Курсовой проект (ИУ) №2 (Sneak° РПЗ)

Посмотреть архив целиком
































Содержание

Техническое задание…………………………………………………………………………..3

Описание разрабатываемой конструкции…………………………………………4

Назначение…………………………………………………………………………………..……4

Принцип действия………………………………………………………………….…………….4

Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции…..6

Кинематический расчёт проектируемой конструкции………………………………..7

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

Определение числа ступеней……………………………………………………………….…...7

Определение чисел зубьев колёс редуктора……………………………………………………7

Силовой расчет ЭМП…………………………………………………………………………9

Проверочный расчет выбранного двигателя …………………………………..……………....9

Расчёт зубчатых колёс на изгибную прочность………………………………………………10

Расчёт зубчатых колёс на контактную прочность……………………………………………11

Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции………………12

Расчет валов редуктора……………………………………………………………….……..15

Проектный расчет валов………………………………………………………………………..15

Расчет вала на прочность………………………………………………………………………15

Расчет вала на жесткость……………………………………………………………………….20

Расчет опор редуктора……………………………………………………………………….21

Расчёт цапфы вала на изгиб……………………………………………………………………21

Расчёт опор скольжения на теплостойкость..............................................................................22

Расчёт опор скольжения на контактную прочность………………………………………….22

Точностной расчет разрабатываемой кинематики…………………………………....23

Определение погрешности мёртвого хода кинематической цепи…………………………..23

Определене кинематической погрешность передачи………………………………………...24

Расчет люфтовыбирающего колеса………………………………………………………25

Расчет микровыключателя………………………………………………………………….27

Расчет штифтов и поводка…………………………………………………………….……29

Проверочные расчеты проектируемого привода………………………………..30

Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя………..30

Список литературы…………………………………………………………………………...32







Техническое задание

Тема проекта: привод следящей системы.

Техническое задание: разработать конструкцию привода следящей системы по предложенной схеме в соответствии с вариантом.

Основные данные:

Номер варианта

2

Скорость вращения выходного вала ω, с-1

5

Ускорение вращения выходного вала ε, с-2

36

Момент инерции нагрузки J, кг*м2

0,015

Угол поворота выходного вала φ

±60°

Присоединительный размер d, мм (отв.)

50

Тип корпуса

Двухплатный

Критерий проектирования

Максимум точности

Тип потенциометра

ППМЛ

Подшипники

Скольжения

Условия эксплуатации

УХЛ4.1

Степень защиты

IP44

Выходное отверстие должно быть всегда свободно на просвет для прохода света.

Ограничители угла – микровыключатели.







Описание разрабатываемой конструкции

Назначение

Следящие приводы применяются в устройствах РЭА, ОЭП, системах автоматики, управления ЛА и т.д., для вращения радиолокационных призм, зеркал, для автоматической настройки и т.п.

Разрабатываемый электромеханический привод следящей системы (ЭМПСС) планируется применять для вращения оптических элементов (ОЭ), которые в свою очередь, могут быть использованы для наблюдения, угловых измерений, а также для тренажерных комплексов различного целевого назначения. Вращение осуществляется в пределах ( от исходного положения) с максимальной угловой скоростью .

Принцип действия

Объект управления приводится во вращение с помощью электромеханического привода (ЭМП).

Электромеханический привод состоит из исполнительного двигателя (Д), редуктора (Р), датчика обратной связи (ДОС), элемента сравнения (ЭС) и усилителя (У). На выходном звене редуктора устанавливается объект управления (ОУ).

Вращение вала двигателя через редуктор, передается на выходное колесо, которое поворачивает установленный на нем ОУ.

В качестве ДОС используется потенциометр типа ППМЛ, кинематически устанавливаемый как можно ближе к ОУ для уменьшения погрешности в определении сигнала обратной связи (ОС). При вращении двигателя ДОС вырабатывает напряжение обратной связи , пропорциональное углу поворота вала с ОУ. Напряжение подается на ЭС, где происходит сравнение с величиной входного напряжения , задаваемого в соответствие с требуемым значением вводимого угла поворота ОУ. ЭС вырабатывает сигнал ошибки . Сигнал ошибки после усиления поступает на управляющую обмотку Д. Двигатель работает при , стараясь поддерживать равенство . При этом, значение угла поворота ОУ , скорости , и ускорения вращения ОУ изменяются в соответствие с изменением значения величины .

Помимо основной цепи разрабатываемый привод включает цепь - ограничитель движения (ОД). Эта цепь предназначена для автоматического отключения питания двигателя при возникновении нештатной ситуации, то есть когда угол поворота ОЭ превысит заданное значение по ТЗ. В состав ОД входят микровыключатели.

Ниже описана структурная схема проектируемой конструкции (рис.1), определяющая её основные функциональные части с точки зрения их назначения и взаимосвязи при выполнении целевых задач, указанных в техническом задании.


























Рис.1 Cтруктурная схема проектируемой конструкции

1 –корпус;

2 – исполнительный двигатель;

3 – редуктор;

4 – объект управления (оптический элемент);

5 – соединительная муфта;

6 – потенциометр;

7 – кронштейн потенциометра;

8 – кронштейны микровыключателей;

9– микровыключатели;









Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции

Требования технического задания определяют среди возможных типов двигателей для применения в разрабатываемой конструкции электродвигатели из серий ДИД, ДГ и АДП. Конкретный двигатель из намеченной серии выбирают с учетом его требуемой мощности N, достаточной для преодоления заданной нагрузки. Так как редуктор имеет один двигатель и один выходной вал, то требуемую мощности в ваттах определяют из соотношения [1]:

(1)

Здесь

N – расчетная мощность двигателя [Вт];

ω – угловая скорость на выходном валу привода [рад/с];

Mн – момент нагрузки привода, . Здесь J и ε – соотв. момент инерции нагрузки и угловое ускорение выходного вала.

ηр– КПД редуктора. Поскольку используется цилиндрический зубчатый редуктор открытого типа, ηр = 80%;

ξ– коэффициент запаса двигателя, для следящего привода обычной точности выберем ξ=1.8.

Подставляя значения в формулу (1) получаем расчетное значение мощности двигателя:

Вт.

Учитывая мощность, срок службы, разброс температур, характер работы, выберем двигатель ДИД-3Т с характеристиками (таблица 1):


Табл. 1 Характеристики двигателя ДИД-3Т

Мощность PT, Вт

3,6

Номинальный момент Mном, Н∙мм

560

Пусковой момент Мп, Н∙мм

1000

Скорость вращения вала nном, об/мин

8000

Момент инерции ротора Jр, кг*см2

24*10-4

Напряжение питания U, В

36

Частота напряжения питания, Гц

400

Масса m, кг

0,35



Кинематический расчёт проектируемой конструкции

Определение общего передаточного отношения

По известным значениям скоростей на входе nном и nвых определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле [1]:

(2)

Частота вращения выходного вала nвых, [об/мин] может быть найдена по формуле:

. (3)

Подставляя полученные в формулу (2) имеем:

Определение числа ступеней

По ТЗ критерием проектирования является максимум точности (минимизация погрешности передачи). Рассчитаем число ступеней редуктора по формуле [1,2]:

(4)

Округляя до ближайшего большего целого, получим, что оптимальным является nопт = 3 ступеней редуктора.

Для уменьшения погрешности передачи, принимаем передаточное отношение последних ступеней максимально возможным: i2 = i3 = 8, тогда передаточное отношение первой ступени:

(5)

Составим сводную таблицу 2 передаточных отношений редуктора:

Табл. 2 Передаточные отношения ступеней редуктора

№ ступени

I

II

III

Передаточное отношение

2,61

8

8






Определение чисел зубьев колёс редуктора

Назначим число зубьев для всех шестерён z1 = z3 = z5 = 24, исходя из соображений максимума точности передачи.

Согласно формуле выберем число зубьев колёс и представим результат в таблице 3:








Табл. 3 Числа зубьев колёс и шестерен редуктора

Номер ступени

Передаточное

отношение

Назначенные числа зубьев

Шестерня

Колесо

I

2,58

24

62

II

8

24

192

III

8

24

192


Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где (6).

Фактическое передаточное отношение iфактич находим по формуле [1]:

(7)


Вычисляем погрешность передаточного отношения [1]:


Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.


Силовой расчет ЭМП

Проверочный расчет выбранного двигателя

Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов [1]:

(8)

Здесь

Mi, Mi – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах.

iij – передаточное отношение i-го и j-го вала.

ηij – КПД передачи. Для цилиндрической передачи ηij=0.98.

ηподш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников скольжения примем ηподш =0.97.

Составим таблицу 4 моментов нагрузки (все моменты даны в Н∙мм):

Табл. 4 моменты нагрузки на валах редуктора.

= Мст.пр.

==J∙ε

3,80

9,34

71

540


Определим суммарный момент, приведенный к валу двигателя [1]:

Н∙мм (9)

где кг∙м2 – момент инерции ротора двигателя,

- коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя; для двигателя серии ДИД выберем

кг∙м2 – момент инерции нагрузки,

1/с2 – ускорение вращения вала двигателя.

Так как режим работы двигателя подразумевает частое изменение скорости, то предварительную проверку правильности выбора двигателя выполним, согласно условию(10).

По паспортным данным Мном =560 Н·мм, то есть – верно двигатель выбран правильно.

Такими образом, выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.











Расчёт зубчатых колёс на изгибную прочность

Расчет на изгибную прочность проводим для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z5-Z6. При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением [1,2]:

(11)

где m – модуль прямозубых колес;

Km – коэффициент, для прямозубых колёс равный 1,4 [1,2];

K – коэффициент расчетной нагрузки, K=1.1...1.5 (выбирается согласно [1,2]), выбираем значение K=1.3;

 крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·мм],

YF – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы [1,2], в нашем случае для шестерни: YF=3,98, для колеса YF=3.77;

ψв – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψв=3...16 (согласно [1]), выбираем ψв=10;

 – допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа];

Z – число зубьев рассчитываемого колеса.

С учётом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости и других конструктивных соображений, выбираем материалы для элементов передач (таблица 5):


Табл. 5 Физико-механические свойства материалов колёс и шестерней редуктора


Вал-шестерня

Шестерня

Колесо

Материал

Сталь 40Х

Сталь 45

Сталь 35

Твердость HB

200-250

190-240

196-263

Твердость HRC

50-55

40-50

30-40

α, 1/°C

11·10-6

11·10-6

11·10-6

Модуль упругости E, МПа

2,1·105

2,1·105

2,1·105

Плотность ρ, г/см3

7,85

7,85

7,85

Предел прочности σв, МПа

1000

580

520

Предел текучести σт, МПа

800-850

360

320

Предел выносливости σ-1 МПА

430

245

225

Термообработка

Отжиг, закалка, отпуск

нормализация, закалка, отпуск


Рассчитаем допустимое напряжение изгиба [2]:

Для вал-шестерни: МПа,

Для шестерни: МПа,

Для колеса: МПа.

Здесь n – коэффициент запаса прочности, в обоих случаях выбираем n=1,7 [2].

Вычислим отношения для шестерни и колеса:

Для вал-шестерни: ;

Для шестерни: ;

Для колеса: .

Расчёт ведём по колесу, для которого соотношение имеет большее значение.

Подставляя данные в формулу (11) получаем

(мм)

Исходя из конструктивных соображений, назначаем модули зацепления на все передачи равными 0.4 мм.


Расчёт зубчатых колёс на контактную прочность

Расчет проводим наиболее нагруженного колеса.

Для цилиндрических прямозубых колес допустимое контактное напряжение определяем по формуле [2]:

МПа (12)



Действительное контактное напряжение на колесе [2]:

МПа (13)

где Н∙мм – момент нагрузки на выходном валу,

[2] - коэффициент расчетной нагрузки,

=48,5 МПа для стальных прямозубых цилиндрических колёс [1],

- передаточное отношение,

b2 = ψb·m = 4 мм – ширина колеса,

aw = 0.5·m·(Z5+Z6) = 43,2 мм – делительное межосевое расстояние.

Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности, т.к. <.


Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес (см. рис.1) , входящих в проектируемы привод.



















Рис. 2 Геометрические параметры зубчатых колёс

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по формулам [1].

Делительный диаметр

d1=m·Z/cosβ=m·Z (14)

т.к. колесо прямозубое, то β=0.

Диаметр вершин зубьев

da=m·z/cosβ+2·m· (ha+x12)=m· (z+2) так как ha=1, x12=0 (15)

Диаметр впадин

df=m·z/cosβ-2·m· (ha+c-x12)=m(z-2-2·c), так как m≤0.5, то c=0.5 (16)

Ширина колес

b2 = ψbm·m (17)

где ψbm = 3..16 – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Согласно [1,2] выберем ψbm =10.

Ширина шестерни

b1 = b2 + 1,5m (18)

Делительное межосевое расстояние

aω=0.5·m·(Z1+Z2)/cosβ=0.5·m·(Z1+Z2) (19)

Расчитаные по формулам (14) - (19) геометричесие параметры зубчатых колёс приведены в таблице 6.









Табл. 6

Значения геометрических параметров зубчатых колёс

1

2

3

4

5

6

Z

24

62

24

192

24

192

d1, мм

9,6

24,8

9,6

76,8

9,6

76,8

da, мм

10,4

25,6

10,4

77,6

10,4

77,6

df, мм

8,4

23,6

8,4

75,6

8,4

75,6

b, мм

4,6

4

4,6

4

4,6

4

aω, мм

17,2

43,2

43,2



На данном этапе проектирования возникает необходимость вставить между колёсами 5 и 6 дополнительное паразитное колесо, что обеспечит выполнение главного требования технического задания: выходное отверстие диаметром d = 50 мм должно быть всегда свободно на просвет для прохода света.

Из геометрических соображений, выбираем параметры паразитного колеса (таблица 7):

Табл. 7 Значения геометрических параметров паразитного колёса

п

190

d1, мм

76

da, мм

76,6

df, мм

74,8

b, мм

4


Кинематическая схема ЭМП представлена на рис.3:





















































Рис. 3 Кинематическая схема проектируемого устройства.



Расчет валов редуктора

Проектный расчет валов

Для расчёта диаметров вала согласно [4] будем использовать следующую формулу:

(20)

где Мкр – момент наргузки, действующий на вал [Н·мм]. Крутящий момент необходимо пересчитать из-за добавления паразитного колеса.

[τ]кр – допускаемое напряжение на кручение [МПа].

Так как при проектном расчёте не учитывается изгиб вала, то принимаем пониженное значение допустимого напряжения [τ]кр = 20МПа [4].

Расчет диаметра всех валов дает (табл. 8).

Табл. 8 Проектный расчёт диаметров валов редуктора

вала


Параметр

1 (входной)

2

3

4 (Вал с паразитным колесом)

Mкр, Н∙мм

4,00

9,82

74,70

562,14

d, мм

1,00

1,35

2,65

5,20



Из технологических соображений назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12080-66 (диаметр первого вала – это диаметр выходного вала двигателя):

Табл. 9 Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом

№ вала

1й вал

2й вал

3й вал

4й вал

d, мм

3.8

3.0

3.0

6,0


Расчет вала на прочность

Для расчёта выберем вал №3 и вал №4 с паразитным колесом, как наиболее нагруженные.

Для вала №3:

При расчете принимаем:

  1. Ширина шестерни: 4,6 мм

  2. Ширина колеса: 8 мм

  3. Расстояние между шестернёй и опорой 7,5 мм

  4. Расстояние между колесом и шестернёй 2,2 мм

  5. Расстояние между колесом и опорой 9,2 мм

  6. Ширина опоры 3 мм

Для вала №4:

  1. Ширина колеса: 4 мм

  2. Расстояния между колесом и опорой 19,7 и 7,8 мм

  3. Ширина опоры 3 мм

Общая длина валов 37,5 мм

Расчет сил, действующих на вал, ведем по формулам [4]:

(20)

где d – диаметр начальной окружности колеса или шестерни. Принимаем d равным диаметру делительной окружности, т. к. x = 0.

Mкр – крутящий момент на валу.

(21)

где α = 20

Значения сил, приложенных к валам приведены в таблицах 9 и 10.

Табл. 9 Значение сил, приложенных к валу №3

Pк = 1,95 Н

Rк = 0,71 Н

Pш = 15,56 Н

Rш = 5,66 Н


Табл. 10 Значение сил, приложенных к валу №3

Pп = 14,79 Н

Rп = 5,38 Н

Изобразим расчетную схему для вала №3 и проекции сил на плоскости ZX и ZY (рис.4,5,6):














Рис.4 Расчётная схема вала №3











Рис. 5 Проекции сил, приложенных к валу №3 на плоскость ZX










Рис. 6 Проекции сил, приложенных к валу №3 на плоскость ZY

Для определения неизвестных реакций X1, X2, Y1, Y2 составим системы уравнений равновесия вала:

Плоскость ZX:


Плоскость ZY:


Решения уравнений представлены в табл 11:


Табл. 11 Значения сил реакций опор на валу №3

X1 = 11,29 Н

Y1 = 3,50 Н

X2 = 6,22 Н

Y2 = 1,45 Н


Эпюры моментов, действующих на вал показаны на рис. 7 (все моменты показаны в [Н∙мм]):





























Рис. 7 Эпюры моментов на валу №3






Изобразим расчетную схему для вала №4 и проекции сил на плоскости ZX и ZY (рис.8,9,10):












Рис.8 Расчётная схема вала №3











Рис. 9 Проекции сил, приложенных к валу №4 на плоскость ZX











Рис. 10 Проекции сил, приложенных к валу №4 на плоскость ZY


Для определения неизвестных реакций X1, X2, Y1, Y2 составим системы уравнений равновесия вала:

Плоскость ZX:


Плоскость ZY:





Решения уравнений представлены в табл 11:


Табл. 11 Значения сил реакций опор на валу №4

X1 = 10,60 Н

Y1 =3,85 Н

X2 = 4,19 Н

Y2 = 1,53 Н


Эпюры моментов, действующих на вал показаны на рис. 11 (все моменты показаны в [Н∙мм]):


























Рис. 11 Эпюры моментов на валу №3


Изгибающий момент в опасном сечении определим по формуле [4]:

(22)

Получим:

Для вала №3: (Н∙мм)

Для вала №4: (Н∙мм)

Рассчитываем диаметры вала по формуле [4]:

(23)

Где

- приведённый момент в опасном сечении (– изгибающий момент в опасном сечении, Mк – крутящий момент), расчёт ведём по энергетической теории прочности, т.е. [3].

- допускаемое напряжение на изгиб (МПа), определяется по формуле [3].

В качестве материала для валов выберем сталь 40Х с улучшением, МПа, МПа, твердость .

C учётом сказанного, получим:

Для вала №3:

Для вала №4:


Расчет вала на жесткость

Для проведения расчёта на жесткость, выберем вал №4, с паразитным колесом, на который действует наибольший крутящий момент.

При значительной длине и недостаточной крутильной жёсткости валика упругий мёртвый ход в механизме может оказаться недопустимо большим. Для того, чтобы значение упругого мёртвого хода не превосходило допустимый угол закручивания, должно выполняться соотношение [3]:

мм, (24)

где Н*мм – крутящий момент,

мм – рабочая длина вала,

МПа – модуль упругости при сдвиге,

- допускаемое значение угла закручивания вала



С учётом проведённых расчетов и значения диаметра вала выбранного двигателя, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12080-66:


Табл. 12 Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом

№ вала

1й вал

2й вал

3й вал

4й вал

d, мм

3.8

4.0

4.0

5,0




Расчет опор редуктора

Схема нагрузки на цапфу вала показана на рис. 12











Рис. 12 Силы, действующие на цапфу вала


При расчёте валов, длина цапфы была определена конструктивно, она равна lц = 3мм.

Задаёмся соотношением =0,5..1,5 = 1 [3], откуда диаметр цапфы dц=3 мм.

Расчёт опор с трением скольжения является проверочным [3], т.к. на данном этапе длина и диаметр цапфы известны. Выполнять расчёт будем для вала №3, так как силы реакции опор на этом валу наибольшие.

В качестве материала для втулок опор скольжения выберем бронзу БР ОФ 10-1 с параметрами: твёрдость HB=90-120; [σ]-1 = 35МПа.


Расчёт цапфы вала на изгиб.

Расчётная схема нагрузки на цапфу вала (распределённую нагрузку заменяем сосредоточенной, приложенной в середине цапфы) приведена на рис. 13:









Рис. 13 Расчётная схема нагрузки на цапфу вала

Обозначения на рис. 13:

(25)

Где (Н) (26) – суммарная радиальная нагрузка на наиболее нагруженную 1 цапфу.

lц – длина цапфы.


Расчёт цапфы на изгиб будем производить по формуле [3]:

(27)

Где Wи = 0,1 (28) – момент сопротивления сечения при изгибе.

– допустимое напряжение при изгибе. Для материала цапфы (сталь 40Х) σ-1 = 430 МПа; коэффициент запаса n примем равным n=1,7. Таким образом, МПа.

Подставив в (27) формулы (25), (26) и (28), получим:

МПа ≤

Расчёт опор скольжения на контактную прочность.

Размеры цапфы должны удовлетворять условию невыдавливания смазки, при котором обеспечивается износостойкость опоры. Выполнение этого условия можно проверить по формуле [3]:

(29)

Где p – удельная нагрузка в зоне контакта цапфы и подшипника, МПа;

[p] – допускаемое удельное давление, МПа. Для пары сталь – бронза ОФ [p] = 13 МПа.

Используя (26), получим: МПа ≤ [p].

Расчёт опор скольжения на теплостойкость.

Проверка по критерию теплостойкости необходима для обеспечения нормального теплового режима работы, при котором не разрушается плёнка смазки на трущихся поверхностях [3].

Расчёт ведём по формуле [3]:

(30)

Где v - линейная скорость точек поверхности цапфы, определяется по формуле (31), так как расчёт ведётся для наиболее нагруженного 3 вала ().

[pv] – допустимое значение критерия теплостойкости. Для пары сталь – бронза значение [pv] = 20 МПа∙м/с [3].

В итоге получим МПа∙м/с .



Таким образом, выбранная конструкция опоры скольжения отвечает требованиям к изгибной и контактной прочности и теплостойкости.

Определение моментов трения в опорах и их КПД.

Для приработанной цапфы, имеем [3]:

(31)

где f = 0,08 – коэффициент трения (для приработанной цапфы).

Для каждой опоры (Н); (Н).

= 2,01 (Н∙мм);

= 0,69 (Н∙мм).

Суммарный момент трения (Н∙мм) (32)

КПД опор (33)

Точностной расчет разрабатываемой кинематики

Приняв во внимание предъявляемые в ТЗ требований к эксплуатации, температурного режима разрабатываемого устройства, значений коэффициентов линейного расширения материалов зубчатых колёс и корпуса, назначим для всех передач 7 степень точности и сопряжение G.

Целью данного расчёт является определение общей погрешности кинематической цепи и сравнение её с допустимым значением [. Общая погрешность кинематической цепи находится как сумма кинематической погрешности цепи и погрешности мёртвого хода цепи . Таким образом проверяемое условие для погрешности будет иметь вид [1]

(34)



Определение погрешности мёртвого хода кинематической цепи.

Общая погрешность мёртвого хода состоит из люфтовой погрешности цепи и упругого мёртвого хода валов [1]

(35)

Определение люфтовой погрешности передачи.

Вычислим межосевые расстояния по формуле [1]:

Определим по графику [1] собственную люфтовую погрешность Δφ7H для передачи c 7 степенью точности, сопряжением H и модулем m=0.5 мм.

Определим собственную люфтовую погрешность для разрабатываемой конструкции:

(36)

Где Kc – коэффициент, вносящий поправку при выборе степени точности 7G. Kc = 1,6 [1].

Km - коэффициент, вносящий поправку для модуля m=0,4 мм. Km = 1,2 [1].

Так как 2 и 3 ступени редуктора содержат люфтовыбирающие колёса, то люфтовая погрешность этих ступеней равна нулю.

Результаты представим в сводной таблице (табл.13):

Табл. 13 Значение люфтовой погрешности ступеней редуктора

ступени

1

2

3

zколеса

62

192

192

a, мм

17,2

43,2

43,2

Δφ`7H

7

2

2

Δφ`л

13,44

0

0



Найдём люфтовую погрешность передачи по формуле [1]:

(37)

Здесь , , и - передаточные отношения от валов редуктора к выходному валу.





Определение упругого мёртвого хода валов.

Т.к. в качестве материала для валов используется сталь, то упругий мёртвый ход вала в угловых минутах считаем по формуле [1]:

(38)

Результаты представим в сводной таблице (табл.14):

Табл. 14 Значение упругого мёртвого хода ступеней редуктора

вала

1

2

3

Mк, Н∙мм

4,00

9,82

74,70

l, мм

10

34,5

34,5

d, мм

3,8

3,0

4,0

Δφ`у

0,17

3,68

8,86


Определяем суммарную величину упругого мёртвого хода:

.

Суммарная величина мёртвого хода:


Определене кинематической погрешность передачи.

Кинематическую погрешность зубчатого колеса рассчитываем по формуле [1]:

(39)

Где - допуск на кинематическую погрешность зубчатых колёс, (40).

Здесь Fр – допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни), выбирается из таблиц [1]; ff – допуск на погрешность профиля зуба (ff = 9 [1], т. к. m = 0,4 и степень точности 7).

Результаты представим в сводной таблице (табл.15):

Табл. 15 кинематической погрешности колёс редуктора

1

2

3

4

5

6

Z

24

62

24

192

24

192

da, мм

10,4

25,6

10,4

77,6

10,4

77,6

Fp

22

27

22

42

22

42

Fi`

31

36

31

51

31

51

Δφ`i

15,5

6,97

15,5

3,19

15,5

3,19


Суммарную кинематическую погрешность передачи вычислим по формуле:

(41)

Общая погрешность передачи:

≤ 20` (42)

Таким образом, спроектированная передача удовлетворяет условию точности.

Расчет люфтовыбирающего колеса

На рис.14 представлен вид люфтовыбирающего колеса:













Рис. 14 Люфтовыбирающее колесо.

1 – зубчатое колесо

2 – люфтовыбирающее колесо

3 – пружина

4 – винт


Зазоровыбирающий момент должен превышать величину крутящего момента на валу, на котором установлено люфтовыбирающее колесо [6].

Рассчитаем пружину растяжения для люфтовыбирающего колеса z6. Определим рабочее усилие пружины:

Н (43)

где Н•мм – момент нагрузки,

мм – расстояние от центра окружности до средней линии пружины,

мм – длина пружины,

- число зубьев, на которые производится смещение,

- число зубьев составного колеса.

Остальные параметры пружины найдём, используя схему (рис. 15) [6]:













Рис. 15 схема работы пружины люфтовыбирающего колеса


(44)

Жёсткость определяемой пружины равна [6]

(45)

Согласно ГОСТ 13771-86 выбираем пружину 1086-0179 с параметрами (рис. 16 и табл. 16):



Табл. 16

Параметры пружины люфтовыбирающего колеса

P2, Н

23,60

P3, Н

25,00

D, мм

4,0

d, мм

0,56

H0, мм

8,8

H0`max, мм

21,6

F2, мм

21,50

F*3max, мм

22,79

Число рабочих витков n

10

a, мм

3

r, мм

3,0

Длина развёрнутой пружины L, мм

139,8 мм
















Рис. 16 Пружина растяжения



Расчет микровыключателя

Схема микровыключателя дана на рис. 17











Рис. 17 схема микровыключателя

Обозначения на рисунке 17:

S – зазор между поверхностью колеса и плунжером (из конструктивных соображений выберем зазор S = 2 мм)

R1 – радиус последнего зубчатого колеса (R1 = = 38.8 мм)

R2 – радиус кулачка



Для того чтобы произошло срабатывание микровыключатель, радиус R2 кулачка должен обеспечивать нажатие штока на величину прямого рабочего хода плюс половина дополнительного хода [7]. Т.е.

R2 = R1 + S + А + 0.5Б (46)

Где А и Б – соответственно прямой и дополнительный ход микровыключателя.

Выберем микровыключатель ПМ1 с параметрами (табл. 17):

Табл. 17 Параметры микровыключателя

Усилие прямого срабатывания

не более 6Н

Прямой рабочий ход А

0,2..0,8 мм

Дополнительный ход Б

не менее 0.1 мм

Дифференциальный ход В

не более 0.2 мм

Допускаемая перегрузка при линейном ускорении

50g

Температурный диапазон

-60°С..+125°С

Масса

4 г

Максимальное напряжение, В =/~

36/250

Максимальный ток, А =/~

4/2

Коммутируемая мощность, Вт =/~

120/250

Износостойкость, тыс. циклов акт.нарг./индукт. нагр.

50/25


Тогда радиус кулачка R2 = 38.8 + 2 + 0.5 + 0.5∙0.1 = 41.35 (мм)

Максимальный угол давления на входе (в зоне I) должен быть в пределах 30°..45°. Выберем угол давления равным 45°.





Вид микропереключателя показан на рис 18.
















Рис. 18 Микровыключатель ПМ1

Расчет штифтов и поводка

Для проектируемого устройства выберем штифты исполнения 2 (класс точности В), согласно ГОСТ 3128-70 (рис.19):















Рис. 19 Штифт цилиндрический незакалённый. Исполнение 2 (класс точности В)

Пояснения к рис. 19:

d – диаметр штифта;

l – длина штифта;

с – длина фаски.

Расчёт диаметров штифта будем производить для валов, передающих наибольшие моменты (валы 3 и 4). Диаметр штифта определяется из его расчёта на срез по формуле:

(47)

Здесь Мк – крутящий момент, которое передаёт штифтованное соединение;

dв – диаметр вала;

[τср] – допускаемое напряжение на срез штифта (примем [τср] = 60МПа).

Расчёт диаметров штифтов представлен в табл.18:


Табл. 18 Расчётные диаметры штифтов

вала


Параметр

3

4 (Вал с паразитным колесом)

Mкр, Н∙мм

74,70

562,14

dв, мм

4,0

5,0

dш, мм

0,63

1,44


Согласно раду стандартных диаметров штифтов из ГОСТ 3128-70, назначим диаметры всех цилиндрических штифтов равными 1,5 мм.

Расчет поводка муфты проводим аналогично расчету штифтов на срез в месте установки его в полумуфте:

d (48)

Здесь r – расстояние от пальца до оси вала (r = 8мм).

Получим: (мм).

Выберем диаметр поводка равным 1,4 мм.

Проверочные расчеты проектируемого привода

Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя

Т.к. по условию задан кратковременный режим работы, то должны выполняться соотношения [1]:

МП ≥ М*СТ.ПР*Д.ПР (49)

М*СТ.ПР - статический момент приведенный к валу двигателя. Так как по ТЗ статический момент не задан, учтём его в виде коэффициента k=1.2 для динамического момента.

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

Расчёт уточнённого динамического момента:

(50)

где ε – требуемое угловое ускорение вала двигателя (51), (εн – требуемое угловое ускорение нагрузки)

Jпр – приведенный к валу двигателя момент всего ЭМП, кг∙м2, рассчитывается по формуле [1]:

, (52)

где Jр – момент инерции вращающихся частей двигателя, Jр=2,4∙10-5 кг∙м2

Jн – момент инерции нагрузки, Jн = 0.015 кг·м2

Jрпр – приведенный момент инерции ротора, Рассчитывается по формуле [1]:

(53)

В формуле (50) момент инерции каждого звена [1]:

(54)

где d – диаметр звена, мм

b – толщина звена, мм

ρ – плотность, г/см3, для стали ρ =7,85 г/см3.

Расчитаем моменты инерции каждого звена редуктора. Результаты приведены в табл.19.


Табл. 19 Моменты инерции звеньев редуктора

Параметр

колеса

1

2

3

4

5

6

d, мм

10,4

25,6

10,4

77,6

10,4

77,6

b, мм

4,6

4

4,6

4

4,6

4

J, кг∙м2

4,16∙10-8

1,32∙10-6

4,16∙10-8

1,11∙10-4

4,16∙10-8

1,11∙10-4


Тогда по формуле (53), Jрпр =5,10*10-7

По формуле (52) :

= 2,51*10-5

По формуле (50):

= 0,90 (Н∙мм)

В результате, правая часть неравенства (49):

(Н∙мм).

Пусковой момент двигателя Mп = 10 Н∙мм.

Проверка выполняется, т. е. двигатель выбран правильно.










































Список литературы


  1. Ю.А. Кокорев, В.А. Жаров, А.М. Торгов, Расчет электромеханического привода. М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995, 132 с.

  2. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф. Высш. Школа. 1982, ч.1, ч.2.

  3. Е.В. Веселова, Н.И. Нарыкова, Расчет и конструирование валов и осей приборов. Учебное пособие по курсовому проектированию по курсу «Элементы приборных устройст». Под ред. Тищенко О.Ф. М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980, 46 с.

  4. Буцев А.А., Еремеев А.И., Кокорев Ю.А. и др. Атлас конструкций ЭМП. Под ред. Тищенко О.Ф. Машиностроение, 1982.

  5. В.М. Пономарёв, Лекции по Основам Конструирования Приоборов. МГТУ им. Баумана, 2004.

  6. Ю.В. Шарловский Регулировочные устройства приборов и их элементы. М: Машиностроение, 1976.

  7. Справочник по потенциометрам и микропереключателям.



59


Случайные файлы

Файл
27728-1.rtf
82310.rtf
57238.rtf
42663.rtf
6464-1.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.