close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Записка

код для вставкиСкачать

В В Е Д Е Н И Е.
Электромеханические приводы, состоящие из двигателя и механической передачи, широко применяются в медицинской и вычислительной технике, радиоэлектронной и оптикомеханической аппаратуре, измерительных устройствах, системах автоматики и робототехники, а также в других устройствах для передачи движения на исполнительный орган. Широкие функциональные возможности, точность и надежность электромеханических приводов обеспечивают устойчивый интерес разработчиков к ним. Решение многих задач повышения качества и надежности электромеханических приводов осуществляется в процессе проектирования, когда на основе исследований и расчетов разрабатывают конструкцию прибора, выбирают материалы для изготовления деталей, определяют наиболее рациональные их формы и размеры, решают вопросы точности и надежности.
О П И С А Н И Е.
Исполнительный приборный привод общего назначения применяется для приведения в движение рабочих органов различных приборных устройств.
Привод состоит электро-двигателя 1 и редуктора Z1 ...Z8
Для защиты привода от перегрузок по моменту в редукторе устанавливается предохранительная муфта М.
Исходные данные:
1. Статический момент на выходном валу МС=1000 Н(мм.
2. Скорость вращения выходного вала (=4 с -1.
3. Момент инерции нагрузки JН=0,15 кг(м2.
4. Ускорение вращения выходного вала ε=20 с- -2.
5. Кинематическая точность редуктора Δ(=20 угл. мин.
6. Тип предохранительной муфты - фрикционная дисковая.
7. Тип двигателя - ДПР.
8. Вид исполнения - У4.
9. Срок службы ограничен сроком службы электродвигателя.
10. Характер производства - мелкосерийный.
1. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА.
Выбор электродвигателя:
Принимаем ( = 1,1; (Р = 0,85.
РДВ((Р=((МС(( Вт
По рассчитанной мощности подберем двигатель ДПР-52-Ф1-02 (nНОМ=6000 об/мин; РНОМ=6,15 Вт). Разработка кинематической схемы.
Определение общего передаточного отношения редуктора:
(nВЫХ определяем по формуле )
Рассчитаем оптимальное число ступеней nОПТ и передаточные отношения ступеней:
nОПТ = 1,85(lg i0 = 1,85(lg158 = 4.
iСТ На схеме Z1 , Z3 , Z5 , Z7 - число зубьев шестерен, Z2 , Z4 , Z6 , Z8 - число зубьев колес.
Назначим Z1 = 25, тогда Z2 = iСТ(Z1 = 3,55(25 = 85,2.
Примем Z1 = Z3 = Z5 = Z7 = 25; Z2 = 85; Z4 = Z6 = Z8 = 90.
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 η = ηподш ( ηпер= 0,99 2= 0,98):
V вал: МVC= 1 Н(м; МV =МН = МС + МД = МС + ε(JН =1 +20(0,15 = 4 Н(м;
nВЫХ =38об/мин
IV вал: nIV = nV ( iIV-V = 38 ( 3,6 = 137 об/мин
III вал: nIII = nIV( iIII-IV = 137 ( 3,6 = 493 об/мин
II вал: nII = nIII( iII-III = 493 ( 3,6 = 1775 об/мин
I вал: nII = nIII( iII-III = 1775 ( 3,4 = 6035 об/мин
Проверка правильности выбора двигателя:
МI = 26,2 Н(мм < MП = 68,7 Н(мм МIC = 6,6 Н(мм < МНОМ = 9,8 Н(мм nI = 6035 об/мин ≈ nНОМ = 6000 об/мин
Следовательно, электродвигатель выбран верно.
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.
Для открытых передач модуль m зацепления в миллиметрах определяют по формуле: , где m-модуль прямозубого колеса; Кm =1,4; М - крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо Z (Н(мм); К=1; ψm =10.
Для первой ступени: Для второй ступени:
Для третей ступени:
Для четвертой ступени:
Геометрический расчет зубчатых колес и передач.
Первая ступень: m1 =0,4; Z1 =25; Z2 =85; h(*=1; c*=0,25
Делительный диаметр d=mZ; d1 = 10 мм; d2 = 34 мм
Диаметр вершин зубьев d( = d + 2(m(h(*; d(1 = 10,8 мм; d(2 = 34,8 мм
Диаметр впадин df = d - 2(m((h(*+c*); df1 = 9 мм; df2 = 33 мм
Ширина колеса b = ψm(m b1 = 6 мм; b2 = 4 мм
Делительное межосевое расстояние a = (d1 + d2)/2 a1 = 22 мм Вторая ступень: m2 =0,5; Z3 =25; Z4 =90; h(*=1; c*=0,25
Делительный диаметр d=mZ; d3 = 12,5 мм; d4 = 45 мм
Диаметр вершин зубьев d( = d + 2(m(h(*; d(3 = 13,5 мм; d(4 = 46 мм
Диаметр впадин df = d - 2(m((h(*+c*); df3 = 11,25 мм; df2 = 43,75 мм
Ширина колеса b = ψm(m b3 = 7,5 мм; b4 = 5 мм
Делительное межосевое расстояние a = (d3 + d4)/2 a2 = 28,75 мм
Третья ступень: m3 =0,6; Z5 =25; Z6 =90; h(*=1; c*=0,25
Делительный диаметр d=mZ; d5 = 15 мм; d6 = 54 мм
Диаметр вершин зубьев d( = d + 2(m(h(*; d(5 = 16,2 мм; d(6 = 55,2 мм
Диаметр впадин df = d - 2(m((h(*+c*); df5 = 13,5 мм; df6 = 52,5 мм
Ширина колеса b = ψm(m b5 = 9 мм; b6 = 6 мм
Делительное межосевое расстояние a = (d5 + d6)/2 a3 = 34,5 мм
Четвертая ступень: m4 =0,8; Z7 =25; Z8 =90; h(*=1; c*=0,25
Делительный диаметр d=mZ; d7 = 20 мм; d8 = 72 мм
Диаметр вершин зубьев d( = d + 2(m(h(*; d(7 = 21,6 мм; d(8 = 73,6 мм
Диаметр впадин df = d - 2(m((h(*+c*); df7 = 18 мм; df8 = 70 мм
Ширина колеса b = ψm(m b7 = 12 мм; b8 = 8 мм
Делительное межосевое расстояние a = (d7 + d8)/2 a4 = 46 мм
Проверочный расчет на прочность проводят по формуле: , где К( = 48,5 МПа. Рассчитав колесо 8, видим, что данное условие выполняется:
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 = еr5 =20мкм; еr7 =25мкм; еr2 = еr4 =30мкм; еr6 = еr8 =40мкм.
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 =22мкм; Fp3 = Fp5 =24мкм; Fp7 =26мкм; Fp2 = Fp4 =30мкм; Fp6 = Fp8 =35мкм
ff1 = ff2 = 9мкм; ff3 = ff4 = ff5 = ff6 = ff7 = ff8 = 10 мкм.
Таким образом: F'i1 = 22+9=31 мкм F'i2 = 30+9=39 мкм
F'i3 = 24+10=34мкм F'i4 = 30+10=40мкм
F'i5 = 24+10=34мкм F'i6 = 35+10=45мкм
F'i7 = 26+10=36мкм F'i8 = 35+10=45мкм
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
7
Размер файла
916 Кб
Теги
записка
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа