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
10
Размер файла
916 Кб
Теги
записка
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа