Курсовой проект (ИУ) №5 (РПЗ)

Посмотреть архив целиком

Содержание


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

2. Описание и обоснование разрабатываемой конструкции………………...……4

2.1. Технико-экономическое обоснование конструкции……………………………..…4

2.2 Принцип действия изделия…………………………………………….…………..…4

3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции...6

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

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

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

4.3. Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения………………………………………………………………………..…………7

5. Силовой расчет ЭМП…………………………………………..…………………9

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

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

5.3. Расчёт зубчатых колёс на контактную прочность…………………………….……12

6. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции………..…13

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

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

7.2. Расчет вала на прочность……………………………………………………….……15

7.3. Расчет вала на жесткость…………………………………………………………….19

8. Расчет опор редуктора………………………………………………………...…20

9. Точностной расчет разрабатываемой кинематики……………………….……22

9.1. Определение погрешности мертвого хода……………………………………..…..22

9.2. Определение кинематической погрешности……………………….……………...23

10. Расчет предохранительной муфты…………………………..………………..25

10.1 Расчет пружины………………………………………………………………..……25

11. Выбор микропереключателя………………….……………………………….27

12. Расчет штифтов и шпонок…………………………….………………….……28

12.1. Расчет штифтов……………………………………………………………………..28

12.2. Проверочный расчет шпонок………………………………………………..…….28

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

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

14. Заключение………………………………………………………………….…..33

15. Список литературы……………………..……………………………………...34









1. Техническое задание

Тема проекта: привод следящей системы.

Техническое задание: по предлагаемой схема разработать конструкцию по техническим данным, приведенным ниже с учетом ЕСКД и действующих стандартов.

Основные данные приведены в табл. 1.

Таблица 1. Данные ТЗ.

Статический момент на выходном валу Мст, Н*мм

500

Скорость вращения выходного вала ω, рад/с

2,5

Момент инерции нагрузки J, кг*м2

0,1

Ускорение вращения выходного вала ε, рад/с2

10

Погрешность редуктора Δφ, угл. мин.

15

Угол поворота выходного вала

100о

Тип корпуса

двухплатный

Тип предохранительной муфты

фрикционная дисковая

Напряжение питания

27В постоянного тока

Характер производства

мелкосерийный





























2. Описание и обоснование разрабатываемой конструкции

2.1. Технико-экономическое обоснование конструкции

Темой данной курсовой работы является разработка конструкции следящего механизма. Исходя из заданного ТЗ и схемы в качестве исполнительного устройства будем использовать регулируемый электромеханический привод (ЭМП), широко применяющийся для задания звеньям движения.

Такие приводы работают в повторно-кратковременных режимах со сравнительно быстрыми изменениями выходной скорости. Регулируемый ЭМП применяют в установках автоматического управления и регулирования в промышленности, энергетике, специальной технике (авиационной, ракетной, космической); автоматических измерительных приборах, основанных на компенсационном методе измерения; промышленных роботах и манипуляторах; следящих системах дистанционных передач, автоматических прицелах; радиолокационной технике для управления антеннами поиска и слежения за подвижными объектами и т. д. Основные требования к регулируемым ЭМП – это малые инерционность, погрешность; простота конструкции, стабильность характеристик, а также малые масса, габариты, стоимость, высокая надежность.

2.2. Принцип действия изделия

ОС





Д

Р

М

ВЗ





ДП

Uупр






Рисунок 1. Схема разрабатываемого механизма

Д – двигатель;

Р – редуктор;

М – муфта;

ВЗ – выходное звено;

ДП – датчик поворота;

ОС – обратная связь;

Uупр – управляющее напряжение.

В общем случае ЭМП состоит из трех основных звеньев: источника энергии (электродвигателя Д), передатчика энергии (редуктора Р – преобразующий момент М и угловую скорость в величины, заданные по ТЗ) и исполнительного устройства (ВЗ). Помимо этого в схеме имеются дополнительные элементы, необходимые для создания функции регулирования. Муфта М, которая служит для предохранения механизма от перегрузок (при эксплуатации нагрузка может носить случайный характер), что повысит надежность системы, а также для принудительного тормоза, что повысит быстродействие системы. Датчик поворота ДП служит для преобразования выходной механической величины (угла поворота ) в электрический сигнал для контроля выходных параметров.

В качестве ДП в разрабатываемой конструкции будет применен потенциометр, соединенный для минимизации погрешности измерений с выходным валом редуктора с одной стороны и с выходным звеном с другой. Помимо этого в потенциометре будет реализована функция ограничителя угла поворота выходного вала. Звено Квых служит для преобразования электрического сигнала в форму, подходящую для системы управления, реализованную с помощью силовой электроники. Сигнал от системы управления будет подаваться к двигателю, корректируя характер движения его вала. Таким образом будет реализована система обратной связи, позволяющая управлять движением выходного звена.









































3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции

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;

Mн – момент нагрузки привода.

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

ξ – коэффициент запаса двигателя, для точных следящих приводов ξ=2,5..5, выберем ξ=2,5.

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

Вт.

По рассчитанной мощности N = 3,9 Вт и рекомендациям ТЗ выбираем двигатель ДПР-52-Ф1-03 с характеристиками (табл. 2):

Таблица 2. Характеристики двигателя ДПР-52-Ф1-03

Мощность PН, Вт

4,6

Номинальный момент Mном, Н*мм

9,8

Пусковой момент Мп, Н*мм

54

Скорость вращения вала nном, об/мин

4500

Момент инерции ротора Jр, кг*см2

0,017

Напряжение питания U, В

27

Срок службы Т, ч

2500

Масса m, кг

0,25













4. Кинематический расчёт проектируемой конструкции

4.1. 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 скорости в формулу (2) имеем:

(4)

4.2. Определение числа ступеней

Поскольку в ТЗ не задан критерий расчета, проведем расчет по трём критериям [1,2]: минимизация габаритов, минимизация массы и минимизация погрешностей и выберем среднее число ступеней. А затем произведем разбивку общего передаточного отношения.

1) Критерий минимизации габаритов

(5)

2) Критерий минимизации массы (быстродействие)

(6)

3) Критерий минимизации погрешностей

(7)

Выберем число ступеней n=5.

4.3. Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения

Поскольку n=5, передаточное отношение каждой ступени будет порядка: . С целью уменьшения габаритов выберем небольшие числа зубьев для колес: zкол=50, а для шестерен выберем значение числа зубьев из рекомендуемого диапазона: zшест=17. Затем скорректируем числа зубьев, чтобы сохранить неизменным рассчитанное ранее общее передаточное отношение и по формуле определим передаточные отношения каждой ступени.

Выбирая числа зубьев будет руководствоваться конструктивными соображениями: небольшое передаточное отношение обеспечивает быстродействие, увеличение передаточного отношения для более тихоходных ступеней обеспечивает точность, небольшое число ступеней обеспечивает небольшие габариты.

Результаты сведем в таблицу 3:

Таблица 3. Передаточные отношения ступеней и числа зубьев колес и шестерен редуктора.

Ступень

Передаточное

отношение

Назначенные числа зубьев

Шестерня

Колесо

1-2

2,67

18

48

3-4

2,82

17

48

5-6

2,94

17

50

7-8

2,94

17

50

9-10

2,94

17

50

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 (8)

Фактическое передаточное отношение iфактич находим по формуле [1]:

. (9)

Вычисляем погрешность передаточного отношения:

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























5. Силовой расчет ЭМП

5.1. Проверочный расчет выбранного двигателя

Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу.

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

(10)

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 качения примем ηподш =0.98.

Составим таблицу 4 статических моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):

Таблица 4. Статические моменты нагрузки на валах редуктора

2,87

7,72

21,22

60,84

174,41

500,00

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

Н*мм (11)

где кг*м2 – момент инерции ротора двигателя,

- коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя, для малоинерционных двигателей Км=0,4…1, выберем Км=0,5

кг*м2 – момент инерции нагрузки,

1/с2 – ускорение вращения вала двигателя.

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя. Поскольку для разрабатываемой конструкции характерны частые пуски и реверсы, проверку проводим по условию [1]:

(12)

По паспортным данным Мпуск = 9,8 Н·мм, то есть – верно двигатель выбран правильно.

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



5.2. Расчёт зубчатых колес на изгибную прочность

Определим суммарный момент, приведенный к каждому валу. Для этого определим суммарный момент на выходном валу:

МΣ= Мн + Jнн=0.5+0.1·10=1,5 (Н*м)

Затем по формуле (10) осуществим приведение и составим таблицу 5 суммарных приведенных моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):

Таблица 5. Суммарные моменты нагрузки на валах редуктора

9,73

24,60

66,63

188,14

531,24

1500,00







Расчет на изгибную прочность проводим для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z9-Z10. При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением [1,2]:

(13)

Здесь

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:

Таблица 6. Значения коэффициента формы зуба

Номер колеса/шестерни

1

2,4

3,5,7,9

6,8,10

Число зубьев

18

48

17

50

YF

4,2

3,73

4,3

3,73

ψв – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψв=3...16 (согласно [1,2]), выбираем ψв=6 для первых трех ступеней и ψв=8 для остальных двух степеней;

 – 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 выбираем материалы для элементов передач:









Таблица 7. Физико-механипческие свойства материалов колес и шестерней редуктора


Шестерня

Колесо

Материал

Сталь 40Х

Сталь 35

Твердость HB

200-250

190-240

Твердость HRC

50-55

30-40

α, 1/°C

11*10-6

11*10-6

Модуль упругости E, МПа

2,1*105

2,1*105

Плотность ρ, г/см3

7,85

7,85

Предел прочности σв, МПа

1000

520

Предел текучести σт, МПа

800-850

320

Предел выносливости σ-1 МПА

380

225

Термообработка

Отжиг, закалка, отпуск

Нормализация, закалка, отпуск

Рассчитаем допустимое напряжение изгиба [1]:

МПа, (14)

где – предел выносливости при изгибе, 550МПа для углеродистых и 750МПа для легированных сталей.

- коэффициент, учитывающий цикл нагружения [1]

- коэффициент долговечности, для шестерен: , для колес , =1 при

- коэффициент запаса (для обычных условий работы)

Таблица 8. Расчет допустимого напряжения изгиба

Ступень

Колесо/шестерня

n, об/мин

, МПа

V

10

23,9

3,58

1,018

165,4

0,0226

9

70,27

10,5

1

221,6

0,0194

IV

8

70,27

10,5

1

162,5

0,0230

7

206,58

31,0

1

221,6

0,0194

III

6

206,58

31,0

1

162,5

0,0230

5

607,35

91,1

1

221,6

0,0194

II

4

607,35

91,1

1

162,5

0,0230

3

1712,73

256,9

1

221,6

0,0194

I

2

1712,73

256,9

1

162,5

0,0230

1

4500

675,0

1

221,6

0,0190

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

Подставляя данные в формулу (13), получаем:

Таблица 9. Расчетные значения модулей ступеней редуктора

Ступень

V

IV

III

II

I

Модуль

0,738

0,522

0,369

0,262

0,189



Выбирая ближайшее значение из рекомендуемого ряда [1,2] и руководствуясь конструктивными соображениями, назначаем значение модуля для последней ступени 0,8мм, для предпоследней 0,6мм, для остальных ступеней 0,5мм.

Таблица 10. Модули ступеней редуктора

Ступень

V

IV

III

II

I

Модуль

0,8

0,6

0,5

0,5

0,5

5.3. Расчёт зубчатых колес на контактную прочность

Расчет проводим для последнего и предпоследнего колёс, как для наиболее нагруженных.

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

МПа (15)

Действительное контактное напряжение на колесе:

(16)

где М – момент на валу (см. табл.5),

- коэффициент расчетной нагрузки,

=48,5 МПа для стальных прямозубых цилиндрических колёс,

- передаточное отношение,

b2 = ψb·m – ширина колеса (4,8 мм для предпоследнего и 6,4 мм для последнего колеса),

aw = 0.5·m·(Z1+Z2) – делительное межосевое расстояние (20,1 мм для предпоследнего и 26,8 мм для последнего колеса).

Для последнего колеса:

Для предпоследнего колеса:

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



6. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес, входящих в проектируемы привод.

Рисунок 2. Геометрические параметры зубчатых колес

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам [1].

Делительный диаметр

d1=m·Z1/cosβ=m·Z1 т.к. колесо прямозубое, то β=0 (17)

Диаметр вершин зубьев

da=m·z/cosβ+2·m· (ha+x12)=m· (z+2) т.к. ha=1, x12=0 (18)

Диаметр впадин

df=m·z/cosβ-2·m· (ha+c-x12)=m(z-2-2·c); Так как 0.5≤m<1, то c=0.35. (19)

Ширина колес

b2 = ψbm·m, (20)

где ψbm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Выберем ψbm =6 для ступеней I, II и III, и ψbm =8 для ступеней IV и V.

Ширину шестерни, исходя из конструкторских соображений, выберем в 2 раза больше, чем ширина колеса, за исключением последней шестерни (для нее исходя из конструктивных соображений примем b1= 8мм)

Делительное межосевое расстояние

aω=0.5·m·(Z1+Z2)/cosβ=0.5·m·(Z1+Z2) (21)

Рассчитанные по формулам (17)-(21) геометрические параметры зубчатых колес приведены в табл. 11.









Таблица 11. Значения геометрических параметров зубчатых колес

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Z

18

48

17

48

17

50

17

50

17

50

m, мм

0,5

0,5

0,5

0,6

0,8

d1, мм

9,00

24,00

8,50

24,00

8,50

25,00

10,20

30,00

13.60

40,00

da, мм

10.00

25,00

9,50

25,00

9,50

26,00

11,40

31,20

15,20

41,60

df, мм

7,65

22,65

7,15

22,65

7,15

23,65

8,58

28,38

11,44

37,84

b, мм

6,00

3,00

6,00

3,00

6,00

3,00

9,60

4,80

8,00

6,40

aω, мм

16,5

16,25

16,75

20,10

26,80



Кинематическая схема ЭМП представлена на рис. 3.

Рисунок 3. Кинематическая схема проектируемого устройства















7. Расчет валов редуктора

7.1. Проектный расчет валов

Для расчёта диаметров вала согласно [4,5] будем использовать следующую формулу:

, (22)

Здесь

Мкр - момент, действующий на вал [Н·мм];

[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 [5].

Расчет диаметра всех валов дает (табл. 12):

Таблица 12. Проектный расчет диаметров валов редуктора

вала



Параметр

1 (входной)

2

3

4

5

6 (выходной)

Mкр, Н∙мм

9,73

24,60

66,63

188,14

531,24

1500,00

d, мм

1,34

1,84

2,56

3,6

5,1

7,2



Округляя полученные значения до ближайшего рекомендуемого, а так же руководствуясь конструктивными соображениями, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12080-66 (диаметр первого вала – это диаметр выходного вала двигателя):

Таблица 13. Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом

вала

1

2

3

4

5

6

d, мм

4,0

5,0

5,0

5,0

6,0

8,0

7.2. Расчет вала на прочность

Для расчёта выберем предпоследний вал, как наиболее нагруженный.

При расчете принимаем:

  1. Ширина шестерни: 8 мм

  2. Ширина колеса: 4,8 мм

  3. Расстояние между шестернёй и опорой 2 мм

  4. Расстояние между колесом и опорой 5 мм

  5. Ширина опоры 4 мм

  6. Расстояние между колесом и шестерней 6,7 мм

Из этого следует, что общая длина вала 34,5 мм



Расчет сил, действующих на вал, ведем по формулам:

, (23)

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

Mкр – крутящий момент на валу

, (24)

Где α = 20

Значения сил, приложенных к валу, приведены в табл. 14:

Таблица 14. Значения сил, приложенных к валу 5

Pк = 35,40 Н

Rк = 12,88 Н

Pш = 78,09 Н

Rш = 28,42 Н



Изобразим расчетную схему для вала и проекции сил на плоскости ZX и ZY (рис 4-6):

Рисунок 4. Расчетная схема вала 5

Рисунок 5. Проекции сил, приложенных к валу 5, на плоскость ZX

Рисунок 6. Проекции сил, приложенных к валу 5, на плоскость ZY

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

Плоскость ZX:



Плоскость ZY:

Решения уравнений предстиавлены в табл. 15:

Таблица 15. Значения сил реакций опор на валу 5

X1 = 68,53 Н

Y1 = 17,00 Н

X2 = 44,96 Н

Y2 = -1,46 Н



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

Рисунок 7. Эпюры моментов на валу 5



Определим изгибающий момент в опасном сечении определим по формуле [4]:

(Н∙мм). (25)

Рассчитываем диаметры вала по формуле:

(26)

где

- приведённый момент в опасном сечении (– изгибающий момент в опасном сечении, Mк – крутящий момент),орасчет ведем по энергетической теории прочности, т.е. [4]

- допускаемое напряжение на изгиб (МПа), определяется по формуле [4].

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

C учётом сказанного, получим:

7.3. Расчет вала на жесткость

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 [4]:

мм, (27)

где Н*мм – крутящий момент,

мм – рабочая длина вала,

Па – 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 12081-72:

Таблица 16. Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом

вала

1

2

3

4

5

6

d, мм

4,0

5,0

5,0

5,0

6,0

8,0































8. Расчет опор редуктора

Поскольку в разрабатываемом редукторе присутствует только радиальная нагрузка на валы, то выбираем радиальные шарикоподшипники. Расчет будем вести по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения валов больше 1 об/мин, используя следующую формулу [4]:

, (28)

где n – частота вращения вала;

Lh – время работы;

P – эквивалентная динамическая нагрузка[4]:

, (29)

Где Fa – осевая нагрузка на вал (Fa = 0);

Fr – радиальная нагрузка на вал;

V – коэффициент вращения (V = 1, т. к. вращается внутреннее кольцо);

X – коэффициент радиальной нагрузки (X = 1);

Y – коэффициент осевой нагрузки (Y = 0);

Kб – коэффициент безопасности (Kб = 1, т.к. работа идет без толчков);

Kт – температурный коэффициент (Kт = 1, т.к. рабочая температура ниже 125 С)

Наибольшая радиальная сила, действующая на вал в подшипниках, составляет:

Н

Тогда:

Н

Н,

Выберем подшипник, удовлетворяющий требованию :

Таблица 17. Параметры выбранных подшипников

Вал

1,2,3

4

5

Диаметр вала, мм

4

5

8

Подшипник

1000093

1000084

2000097

d, мм

3

4

7

D, мм

8

9

14

B, мм

3

2,5

4

r, мм

0,2

0,2

0,3

Dw, мм

1,588

1,300

2,000







КПД подшипников [4]:

, (30)

Где (31)

мм



















































9. Точностной расчет разрабатываемой конструкции

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 [2]

(32)

Поскольку в ТЗ задан мелкосерийный характер производства, воспользуемся методом максимума-минимума.

9.1. Определение погрешности мертвого хода

Общая погрешность мёртвого хода состоит из люфтовой погрешности цепи и упругого мёртвого хода валов [2]

(33)

Определение люфтовой погрешности передачи.

Вычислим межосевые расстояния (см. табл. 11).

Определим по графику [2] 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 [2]:

(34)

где Kc – коэффициент, вносящий поправку при выборе степени точности 7G. Kc = 1,6 [2].

Km - коэффициент, вносящий поправку для модулей: m=0,6 мм: Km = 0,9; m=0,8 мм: Km = 0,7 [1].

Результаты представим в сводной таблице (табл.18):

Таблица 18. Значение люфтовой погрешности ступеней редуктора


I(1)

I(2)

II(3)

II(4)

III(5)

III(6)

IV(7)

IV(8)

V(9)

V(10)

Z

18

48

17

48

17

50

17

50

17

50

m

0,5

0,5

0,5

0,6

0,8

aω, мм

16,5

16,25

16,75

20,10

26,80

Δφ`7H

8,5

8,5

8,7

9,2

9,2

Δφ`л

13,6

13,6

13,92

12,89

10,02

Найдём люфтовую погрешность передачи по формуле [2]:

(35)

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 [2]:

(36)

Результаты представим в сводной таблице (табл.19):


1

2

3

4

5

6

Мк, Н*мм

9,73

24,60

66,63

188,14

531,24

1500,00

l, мм

6,3

4,5

4,5

6,3

13,1

6,4

d, мм

4,0

5,0

5,0

5,0

6,0

8,0

Δφ`у

0,21

0,16

0,42

1,67

3,73

2,06

Определяем суммарную величину упругого мёртвого хода:

.

Суммарная величина мёртвого хода по формуле (33):

9.2. Определение кинематической погрешности

Кинематическую погрешность зубчатого колеса рассчитываем по формуле [2]:

(37)

где - допуск на кинематическую погрешность зубчатых колёс [2],

(38).

допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса, допуск на погрешность профиля зуба (выбираются из таблиц [1]);

Для степени точности 7 выберем следующие значения допуска на погрешность профиля зуба:

для передач I-III m=0,5 =>

для передач IV,V 0,5<m<1 =>









Таблица 19. Расчет кинематической погрешности редуктора


I(1)

I(2)

II(3)

II(4)

III(5)

III(6)

IV(7)

IV(8)

V(9)

V(10)

Z

18

48

17

48

17

50

17

50

17

50

d

0,5

0,5

0,5

0,6

0,8

Fр, мкм

22

26

22

26

22

26

22

26

24

30

31

35

31

35

31

35

32

36

34

40

Δφ`i

16,53

7,00

17,51

7,00

17,51

6,72

15,06

5,76

12,00

4,8

Суммарную кинематическую погрешность передачи вычислим по формуле:

(39)

Общая погрешность передачи по формуле (32):

15`

Таким образом, спроектированная передача удовлетворяет условию точности.


































10. Расчет предохранительной муфты

По ТЗ имеем дисковую фрикционную муфту. Рассчитаем силу, при которой муфта передает момент без проскальзывания [6]:

(40)

где коэффициент трения (0,4 для трения металлокерамики о закалённую сталь без смазки [6]);

крутящий момент;

средний радиус рабочей поверхности

Рабочая поверхность представляет из себя кольцо с внутренним и внешним диаметрами 35 и 26 мм соответственно.

10.1. Расчет пружины

Назначаем материал пружины: углеродистая легированная рессорно-пружинная сталь 60С2ХА (σт=1670МПа) по ГОСТ 14959-79.

Допустимое касательное напряжение составляет [3]:

(41)

где - коэффициент запаса, который выбирают в пределах 1,2…2,5

Индекс пружины назначаем равным С=6

Назначаем рабочий диапазон изменения силы прижатия:

Н

Н

Рабочий ход пружины назначим равным =1 мм.

Рассчитываем диаметр проволоки [3]:

(42)

где коэффициент увеличения напряжения у внутренней стороны витка (сравнительно с напряжением, возникающим при кручении прямого стержня) [3].

(43)

Число рабочих витков определяется как [3]:

(44)

где G- модуль упругости второго рода

k - жёсткость пружины, которую можно рассчитать следующим образом [3]:

(45)

Зная что [3], рассчитываем наибольшее перемещение

Число полных витков [6]:

(46)

- число опорных, концевых витков.

Начальная высота недеформированной пружины [3]:

(47)

коэффициент, который определяется зазором между витками пружины в наиболее сжатом состоянии (1,2…1,5)

Высота пружины после предварительной деформации:

Высота рабочих витков:

Тогда шаг ненагруженной пружины:

Длина пружины в развернутом состоянии:





































11. Выбор микропереключателя

Выбран микропереключатель МП7, так как он обладает малыми габаритным размерами, массой. Далее на рис.8 приведена схема микропереключателя и его технические характеристики.

Рисунок 8. Микропереключатель МП7









12. Расчет штифтов и шпонок

12.1 Расчет штифтов

Для проектируемого устройства выберем штифты исполнения 2 (класс точности В), согласно ГОСТ 3128-70 (рис.8):

Рисунок 9. Штифт циллиндрический незакаленный.Исполнение 2(класс точности В)

Рассчитаем диаметры штифтов, установленных на валах 5 и 6. Диаметр штифта определяется из его расчёта на срез по формуле [5]:

(47)

Здесь Мк – крутящий момент, которое передаёт штифтованное соединение;

dв – диаметр вала;

[τср] - допускаемое касательное напряжение среза, для Стали 45 рекомендуется принимать 45…75 МПа. (примем [τср] = 60МПа).

Расчёт диаметров штифтов представлен в табл.20

Таблица 20. Расчетные диаметры штифтов

вала

5

6

Mкр, Н∙мм

531,24

1500

dв, мм

6,0

8,0

dш, мм

0,48

1,99

Согласно раду стандартных диаметров штифтов из ГОСТ 3128-70, назначим диаметры всех цилиндрических штифтов равными 2,0 мм.

12.2. Проверочный расчет шпонок

Рисунок 10. Смятие шпонки

Предварительно были выбраны:

для вала 1: сегментная шпонка 1х1,4 по ГОСТ24071-97

для вала 6: призматическая шпонка 2х2х6 по ГОСТ 23360-78

Напряжение смятия для стали 45 [σсм]=110..190 Н/мм2 .

Шпонку проверяют на смятие по формуле [5]:

(48)

Где Ft- окружная сила, передаваемая шпонкой, Н;

(49)

M- передаваемый крутящий момент, Н·мм;

Aсм- площадь смятия, мм2;

(50)

lp- рабочая длина шпонки, мм;

Для сегментной шпонки:

Для призматической шпонки (исполнение 2):

Результаты расчета представлены в табл. 21:

Таблица 21.Расчет шпонок на смятие

Вал

М, Н*мм

d, мм

t1, мм

h, мм

b, мм

мм2

1

9,7

4,0

4,85

1,0

1,4

1,0

3,8

1,52

3,19

6

1500

8,0

375

1,2

2,0

2,0

6

4,8

78,13

Рассчитанные напряжения смятия меньше допустимого, значит шпонки выбраны верно.





























13. Проверочные расчеты проектируемого привода

13.1. Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя

Проверим выполнение следующего условия [1]:

, (51)

где Mн – номинальный момент двигателя

, – уточненные статический и динамический момент нагрузки, приведенные к валу двигателя, соответственно.

Расчет уточненного статического момента:

Для цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления КПД передачи рассчитывается по формуле [1]

(52)

где коэффициент трения,

коэффициент перекрытия,

окружная сила [1]:

(53)

коэффициент нагрузки [1]:

(54)

при принимают С=1.

Момент рассчитываем по формуле (10):

Рассчитаем КПД каждой передачи и приведем статический момент и результаты представим в виде таблицы 22.

Таблица 22. Расчет КПД передач и приведенного статического момента

Передача

5

4

3

2

1

Z1

17

17

17

17

18

Z2

50

50

50

48

48

500,00

172,85

59,75

20,70

7,50

125,00

43,21

14,94

5,18

1,88

1

1

1,18

1,51

2,34

0,989

0,989

0,987

0,983

0,974

Приведенный статический момент на последнем валу получаем равным 2,79Н*мм

Расчёт уточнённого динамического момента:

(55)

где ε – требуемое угловое ускорение вала двигателя (56)

(εн – требуемое угловое ускорение нагрузки)

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

, (57)

где кг*м2 – момент инерции ротора двигателя

Jн – момент инерции нагрузки, Jн = 0.1 кг·м2

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

(58)

В формуле (55) момент инерции каждого звена [1]:

(59)

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.23.

Таблица 23. Расчет моментов инерции звеньев редукора


d, мм

b, мм

J, 10-8 кг∙м2

1

10,0

6,0

4,62

2

25,0

3,0

90,31

3

9,5

6,0

3,77

4

25,0

3,0

90,31

5

9,5

6,0

3,77

6

26,0

3,0

105,70

7

11,4

9,6

12,50

8

31,2

4,8

350,50

9

15,2

8,0

32,91

10

41,6

6,4

1477,00



Тогда по формуле (58), Jрпр =19,85*10-8

По формуле (57):

= 3,63*10-6

По формуле (55):

= 6,53(Н∙мм)

В результате, правая часть неравенства (51):

9,32(Н∙мм).

Номинальный момент двигателя Mн = 9,8 Н∙мм.

Проверка выполняется, т. е. двигатель выбран правильно.























































14. Заключение

При проектировании привода были проведены расчеты: проектный расчет привода: подбор двигателя, определение общего передаточного отношения, определение оптимального числа ступеней с учетом требований к приводу, определение модуля, определение геометрических параметров зубчатых колес, входящих в состав привода; проверочный расчет привода: проверочный расчет двигателя, штифтов.

Валы, входящие в состав редуктора, были рассчитаны на изгиб и на жесткость, с целью уменьшения упругого мертвого хода. Выбраны и рассчитаны опоры (подшипники качения) для редуктора.

Были рассчитаны все остальные элементы конструкции: по требованиям технического задания расчет предохранительной муфты.

Как показали все проведенные в пояснительной записке расчеты, разработанный привод удовлетворяет всем требованием технического задания.



















































15. Список литературы

  1. Кокорев Ю.А., Жаров В.А., Торгов А.М. Расчет электромеханического привода: Учеб. пособие / Под ред. В.Н. Баранова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995. – 132 с., ил.

  2. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. В 2-х ч. Ч. 1. Расчеты / Н.П. Нестерова, А.П, Коваленко, О.Ф. Тищенко и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. – М.:Высш. Школа, 1978. – 328 с., ил.

  3. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. В 2-х ч. Ч. 2. Конструирование / Н.П. Нестерова, А.П, Коваленко, О.Ф. Тищенко и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. – М.:Высш. Школа, 1978. – 232 с., ил.

  4. Расчет и конструирование валов и опор механических передач приборов; Учебное пособие по курсу «Основы конструирования приборов» / И.С. Потапцев, Е.В. Веселова, Н.И. Нарыкова, А.В. Якименко. Под ред. В.Н. Баранова. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2000. – 32 с, ил.

  5. Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч.1. Детали, соединения и передачи / Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. – М.: Высшая школа, 1982. – 304 с., ил.

  6. Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч.2. Приводы, преобразователи, исполнительные устройства / Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. – М.: Высшая школа, 1982. – 263 с., ил.

  7. Атлас конструкций элементов приборных устройств: Учеб. пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов / А.А. Буцев, А.И. Еремеев, Ю.И. Кокорев и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. – Машиностроение, 1982. – 116 с., ил.



38







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.