close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Записка260

код для вставкиСкачать

О П И С А Н И Е.
Электромеханический привод с быстрым реверсом выходного вала.
Исходные данные:
1. Статический момент на выходном валу МСт=1400 Н(мм.
2. Скорость вращения выходного вала (вых=1.8 с -1.
3. Момент инерции нагрузки JН=0,12 кгм2.
4. Ускорение вращения выходного вала ε=30 с- -2.
5. Тип сцепной муфты - БПМ-2
6. Тип двигателя - ДАТ.
7. Срок службы ограничен сроком службы электродвигателя.
8. Характер производства - серийное.
Основные параметры порошковых муфт типа БПМ-2:
Mmax=0.22 Нм
nmax=2000 об/мин
момент инерции ведомой части= Iвед.=1.310-8 кгм2
ориентировочные размеры: d=95 l=58 db=4 lb=10 (мм)
1. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА.
Выбор электродвигателя по требуемой мощности исходя из условия:
Pдв Pдв(р)
Принимаем ( = 1,2; (0 = 0,6
Pнагр.=Mcтвых=1.41.8=2.52 (Вт)
Pдв(р)= (Вт) По рассчитанной мощности подберем двигатель ДAT21411:
(nНОМ=5000 об/мин; Ртабл=6 (Вт). (с-1)
по мощности:
nдв=5000 (об/мин) Мпуск=23510-4 (Нм)
Iр=210-6 (кгм2) Мном=117510-4 (Нм)
U=36 (В)
Разработка кинематической схемы.
Определение общего передаточного отношения редуктора:
(nВЫХ определяем по формуле Рассчитаем число ступеней n и передаточные отношения ступеней
исходя из условия минимизации габаритов:
n = 1,85(lg i0бщ = 1,85(lg290.888 = 4.558. берём nст=5
Определяем передаточное отношение каждой ступени:
iк На схеме Z1 , Z3 , Z5 , Z7 , Z9- число зубьев шестерен, Z2 , Z4 , Z6 , Z8, Z10 - число зубьев колес.
Назначим Z1 = 17, тогда Z2 = iк(Z1 = 3,11(17 = 53.
Примем Z1 = Z3 = Z5 = Z7 =Z9=17 ; Z2 =53=Z4 = Z6 = Z8 =Z10.
Проверка: Отклонение передаточного отношения не превышает допустимых пределов.
В соответствии с выбранным числом зубьев, передаточные отношения ступеней будут равны: iI-II = 3,4; iII-III = iIII-IV = iIV-V = 3,6.
Расчет моментов в кинематической цепи привода:
Определяем статические и суммарные крутящие моменты, действующие на каждом валу (примем η0 = ηподш ( ηпер= 0,97):
VI вал: МVICт= 1.4 Н(м; МVI =МН = МСт + МДин = МСт + ε(JН =1.4 +30(0,12 = 5 Н(м=Mвых;
V вал: IV вал: III вал: II вал: Муфту сажаем на колесо ,где момент не выше Ммах=0.22 (Нм)
n1 =5000 об/мин
n2 = n1 /i1-2 = 5000 / 3.11 = 1.608103 об/мин
n3 = n2/i3-4 = 1.608103/ 3,11 = 516.951 об/мин n3<2000(об/мин)
n4 = n3/ i5-6 = 516.951 / 3,11 = 166.222 об/мин
n5 = n4/ i7-8 = 166.222 / 3,11 = 53.448 об/мин
n6 = n5/ i9-10 = 53.448 / 3,11 = 17.186 об/мин
Из вычислений следует,что муфту сажаем на 3 колесо
с МIII=0.182 Нмм и n3=516.951 об/мин
Расчет зубчатых передач на прочность.
Цель этого расчета - определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.
Выберем для изготовления колес сталь 45, а для шестерен - 40Х. Для стали 45: Предел прочности (В =580 МПа (Н/мм 2); предел выносливости (-1 =0,43((В =249,4 МПа; твердость 220НВ; допускаемое напряжение изгиба [(F]К =(-1/n = 166,3 МПа (n=1,5); допускаемое контактное напряжение [(H]К = 2,6НВ = 572 МПа.
Для стали 40Х:
Предел прочности (В =1000 МПа (Н/мм 2); предел выносливости (-1 = [0,35(В+(70...120)] = 440 МПа; твердость 250НВ; допускаемое напряжение изгиба [(F]Ш =(-1/n = 293,3 МПа (n=1,5); допускаемое контактное напряжение [(H]Ш = 2,6НВ = 650 МПа.
Для шестерен коэффициент формы зуба YFШ= 3,98; для колес YFК =3,73. следовательно расчет ведем по колесу,т.к. на нём отношение больше.
Для открытых передач модуль m зацепления в миллиметрах определяют по формуле: , где m-модуль прямозубого колеса; ; М - крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо Z (Н(мм); К=1.3; ψm =8.
Для первой ступени: Для второй ступени:
Для третей ступени:
Для четвертой ступени:
Для пятой ступени:
Геометрический расчет зубчатых колес и передач.
Делительный диаметр d=mZ; Диаметр вершин зубьев d( = d + 2(m; Диаметр впадин df = d - 2(m((1-c*); Ширина колеса bк = ψm(m Ширина колеса bШ = bк+(1..2)m Делительное межосевое расстояние aw =0.5m(z1 + z2)
Для колёс: z2=z4=53 m =0,4; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,5 (m<0.5)
d=0.453; d = 21,2 мм; d( = 21.2 + 2(0.4; d( = 22 мм; df = 21.2-0.8((1-0.5); df = 20,8 мм; aw =0.50.4(z1 + z2) aw=14 мм;
bк=80.4 bк=3.2 мм; Для шестерней: z1=z3=17 m =0,4; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,5 (m<0.5)
d=0.417; d = 6.8 мм; d( = 6.8 + 2(0.4; d( = 7.6 мм; df = 6.8-0.8((1-0.5); df = 6,4 мм; aw =0.50.4(z1 + z2) aw=14 мм;
bш= bк+1.50.4 bш=3.8 мм; Для колёс: z6=200 m =0,6; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.6200; d = 120 мм; d( = 120 + 2(0.6; d( = 121.2 мм; df = 120-1.2((1-0.35); df = 119,22 мм; aw =0.50.6(z5 + z6) aw=65.1 мм;
bк=80.6 bк=4.8 мм; Для шестерней: z5=17 m =0,6; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.617; d = 10.2 мм; d( = 10.2 + 2(0.6; d( = 11.4 мм; df = 10.2-1.2(1-0.35); df = 9.42 мм; aw =0.50.6(z5 + z6) aw=65.1 мм;
bш= bк+1.50.6 bш=5.7 мм; Для колёс: z8=200 m =0,63; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.63200; d = 126 мм; d( = 126 + 2(0.63; d( = 127.26 мм; df = 126-1.26((1-0.35); df = 125,181 мм; aw =0.50.63(z7 + z8) aw=68.1 мм;
bк=80.63 bк=5.04 мм; Для шестерней: z7=71 m=0,63; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.6371; d = 44.73 мм; d( = 44.73 + 2(0.63; d( = 45.99 мм; df = 44.73-20.63(1-0.35); df = 43.911 мм; aw =0.50.63(z7 + z8) aw=82.845 мм;
bш= bк+1.50.63 bш=5.985 мм; Для колёс: z10=106 m =0,9; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.9106; d = 95.4 мм; d( = 95.4 + 2(0.9; d( = 97.2 мм; df = 95.4-1.8((1-0.35); df = 94,23 мм; aw =0.50.9(z9 + z10) aw=76.05 мм;
bк=80.9 bк=7.2 мм; Для шестерней: z9=63 m=0,9; значение коэффициента радиального зазора принимаем c*=0,35 (m>0.5)
d=0.963; d = 56.7 мм; d( = 56.7 + 2(0.9; d( = 58.5 мм; df = 56.7-20.9(1-0.35); df = 55.53 мм; aw =0.50.9(z9 + z10) aw=76.05 мм;
bш= bк+1.50.9 bш=8.55 мм; Проверочный расчет на прочность проводят по формуле: , где К( = 48,5 МПа. Рассчитав колесо 10, видим, что данное условие выполняется:
т.к. диаметр муфты больше диаметра колеса 3,то мы увеличили передаточное отношение ступени 4, 5 и 6.
2. РАСЧЕТ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТОЧНОСТИ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ ЦЕПИ.
В качестве показателей точности кинематической цепи принимают кинематическую погрешность ((i0( и погрешность мертвого хода (((( . Общая погрешность кинематической цепи (( находится как сумма указанных погрешностей, приведенных к выходному валу устройства.
Расчет кинематической погрешности.
, где (((i0j - значение кинематической погрешности j-ой элементарной передачи; (j - передаточный коэффициент j-ой передачи. Значение (((i0j рассчитывают по формуле: ,где К( = 1, т.к. ( больше 2( и кинематическая погрешность элементарной передачи угл. мин.
Определяем максимальные значения кинематических погрешностей передач F'i0max по формуле:
Погрешность монтажа Е(М определяется по формуле:
Здесь еr-монтажное радиальное биение зубчатого колеса, которое равно: еr1 = еr3 =16мкм; еr5=20мкм; еr7 =25мкм; еr2 = еr4 =20мкм; еr6 = еr8 = еr10=35мкм; еr9=30мкм.
Допуски на кинематические погрешности шестерни F'i1 и колеса F'i2 определяются по формуле: F'i = Fp + ff , где Fp-допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни); ff -допуск на погрешность профиля зуба.
Fp1 = Fp3 = Fp5 =22мкм; Fp7 =30мкм; Fp2 = Fp4 =26мкм; Fp6 = Fp8 =F p10=42мкм;
F p9=35мкм;
ff1 = ff2 = ff3 = ff4= 9мкм; ff5 = ff6 = ff7 = ff8 = ff9 = ff10 = 10 мкм.
Таким образом: F'i1 = 22+9=31 мкм F'i2 = 26+9=35 мкм
F'i3 = 22+9=31мкм F'i4 = 26+9=35мкм
F'i5 = 22+10=32мкм F'i6 = 42+10=52мкм
F'i7 = 30+10=40мкм F'i8 = 42+10=52мкм
F'i9 = 35+10=45мкм F'i10 = 42+10=52мкм
С учетом полученных значений рассчитаем максимальную кинематическую погрешность в микрометрах:
Найдем максимальную кинетическую погрешность в угловых единицах: Определим передаточные коэффициенты элементарных передач по формуле: (IV = 1.
Таким образом, максимальная кинематическая погрешность передачи равна: ((i0( =0,0214(14,35+0,0772(11,42+0,2778(10,25+1(7,91=11,95 угл. мин
Расчет суммарной погрешности мертвого хода
выполняют по формуле: , где (((j -значение погрешности мертвого хода j-той элементарной передачи, равное .
Максимальное значение мертвого хода элементарной передачи (в микрометрах) рассчитывают по формуле:
Пренебрежем радиальными зазорами в опорах шестерни (р1 и колеса (р2. Значения остальных параметров:
- наименьшее смещение исходного контура: ЕHS1 =5мкм; ЕHS3 = ЕHS5 =6мкм; ЕHS7 =7мкм; ЕHS2 = ЕHS4 =8мкм; ЕHS6 = ЕHS8 =9мкм. - допуск на смещение исходного контура: ТН1 =30мкм; ТН2 = ТН3 = ТН5 = ТН7 =34мкм; ТН4 = ТН6 = ТН8 =40мкм.
- допуск на отклонение межосевого расстояния передачи:
faI = faII =10мкм; faIII = faIV =12мкм.
Получим: Таким образом, значение мертвого хода в угловых минутах элементарных передач будет равно:
Суммарная погрешность мертвого хода:
СУММАРНАЯ ПОГРЕШНОСТЬ ПЕРЕДАЧИ РАВНА:
И так как рассчитанная погрешность передачи (19,51 угл. мин) меньше заданной погрешности (20 угл. мин), то редуктор удовлетворяет заданным требованиям кинематической точности.
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
46
Размер файла
206 Кб
Теги
записка260
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа