Расчет и конструирование приводов датчиков обратной связи систем управления

Размещено на http://www.allbest.ru/

Тольяттинский Государственный Университет

Кафедра "Автоматизация машиностроения"

мультипликатор кинематический привод датчик

Пояснительная записка к курсовому проекту

по курсу "Прикладная механика"

Расчет и конструирование приводов датчиков обратной связи систем управления

Студент: Казакова А.Н.

Группа: Э-203

Преподаватель: Силаева Е.В.

Тольятти 2002

Задание на проект

Cпроектировать привод импульсного датчика обратной связи для станка с ЧПУ

Основные исходные данные

1.тип датчика -кодовый

2.метод устранения мертвого хода - введением в кинематическую цепь упругих элементов

3.цена импульса - L =1,28 мм/об

4.рабочий ход ОУ - L=950 мм

5.наибольшая скорость ОУ - V=102мм/с

6.наибольшее линейное ускорение ОУ - а=63 мм/с

Принимаемые параметры (из условия компактности мультипликатора):

-модуль всех передач m=1мм

-число импульсов, выдаваемых ДОС за 1 оборот,к=100

Силовой расчет

мультипликатор кинематический привод датчик

В рассматриваемом мультипликаторе статический крутящий момент сопротивления отсутствует. Здесь действуют динамические моменты. Потери на трение с достаточным приближением учитываются через КПД.

Полагаем все вращающиеся элементы мульпликатора (кроме фотодиска) изготовленными из стали плотностью =7,8 10 кг/м(Нс/м)

Момент инерции вала 1

I=I+I+I+I

I=d/32(l-4b-l)=4,21 10 Hмс

I=I=d2bp/32=43048,4 10 Hмс

I=d1,1 10 p/32=8,84 10 Hмс

I=d2bp/32=12,25 10 Hмс

I=43073,62 10=43,07 10 Hмс

Момент инерции вала 2

I=I+I+I+I

a)I=d(l-4b-l)p/32=1,53 10 Hмс

I=I=d2bp/32=17,93 10 Hмс

I=43048,4 10 Hмс

I=dlp/32=6,123 Hмс

I=43055,98 10 = 43,05 10 Hмс

Момент инерции вала 3

I=I+I+I+I

a)I=d(l-2b-l-фд)p/32=1,9 10 Hмс

b)I=dl p/32=12,25 10 Hмс

c)I=17,93 10 Hмс

d)I=(2R)фдp/32=450 10 Hмс

I=473,99 10 Hмс

Момент инерции , приведенный к валу 2

I=I+IU=6,63 10 Hм

Момент инерции привода мультипликатора,приведенный к валу1

I=I+IU+I(UU)=329,2 10 Hм

Динамические крутящие моменты на валах

1)М=IE=2,1Hм

2)M=IE=0,29 Hм

3)M=IE=0,02 Hм

Окружные усилия, действующие в зацеплениях зубчатых передач

а)шестерня-рейка Р=2М/mz=210H

b)в зацеплении Р=2М/mz=27,3H

c)в зацеплении Р=2М/mz=3,8H

Cуммарное усилие, развиваемое люфтовыбирающими пружинами зубчатых колес.Принимаем коэффициент запаса по усилию к =1,3;диаметр,на котором размещаются пружины d =0,7mz(k =0,7). Cуммарное усилие пружин

Р =к /к Р=1,86Pi

Суммарное усилие пружин для колес z и z

а) Р =50,8 H

b)P=7,07 H

КПД мультипликатора.

а) шестеренно-реечной передачи при коэффициенте перекрытия Еп=1,1

o=0,969

b)передачи z /z при Е =1,2

=0,958

c)в передачи z /z при Е =1,2

=0,935

Тогда КПД мультипликатора

=0,842

Приведенные крутящие моменты на валах

1)М=М/ =2,5Hм=2500Нмм

2)М=М/ =0,317Hм =317Hмм

3)М=М/ =0,02Hм = 20Hмм

Наибольшие окружные усилия в зацеплениях зубчатых передач

а) шестерня-рейка

Р =2М(1+к )/mz=575 H

b)в зацепление z /z

P =2M(1+k )/mz=74,7H

c)в передаче z /z

P =2M (1+k )/mz=9,5H

Наибольшие радиальные усилия,действующие в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых передач

а) шестерня-рейка

Т =Р tg20=209,3H

b)в зацеплении z /z

Т =Р tg20= 27,2H

в передаче z/z

T =Ptg20=3,5H

Кинематический расчет

Общее предварительное передаточное отношение

U=mz/(kL)=49,087

где к - число импульсов, выдаваемых ДОС за 1 оборот

z=z=22 z=z154

U=z/z=154/22=7 ; U=z/z=154/22=7

где U,U - передаточные отношения ступеней мультипликатора

Количество ступеней мультипликатора к =1,5lgU=2,5

Передаточные отношения по ступеням U=U=49,087=7,006 U =10

Принятое общее передаточное отношение мультипликатора U=UU=77=49

Уточнение количества штрихов (щелей) на фотодиске ДОС

к=mz/UL

Фактическое значение цены импульса

L=mz/Uk

Наибольшие угловые скорости валов 1,2,3(рис.1)

w=2V/mz=10,2 рад/с =97,45 об/мин.

w=wU=71,5 рад/с =682,7 об/мин.

w=wU=500,3 рад/с 4779,4 об/мин.

Выбор типа опор:а нализ полученных результатов показывает, что скорости валов 2,3 значительны. Учитывая это и , кроме того, возможные динамические нагрузки на валы от передач, выбираем в качестве опор для всех валов одинаковые радиальные шариковые подшипники. Такое решение не только обеспечит повышение надежности мультипликатора и унификацию его узлов, но и снизит потери на трение.

Наибольшие окружные (линейные) скорости зубчатых колес с z,z,z,z

V=wmz/2=0,102 м/с

V=V=wmz/2=0,786 м/с

V=V=wmz/2=5,503 м/с

Выбор типа колес: окружные скорости всех зубчатых колес меньше 6м/с, поэтому используем прямозубые цилиндрические колеса

Наибольшие угловые ускорения на валах с люфтовыбирающими колесами

а) на валу 1

Е=2a/mz=6,3 рад/с

б) на валу 2

Е=2aU/mz=44,2 рад/с

в)на валу 3

Е=2aUU/mz=308,97 рад/с

Геометрический расчет

Предварительная компановка.

Диаметры зубчатых колес

а)делительных окружностей

d=d=mz=1154=154мм

d=d=mz=122=22мм

б)окружностей выступов

De=De=m(z+2)=1(154+2)=156мм

De=De=m(z+2)=1(22+2)=24мм

в)окружностей впадин

Di=Di=m(z-2,5)=1(154-2,5)=151,5мм

Di=Di=m(z-2,5)=1(22-2,5)=19,5мм

Межцентровые расстояния передач

А,=m(z+z)/2=A =m(z+z)/2=88 мм

Расчет диска фотодатчика не производится.

Для дальнейших предварительных расчетов остальные параметры принимаем конструктивно. Геометрию корпуса отыщем после окончательной компоновки мульпликатора.

Прочностной расчет

а) Оцениваем изгибную прочность зубьев наиболее нагруженного зацепления шестерня-рейка.Для материаля сталь 45 закалка по сечению 38-48 HRC находим u=255МПа и к=980 МПа.

Модуль упругости Е=2,5 10 МПа, к =1

Для колеса z,расположенного ближе к одной из опор ,вычисляем параметр

0,5(U+1)b/r = 0,5(0+1)5/10=0,25

к =1,07; к =1; у =0,389 ; у =0,55

Напряжение изгиба для зубьев шестерни

=Р к к /у bmк =225,9 МПа

Рейки

u =Ркд кк /уp bmкп =159,81 МПа

б) = 2,08/mz EM k k/b k=931.65 МПа

в)Анализируя полученные результаты, делаем заключение, что прочность шестеренно-реечной передачи не обеспечена. Прочность может быть повышена за счет увеличения числа зубьев шестерни, ее ширины ,модуля передачи, а также использования материала с более высоким

b=4,33/mz TM К К / K=6.5 мм b=7мм

г)контактные напряжения в зацеплении z/z

=1,04/mz EM к к /bk=202,5 MПа

д) Учитывая запас по допускаемому напряжению, уточним величину половины ширины колеса z ,z

b =1.08/mz (E(U +1)M k k/ k =1.21 мм

Для обеспечения жесткости колеса принимаем b =3мм

Ширину колес z принимаем =b

а)=63,7МПа ,

=0,22 и учитывая результаты расчета находим диаметр наиболее нагруженного вала из условия прочности штифтового соединения

d= 1.37 M/ =12.7=13

d =d =d =13

б) d = d = 2.5

Y=R-T+T-R=0

M(A)=R 85 -T(85-30)+T(85-60)=0

R =127.4H

R =-54.7H

Т.е R направлена в ту же сторону, что и R (знак -)

г)Строем эпюры

M(x)=R x-M =0

M =R x=127,4x

x=0=M ;x=30 M =3822Hмм

M(x)=R (30+x)-Tx-M=0

x=0 M=3822;x=30, M =1365Hмм

M(x)=R (60+x)-T(30+x)+Tx-M=0

x=0 M=1365Hмм

x=25 M=0

R=394H

R=255,7H

д)Строем эпюру изгибающих моментов

M=R x=394x

(x=0) M =0 ;(x=30) M =11820

M=R (30+x)-Px

M =11820 (X=0); M =6390

M =R (60+x)-P(30+x)-Px

M =6390 (x=0); M =0 (x=25)

ж)Строим эпюру крутящих моментов. В интервале между колесами z и zдействует М=2500 H мм

з)Определяем эквивалентный момент в опасном сечении

М =М+М +М=12671,6H мм

и) =64 МПа

d 32M/=12.7 =13

d =d =d =13мм

результирующие реакции на опорах

a) R=R+R=261.5H

R =R+R=414H

б)подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре В. Ориентируемся на однорядный радиально-упорный подшипник ,с параметрами d =12мм,D =32, ширина В=10мм;динамической грузоподъемностью С =7150 H,статической грузоподъемностью С=3340H

x=1;y=0

k =1.26;k =1иV=1

P=(xVR+yR)k k=521.64H

в)расчетная долговечность

L=(C/P)=2575.2млн. об

Наибольшая угловая скорость вала 3 w=4779,4 об/мин

L=L10/60w=34080ч

Так как в данном варианте используется моментный двигатель расчет люфтовыбирающих пружин не производится.

Точностной расчет

Расчет размерных цепей вероятностным методом

а) составляем увязочный эскиз

б)присваиваем цепи буквальный индекс - А

в)выявляем замыкающие звено и тип каждого из составляющих звеньев. Принимаем в качестве замыкающего А- символический зазор между правыми за плечиком вала 1 и подшипником качения. Звенья А,А,А,А-уменьшающие, А, А - увеличивающие

г)строем схему рассчитываемой цепи

д)определяем номинальный размер замыкающего звена ,при Е=1

А=ЕА=А+А-А-А-А-А=100+13-3-10-3-10=82

е)ориентировочно принимаем Т=200мкм

Формируем таблицу в которой звенья определяем по законам распределения. Принимая коэффициент риска р=0,27 и t=3 получаем а =T /t =39.8 ед. допуска

з) по числу единиц допуска находим квалитет-9-ый

и)вычисляем координату середины поля допуска

к)отыскиваем координату середины поля допуска при Е=1, Е =-37мкм

л)находим предельные отклонения замыкающего звена

ES=E +0.5T=63мкм

EI=E -0.5T=-137мкм

Расчет вероятной угловой погрешности привода датчика обратной связи. Степень точности зубчатых колес мультипликатора принимаем 4D по ГОСТ1643-81

Вычисляем погрешности

=412/m(F/z+F/zU+F/zU)=

Что вполне приемлемо.

Тепловой расчет

Так как КПД мультипликатора достаточно высок, то тепловой расчет не требуется. Смазку закладываем в подшипники и зацепления зубчатых колес при сборке и добавляем по мере необходимости.

Заключение

Проведенный расчет является первым циклом решения. Полученные в нем результаты еще не оптимальны. Оптимизация требует повторного расчета отдельных элементов, что приведет к изменениям конструкции и необходимости выполнить дальнейшие цикловые вычислительные процедуры. Таким образом, требуется многократный специальный анализ, последующее расчетное уточнение и совершенствование принятых технических решений, что должно сказаться на компоновке мультипликатора.

Решение этой задачи выполняется с помощью ЭВМ.

Литература

1 Равва Ж. С. , Цлаф М. Я. Системы программного управления и их элементы. - Куйбышев: Кн. Изд-во, 1962, - 188 c.

2 Первицкий Ю. Д. Расчет и конструирование точных механизмов. - Л. : Машиностроение, 1976. - 743 с.

3 Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. В 2-х ч. Ч. 1, 2/Н. П. Нестеров, А. П. Коваленко, О.Ф. Тищенко и др.; Под ред. О. Ф. Тищенко. - М.: Высшее школа, 1978. - 328 с., 323 c.

4 Равва Ж. С., Сорокин О. В. Точные механизмы и их детали. - Куйбышев: Кн. Изд-во, 1966, с. 18 - 19.

5 Курсовое проектирование деталей машин/ С. А. Чернавский,

6 Г. М. Ицкович, К. Н. Боков. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

7 8.6 Левин И. Я. Справочник конструктора точных приборов. -

8 М.: Машиностроение, 1967. - 743 с.

Размещено на Allbest.ru