомому колесу, т.к. материалы шестерен и колес разные и для колеса отношение больше, чем для шестерни.

Поэтому, по формуле написанной выше:

В соответствии с рекомендуемыми значениями модулей зубчатых колес (табл.6, [1]), примем m = 0.8 мм и назначим данное значение модуля для всех передач привода.

Теперь рассчитаем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса.

, где

σHR - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соотвествующий базовому числу циклов перемены напряжений NH0;

zR - коэффициент, учитывающий шереховатость сопряженных поверхностей, zR = 1;

zV - коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, zV = 1;

KHL - коэффициент долговечности;

SH - коэффициент безопасности, SH = 1.1.

, где NH0 - базовое число циклов перемены напряжений; NH - расчетное число циклов нагружения.

.

Для колеса:

- для стальных колес закаленных до HRC = 45...50.

w = 6 - для стальных колес.

n = 21 об/мин.

Для шестерен:

- для стальных колес закаленных до HRC = 55...65.

w = 6 - для стальных колес.

n = 63 об/мин.


Геометрический расчет кинематики проектируемой конструкции

Передачи в приводе - цилиндрические с прямозубыми колесами.

Определим размеры элементов передач.

Делительный диаметр: .

Диаметр вершин зубьев: .

Диаметр впадин: .

Ширина колеса: .

Ширину шестерни: .

Делительное межосевое расстояние: .

c* - коэффициент радиального зазора, c* = 0.35, т.к. 0.5 < m = 0.8 < 1.

β - угол наклона зубьев, β = 0, т.к. колеса прямозубые.

- коэффициент граничной высоты, .

ψbm - коэффициент ширины зубчатого венца, ψbm = 4.

x - коэффициент смещения производящего контура, x = 0, т.к. передача выполняется с нулевыми колесами.

Для всех ведущих колес:

Для всех ведомых колес:

Межосевое расстояние: .

Сведем полученные данные для всех колес привода в таблицу

колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

d, мм

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

, мм

24.0

68.8

24.0

68.8

24.0

68.8

24.0

68.8

24.0

68.8

, мм

20.24

65.04

20.24

65.04

20.24

65.04

20.24

65.04

20.24

65.04

b, мм

3.2

4.0

3.2

4.0

3.2

4.0

3.2

4.0

3.2

4.0

, мм

44.8

44.8

44.8

44.8

44.8


Размеры шестерни первой ступени позволяют закрепить её на валу двигателя ДАТ-42461, диаметр вала которого .


Расчет валов и опор редуктора

Расчет валов

Из анализа эскизного чертежа общего вида определяем конфигурацию наиболее нагруженного вала проектируемой конструкции. Наиболее нагруженным валом является выходной вал. В качестве матириала валов редуктора будем использовать сталь 40Х.


Врезка2








Основные характеристики стали 40Х

, МПа

380

, МПа

860

, МПа

295

HB

235

G, МПа

0.85·105


Проведём расчет диаметра наиболее сильно нагруженного вала - выходного вала.

Рассчитаем силы, действущие на вал, по формулам: и , где d - диаметр начальной окружности колеса (в нашем случае примем d равным диаметру делительной окружности), d = 67.2 мм;

MKP - крутящий момент на валу, MКР = 1300 Нмм;.

Согласно принятию (*), рассчитаем расстояние между точками приложения сил на валах:

Найдем неизвестные реакции x1, x2, y1, y2, используя законы равновесия для моментов и сил:

Плоскость ZX:

Плоскость ZY:

Найдем радиальные нагрузки:



Моменты на валу в сечении колеса:

плоскость ZX:

плоскость ZY:


Изгибающий момент:

Теперь рассчитаем диаметр вала, исходя из нагрузок на нём.

, где и - изгибающий и крутящий моменты соотвественно.

Диаметр вычисляется по формуле:

Примем диаметр выходного вала равным 4 мм и для технологичности процесса назначим такой же диаметр для остальных валов редуктора.


Обоснование выбора и расчет опор

Так как в ТЗ задано серийное производство, то с целью уменьшения стоимости изделия выберем для разрабатываемого редуктора подшипники скольжения. Расчет произведем по критерию прочности и критерию теплостойкости [6]. Выберем цилиндрические опоры скольжения из материала БрОЦС6-6-3.

Теперь рассчитаем диаметр цапфы вала по допускаемому удельному давлению и допускаемому напряжению изгиба. Равномерно распределенную нагрузку, действующую на цапфу заменим сосредоточенной нагрузкой, приложенной в середине длины цапфы. Условие прочности для опасного сечения имеет вид:

, где λ - относительная длина цапфы, для редукторов λ = 0.5...1.2. Назначим λ = 1. Значение P = 31.12 Н.

По конструктивным соображением примем d = 4 мм.

Тогда длина цапфы: l = λd = 4 мм.

Удельная нагрузка в подшипнике должна удовлетворять условию:

, где d и l - диаметр и длина подшипника, мм; P - сила, действующая на подшипник, Н.

Окружная скорость на шейке вала опрделеяется по формуле:

, где n- частота вращения вала, мин-1.

Расчет будем производить для наиболее нагруженного вала - выходного.

;

Выбранный материал опор скольжения удовлетворяет заданной нагрузке.

Поскольку радиальные нагрузке выше осевых, то будем рассчитывать момент трения в опоре скольжения по формуле:

, где f - коэффициент трения. Для пары сталь-бронза f =0.05.

Момент трения равен:

КПД рассчитанной опоры определим по формуле:


Точностной расчет разрабатываемой кинематики


Назначим вид сопряжения G и 6-ю степень точности для нашей передачи. Точностной расчет будем производить теоретико-вероятностным методом, выбор метода основан на серийном производстве разрабатываемого редуктора.

Заполним таблицу данными для последующих расчетов для шестерен и колес привода.


Параметр

Шестерня

(m = 0.8 мм; d = 22.4 мм;

z = 28)

Колесо

(m = 0.8 мм; d = 67.2 мм;

z = 84)

Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса, FP, мкм

19

25

Допуск на местную кинематическую погрешность, f'i

16

Допуск на погрешность профиля, ff

8

Коэффициент фазовой компенсации

K

0.93

KS

0.74


Вероятность выхода параметра за пределы допуска примем равной p = 1%.


  1. Расчет кинематических погрешностей вероятностным методом.

Минимальное значение кинематической погрешности:

, где - допуск на кинематическую погрешность, определяется по формуле: .

Получаем:


Максимальное значение кинематической погрешности:

, где - приведенные погрешности монтажа шестерен и колес.

Примем , тогда:


Погрешность передач в угловых минутах:


Определим передаточные коэффициенты передач:

Будем считать что выходной вал поворачивается на угол 360°, что соответствует наихудшему случаю.

Тогда значения коэффициента :

Значения максимальной кинематической погрешности узлов привода:

Значения минимальной кинематической погрешности узлов привода:

Определим координаты середины поля рассеяния:

Поле рассеяния погрешностей:

Вероятностное значение кинематической погрешности цепи вычисляется по формуле:

, где - суммарная координата середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи; t1 - коэффициент, учитывающий процент принятого риска, t1 = 0.48.

Тогда:


  1. Расчет мертвого хода кинематической цепи вероятностным методом.

Минимальное значение мертвого хода:

, где

α - угол профиля исходного контура, α = 20°;

β - угол наклона боковой стороны профиля, β = 0;

jnmin - минимальное значение гарантированного бокового зазора соотвествующей передачи, jnmin = 11.

Тогда:


Максимальное значение мертвого хода передачи:

, где

EHS - наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса;

TH - допуск на смещение исходного контура;

fa - допуск на отклонение межосевого расстояния передачи;

Δp - радиальные зазоры в опорах шестерни и колеса, Δp1 = Δp2 = 0.

По таблицам [1] определяем, что

EHS1 = 16 мкм; EHS2 = 22 мкм

TH1 = 32 мкм; TH2 = 38 мкм

fa = ±20.

Находим:


Минимальное значение мертвого хода в угловых минутах:

Максимальное значение мертвого хода:


Координаты середины поля рассеяния мертвого хода:

Поле рассеяния мертвого хода:


Вероятностное значение мертвого хода кинематической цепи определяют по формуле:

, где - значение координаты середины поля рассеяния люфтовой погрешности кинематической цепи; t2 - коэффициент, учитывающий процент риска, t2 = 0.39.


Общая вероятностная погрешность кинематической цепи:


Проверочные расчеты проектируемого привода

Проверка правильности выбора электродвигателя

Условие правильного выбора двигателя определяется соотношением:

, где - уточненные статический и динамический моменты, приведенные к валу двигателя.

Статический момент определяется по формуле: , где - КПД подшипников;

- КПД цилиндрических прямозубых передач, определяется по формуле:

, где

- коэффициент нагрузки;

f - коэффициент трения, для стальных колес при легкой смазке f = 0.06;

εv - коэффициент перекрытия, εv = 1.5;

- окружная сила.


Момент на пятой передаче:

Момент на остальных передачах определяется по формуле .



Заполним таблицу занчениями.

d2 = 67.2 мм

in = 3.0

Передача

1

2

3

4

5

5.75

16.39

35.41

103.07

300

0.17

0.49

1.05

3.07

8.93

8.98

5.14

3.24

1.85

1.30

0.94

0.97

0.98

0.99

0.99

Общий КПД редуктора:

Общий КПД подшипников:

Тогда приведенный статический момент:

Динамический момент определяется по формуле:

, где JПР - приведенный к валу двигателя момент инерции всего ЭМП; ε - угловое ускорение вала двигателя, .

, где JР - момент инерции двигателя, JP = 0.27 кг·см2; JР.ПР - приведеный момент инерции редуктора; - момент инерции нагрузки, JН = 0.05 кг·м2.

Приведенный момент инерции редуктора найдем по формуле:

Момент инерции шестерен рассчитывается по формуле:

, где d - диаметр звена, мм; b - толщина, мм; ρ - плотность, г/см3.

Для уменьшения приведенного момента инерции сделаем ведомые колеса с сквозными отверстими. Диаметр отверстия и его допустимое расположение на колесе определим с помощью формул [5].

Так, диаметр ступицы для стальных колес должен составлять:

.

Ширина торцов зубчатого венца должна составлять:

.

В соответствии с полученными величинами сделаем в ведомых колесах шесть отверстий на равном расстоянии друг от друга в целях уменьшения приведенного момента инерции. Диаметр отверстий = 10 мм, радиус окружности центров отверстий = 16,7 мм.

Тогда момент инерции ведомых колес будем рассчитывать с учетом их конструкции. "Масса" одного отверстия в колесе:

Момент инерции отверстия относительно оси, проходящей через центр колеса, определяем с помощью теоремы Гюйгенса-Штейнера:

Тогда, момент инерции ведомого колеса рассчитываем по формуле:





Колесо

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

d, мм

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

22.4

67.2

b, мм

3.2

4

3.2

4

3.2

4

3.2

4

3.2

4

ρ, г/см3

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

7.85

Jn · 10-7

6.2

585.4

6.2

585.4

6.2

585.4

6.2

585.4

6.2

585.4


Приведенный момент инерции:

Динамический момент на валу двигателя:

Суммарный момент на валу двигателя:

Условие выполняется, значит двигатель выбран верно.


Проверочные расчеты на прочность

  1. Проверка зубьев на контактную и изгибную прочность.

При данном расчете должно выполнятся условие:

, где

K - коэффициент расчетной нагрузки;

M2 - момент на колесе;

- передаточное отношение ступени;

a - межосевое расстояние;

b - ширина зубчатого колеса.

При расчете на изгибную прочность: .

При расчете на контактную прочность: .

Расчет привода будем проводить по самому нагруженному участку.

Для нашего привода:

(будем использовать ширину шестерни, т.к. она меньше ширины колеса)

Коэффициенты динамичности:

Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки:

, где и - модули упругости материалов шестерни и колеса,

Для шестерни:

Для колеса:



Расчет на контактную прочность:

Как видно из расчета:


Расчет на изгибную прочность:

Как видно из расчета:

Следовательно зубчатые колеса удовлетворяют условиям изгибной и контактной прочности.


  1. Проверочный расчеты на прочность при кратковременных перегрузках.

Статическая прочность зубьев при перегрузках проверяется по условию:

, где

Для колеса:

Для шестерни:

Условие выполняется, зубья колес удовлетворяют статической прочности при кратковременных перегрузках.


Аналогично, проверка на изгибную прочность при кратковременных перегрузках осуществляется по формуле:

Для колеса:

Для шестерни:

Условие выполняется, зубья колес удовлетворяют изгибной прочности при кратковременных перегрузках.

Список литературы


  1. Кокорев, Ю.А. Расчет электромеханического привода. - М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995.

  2. Тищенко, О.Ф. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. - М.:Высшая школа, 1978 - ч.1, ч.2.

  3. Тищенко, О.Ф. Элементы приборных устройств. Основной курс - М.: Высшая школа, 1982 - ч.1, ч.2.

  4. Тищенко, О.Ф. Атлас конструкций элементов приборных устройств - М.:Машиностроение, 1982.

  5. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин.

  6. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. - М.:Машиностроение, 2001.

  7. Пономарев, В.М. Лекции - 2007-2008.

21


Случайные файлы

Файл
115715.rtf
19684.rtf
17487.rtf
125401.rtf
17444.rtf