Исполнительный механизм выдвижного действия
Выбор двигателя привода конструкции. Определение зубьев колес редуктора и разбивка общего передаточного отношения. Подсчет вала на статическую прочность. Калькуляция предохранительной фрикционно-дисковой муфты. Расчет погрешности кинематической цепи.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 21.10.2017 |
| Размер файла | 785,5 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Оглавление
1. Техническое задание
2. Описание и обоснование разрабатываемой конструкции
2.1 Технико-экономическое обоснование конструкции
2.2 Принцип действия изделия
3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции
4. Кинематический расчёт проектируемой конструкции
4.1 Определение общего передаточного отношения
4.2 Определение числа ступеней
4.3 Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения
5. Силовой расчет ЭМП
5.1 Проверочный расчет выбранного двигателя
5.2 Проектный расчет зубчатых передач на прочность
5.2.1 Выбор материалов
5.2.2 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость
5.2.3 Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса
5.2.4 Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и зубчатого колеса
5.2.5 Расчёт зубьев на изгиб
5.2.6 Расчёт зубчатых колес на контактную прочность
5.3 Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции
6. Проектировочный расчет валов и опор
6.1 Проектировочный расчет вала
6.1.1 Расчет вала на статическую прочность
6.1.2 Определение эквивалентных напряжений
6.1.3 Расчет вала на жесткость
7. Расчет предохранительной фрикционно-дисковой муфты
7.1 Выбор и расчет муфты
7.2 Проектировочный расчёт пружины
8. Проверочный расчет валов и опор
8.1 Проверочный расчет по динамической грузоподъемности
8.2 Расчет КПД опор
9. Проверочный расчет редуктора
9.1 Проверка правильности подбора двигателя
9.2 Проверочный расчет на прочность
9.3 Расчет на прочность при кратковременных перегрузках
9.4 Расчет на прочность передачи винт-гайка
10. Проверочный расчет кинематической цепи на точность
10.1 Выбор степени точности
10.2 Выбор вида сопряжения
10.3 Расчет погрешности кинематической цепи
10.4 Расчет погрешности мертвого хода
11. Расчет шпонок
Заключение
Список литературы
1. Техническое задание
Тема проекта: исполнительный механизм выдвижного действия.
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.
|
Сила на выходном валу , Н |
500 |
|
|
Скорость движения выходного вала , м/с |
0,001 |
|
|
Ход выходного звена s, мм |
60 |
|
|
Диаметр и шаг винтовой пары d / p, мм/мм |
10 / 2 |
|
|
Тип корпуса |
двухплатный |
|
|
Тип предохранительной муфты |
фрикционная дисковая |
|
|
Напряжение питания |
27В постоянного тока |
|
|
Характер производства |
мелкосерийный |
Предусмотреть механические и электрические ограничители движения, а также потенциометр обратной связи.
2. Описание и обоснование разрабатываемой конструкции
2.1 Технико-экономическое обоснование конструкции
Темой данной курсовой работы является разработка конструкции исполнительного механизма выдвижного действия. 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
Рис.1. Схема разрабатываемого механизма
Д - двигатель;
Р - редуктор;
М - муфта;
ВЗ - выходное звено;
ДП - датчик перемещения;
Квых - обратная связь;
Uупр - управляющее напряжение.
В общем случае ЭМП состоит из трех основных звеньев: источника энергии (электродвигателя Д), передатчика энергии (редуктора Р) 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 перемещения ДП служит для преобразования выходной механической величины (хода выходного звена s) в электрический сигнал для контроля выходных параметров.
В качестве датчика перемещения в разрабатываемой конструкции будет применен линейный потенциометр, присоединенный к стенке стакана, защищающей выходной вал. 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. Помимо этого в редукторе будет реализована функция ограничителя хода выходного вала микропереключателями. Таким образом будет реализована система обратной связи, позволяющая управлять движением выходного звена.
3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции
Для механизма линейных перемещений предварительный выбор двигателя будем производить по номинальной мощности [1]:
,
где
- номинальная мощность двигателя
- выходная мощность редуктора
=1,1 - коэффициент запаса
- КПД редуктора
Примем КПД цилиндрического зубчатого редуктора открытого типа , КПД передачи винт-гайка . Тогда КПД всего механизма равен
Расчетное значение выходной мощности:
Вт
По рассчитанной мощности N = 1,38 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
Поскольку предварительно двигатель выбран и известна частота вращения его вала, то можно рассчитать передаточное отношение всей цепи двигатель - выходной вал:
Угловая скорость выходного вала двигателя:
Угловая скорость выходного вала привода:
Подставляя полученные скорости в формулу (2) имеем:
4.2 Определение числа ступеней
Поскольку в ТЗ не задан критерий расчета, проведем расчет по трём критериям [1]: минимизация габаритов, минимизация массы и минимизация погрешностей и выберем среднее число ступеней. А затем произведем разбивку общего передаточного отношения.
1) Критерий минимизации габаритов
,
2) Критерий минимизации массы (быстродействие)
3) Критерий минимизации погрешностей
,(i =8)
,
Выберем число ступеней n=4.
4.3 Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения
Поскольку n=4, передаточное отношение каждой ступени будет порядка: . Выберем наибольшее число зубьев для колес: zкол=85, 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, будем 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 |
2,78 |
18 |
50 |
|
|
3-4 |
3,12 |
17 |
53 |
|
|
5-6 |
3,5 |
17 |
60 |
|
|
7-8 |
5 |
17 |
85 |
Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Дi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где
Фактическое передаточное отношение iфактич находим по формуле [1]:
.
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]:
Здесь
Mi, Mi - момент нагрузки на i-ом и j-ом валах.
iij - передаточное отношение i-го и j-го вала.
зij - КПД передачи. Для цилиндрической передачи зij=0.98.
зподш - КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников качения примем зподш =0.99.
- максимальный момент на выходном валу.
- КПД передачи винт-гайка
- угол подъёма винтовой резьбы)
- предельный угол трения,
- коэффициент трения
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Составим таблицу 4 статических моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):
Таблица 4. Статические моменты нагрузки на валах редуктора
|
2,36 |
6,38 |
19,30 |
65,55 |
318 |
Поскольку основной режим работы привода динамический и при этом статический момент много меньше динамического, то и проверочный расчет выбранного двигателя ведем по динамической нагрузке.
Учтём динамическую нагрузку коэффициентом запаса
Н*мм
> 4,72 Н*мм
> 2,6 Н*мм
Предварительно заключаем, что по этому параметру двигатель для проектируемого привода подобран верно.
5.2 Проектный расчет зубчатых передач на прочность
Цель этого расчета - определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.
Следует сделать выбор, какой тип передачи (открытый или закрытый) следует применять в разрабатываемой конструкции. Открытые ЭМП применяют при малых окружных скоростях и нагрузках в режимах длительных остановок. Основной причиной выхода из строя открытых передач является поломка зубьев, в результате усталости материала. Для предотвращения поломки зубья рассчитывают на изгибную прочность.
Для зубьев ЭМП, работающих в более напряжённых условиях, применяют закрытые передачи. Основной причиной выхода из строя этих передач является усталостное выкрашивание поверхностей зубьев, для предотвращения которого проводят расчёт на контактную прочность.
Так как в данном задание небольшая окружная скорость, то выбираем открытую передачу.
По согласованию с преподавателем, срок службы выбран .
Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгибную прочность, а проверяют на контактную прочность ([1],стр.29).
5.2.1 Выбор материалов
Материалы выбирают с учетом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости.
Для прирабатывающихся зубчатых передач рекомендуется для выравнивания срока службы назначать для зубчатых колес разные материалы, причем твердость шестерни должна быть на 20…30 единиц больше твердости колеса ([1], стр.35).
Исходя из всего выше сказанного выберем для шестерни материал сталь 45, а для зубчатого колеса сталь 35.
Из таблицы 7 ([1], стр.37) выпишем основные характеристики материалов:
|
Шестерня |
Колесо |
||
|
Материал |
Сталь 45 |
Сталь 35 |
|
|
Твердость HB |
196-263 |
190-240 |
|
|
Твердость HRC |
40-50 |
30-40 |
|
|
б, 1/°C |
11*10-6 |
11*10-6 |
|
|
Модуль упругости E, МПа |
2,1*105 |
2,1*105 |
|
|
Плотность с, г/см3 |
7,85 |
7,85 |
|
|
Предел прочности ув, МПа |
580 |
520 |
|
|
Предел текучести ут, МПа |
360 |
320 |
|
|
Предел выносливости у-1 МПА |
245 |
225 |
Примем для шестерни , а для зубчатого колеса .
5.2.2 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость
При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов нагружения равно
где число колес, находящихся в одновременном зацеплении с=2,
частота обращения зубчатого колеса, об/мин,
срок службы передачи, .
5.2.3 Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса
По формуле рассчитаем допускаемое контактное напряжение.
,
где предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,
,
,
коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей, при , ,
коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, при , ,
коэффициент долговечности, учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.
Для улучшенной стали .
Показатель степени для стальных колес .
коэффициент безопастности, .
По формуле рассчитываем допустимое контактное напряжение
1) Для шестерни ,
2) Для колеса .
5.2.4 Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и зубчатого колеса
По формуле рассчитаем допустимое напряжение изгиба.
,
где предел выносливости при изгибе,
,
,
коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса,
коэффициент долговечности.
При .
коэффициент запаса прочности.
При обычных условиях работы .
По формуле рассчитываем допустимое контактное напряжение:
1) Для шестерни ,
2) Для колеса .
5.2.5 Расчёт зубьев на изгиб
Рассчитаем модуль зацепления в миллиметрах для цилиндрических прямозубых передач по формуле
где коэффициент, для прямозубых колес, .
коэффициент расчетной нагрузки, при проектном расчете для всех видов передач.
Выберем из , .
коэффициент ширины зубчатого венца. Для мелкомодульных передач . Выберем .
число зубьев колеса.
суммарный крутящий момент
допускаемое напряжение зубьев при изгибе,
коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от количества зубьев.
Для ,
Для ,
.
Рассчитаем отношение .
1) Для шестерни ,
2) Для колеса .
Так как для шестерни это соотношение получилось больше, чем для колеса, то расчет будем вести по шестерни.
.
Определим по формуле модули для передач
,
,
,
,
Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем
.
5.2.6 Расчёт зубчатых колес на контактную прочность
Для силовых передач модуль определяется по формулам.
,
где для стальных прямозубых цилиндрических колес.
допускаемое контактное напряжение. .
коэффициент ширины колеса,. Выберем .
Выполним расчет по формулам
,
,
,
,
,
,
,
.
Округляем до минимального значения модуля для передач, получаем
.
По расчетам выберем наибольшие значения модулей для передач.
.
Из конструктивных соображений, также по согласованию с преподавателем округлим полученное значение до ряда предпочтительных чисел, до 0,5мм, в большую сторону, поскольку это только увеличит прочность передач.
Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности.
5.3 Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции
По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес (см. рис.2.) , входящих в проектируемы привод.
Рис.2.
Делительный диаметр
d1=m·Z1/cosв=m·Z1 т.к. колесо прямозубое, то в=0
Диаметр вершин зубьев
da=m·z/cosв+2·m· (ha+x12)=m· (z+2) т.к. ha=1, x12=0
Диаметр впадин
df=m·z/cosв-2·m· (ha+c-x12)=m(z-2-2·c); Так как m?0.5, то c=0.5.
Ширина колес
b2 = шbm·m,
где
шbm - коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю, шbm =10.
Ширина шестерни
b1 = b2 + 1,5m
Делительное межосевое расстояние
aщ=0.5·m·(Z1+Z2)/cosв=0.5·m·(Z1+Z2)
Таблица 5.
|
№ |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
|
Z |
18 |
50 |
17 |
53 |
17 |
60 |
17 |
85 |
|
|
d1, мм |
9 |
25 |
8,5 |
26,5 |
8,5 |
30 |
8,5 |
42,5 |
|
|
da, мм |
10 |
26 |
9,5 |
27,5 |
9,5 |
31 |
9,5 |
43,5 |
|
|
df, мм |
7,5 |
23,5 |
7 |
25 |
7 |
28,5 |
7 |
41 |
|
|
b, мм |
5,75 |
5 |
5,75 |
5 |
5,75 |
5 |
5,75 |
5 |
|
|
aщ, мм |
17 |
17,5 |
19,25 |
25,5 |
На этом этапе можно изобразить кинематическую схему редуктора, а также начать предварительную разметку привода.
6. Проектировочный расчет валов и опор
Целесообразно выделить наиболее нагруженный вал в редукторе и выполнить расчёт для него. Самыми нагруженными валами являются последние валы: пятый (выходной) и четвёртый. Расчёт проведём для четвёртого (предпоследнего) вала.
6.1 Проектировочный расчет вала
Момент кручения равен
Назначим материал Сталь 45.
Диаметр валика определяется из условия
- среднее значение касательных напряжений для стальных валов.
Расчет диаметра всех валов дает:
|
№ вала Параметр |
1 (входной) |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Mкр, Н•мм |
2,36 |
6,38 |
19,30 |
65,55 |
318 |
|
|
d, мм |
0,83 |
1,17 |
1,68 |
2,60 |
4,30 |
Из технологических соображений и по условию ТЗ назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72:
|
№ вала |
1й вал |
2й вал |
3й вал |
4й вал |
5й вал |
|
|
d, мм |
4.0 |
4.0 |
4.0 |
5.0 |
10.0 |
6.1.1 Расчет вала на статическую прочность
Для расчёта выберем предпоследний вал, как наиболее нагруженный.
При расчете принимаем:
1. Ширина шестерни: 7 мм
2. Ширина колеса: 5 мм
3. Расстояние между шестернёй и опорой 2 мм
4. Расстояние между колесом и опорой 23,5 мм
5. Ширина опоры 3 мм
6. Расстояние между колесом и шестерней 2,5мм
Из этого следует, что общая длина вала 46 мм
Расчет сил, действующих на вал, ведем по формулам:
,
где
d - диаметр начальной окружности колеса или шестерни
Принимаем d, равным диаметру делительной окружности, т. к. x = 0
Mкр - крутящий момент на валу
,
где б = 20
Значения сил, приложенных к валу:
|
Pк = 4,37 Н |
Rк = 1,59 Н |
|
|
Pш = 15,42 Н |
Rш = 5,61 Н |
Изобразим расчетную схему для вала:
Рис.3.
Проекции сил, приложенных к валу на плоскость ZX:
Рис.4.
Проекции сил, приложенных к валу на плоскость ZY:
Рис.5.
Для определения неизвестных реакций X1, X2, Y1, Y2 составим системы уравнений равновесия вала:
Плоскость ZX:
Плоскость ZY:
В результате решения уравниний находим:
|
X1 = 15,70 Н |
Y1 = 3,68 Н |
|
|
X2 = 4,09 Н |
Y2 = 0,34 Н |
Эпюры моментов, действующих на вал (все моменты показаны в [Н•мм]): двигатель редуктор муфта погрешность
Рис.6.
6.1.2 Определение эквивалентных напряжений
Согласно энергетической теории:
Определим эквивалентное напряжение в сечении, где действуют окружная и радиальная силы. Здесь действуют изгибающие моменты: в плоскости OZY (25,76 Н*мм) и в плоскости OZX (110 Н*мм), не стоит забывать про крутящий момент (65,55 Н*мм).
Найдем нормальное напряжение:
где: осевой момент сопротивления изгибу в горизонтальной или вертикальной плоскости;
изгибающий момент в сечении.
Формула для расчета осевого момента сопротивления изгибу для круглого сечения имеет вид:
Рассчитаем эквивалентный момент в сечении, где действуют силы:
Определим напряжение изгиба:
,
Касательное напряжение рассчитаем по формуле:
где крутящий момент,
момент сопротивления кручению;
Определим напряжение изгиба:
,
Таким образом, напряжение в опасном сечении:
,
Переходим к сравнению напряжения с допускаемым.
Должно выполняться условие
,
где допустимое напряжение.
Вал при работе совершает вращательные движения, а значит, находится под действием переменной нагрузки, цикл нагружения - симметричный. При таком цикле изменения напряжений, допускаемое напряжение определяется по формулам:
где: предельная несущая способность материала.
Материалом вала назначим высокоуглеродистую сталь 45, для которой (обработка стали: нормализация и улучшение).
,
Неравенство прочности выполняется, значит, выбранный материал подходит.
Определим коэффициент запаса:
,
6.1.3 Расчет вала на жесткость
Для ограничения упругого мертвого хода:
мм,
Где Н*мм - крутящий момент,
мм - рабочая длина вала,
МПа - 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:
|
№ вала |
1й вал |
2й вал |
3й вал |
4й вал |
5й вал |
|
|
d, мм |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
5,0 |
10,0 |
7. Расчет предохранительной фрикционно-дисковой муфты
7.1 Выбор и расчет муфты
В процессе эксплуатации устройства возможны перегрузки выходного звена, что может привести к выходу из строя двигателя или поломке зубьев колёс. Установка предохранительной муфты на предпоследнем (третьем) вале редуктора позволит не допустить эти нежелательные явления.
Спроектируем фрикционно-дисковую предохранительную муфту.
Найдем силу, развиваемую пружиной.
где
коэффициент трения (0,08 для трения закалённой стали о закалённую сталь со смазкой);
крутящий момент;
средний радиус рабочих поверхностей.
где
ширина поверхности трения; пусть ,
- диаметр фрикционного колеса, тогда
,
Для проектируемой фрикционной муфты необходимо обеспечить рассчитанную силу прижатия пружиной, для этого спроектируем пружину.
7.2 Проектировочный расчёт пружины
В качестве материала выберем стальную пружинную проволоку, для которой G=8.1*104 Нмм2, допускаемое касательное напряжение , где - предел текучести при сдвиге. Н/мм2 для стали вольфрамо-кремнистой 60С2ВА, исходя из предположения, что мм. - коэффициент запаса.
,
Из двух уравнений, прочности и жёсткости, определяем следующие параметры:
- диаметр проволоки:
коэффициент увеличения напряжения у внутренней стороны витка (сравнительно с напряжением, возникающим при кручении прямого стержня). зависит от индекса пружины
(обычно ). Зададим , Н -- максимальная сжимающая сила. Тогда:
,
Пусть , тогда мм.
Жесткость пружины:
- диапазон изменения силы,
- рабочий ход.
Подсчитаем начальную высоту пружины H0 по соотношению:
где --коэффициент, который определяется зазором между витками в её наиболее сжатом состоянии ,
- число концевых витков,
- число рабочих витков
мм -- наибольшее перемещение пружины
В этом случае
мм.
8. Проверочный расчет валов и опор
8.1 Проверочный расчет по динамической грузоподъемности
Определим суммарную реакцию в опорах.
Суммарная реакция в опоре (1) оказалась больше, поэтому дальнейший расчет будем вести по ней.
Запишем характеристики нашего подшипника из сверхлегкой серии диаметров 10000093.
|
Условное обозначение |
d, мм |
D, мм |
В, мм |
r, мм |
C, Н |
С0, Н |
|
|
10000093 |
3 |
8 |
3 |
0,3 |
560 |
186 |
На подшипник действуют силы в двух направлениях:
окружная сила, действующая на колесо 6 в момент проскальзывания
радиальная сила, действующая на колесо 7 в момент проскальзывания
Эквивалентная радиальная сила равна
Осевая сила равна (сила прижима пружинами)
,
,
Так как рабочая температура не превышает 600С, то. , так как предъявляются повышенные требования.
Из таблицы находим значение
.
Так как отношение , то эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле
Рассчитываем динамическую грузоподъёмность:
- срок службы подшипника.
Сравниваем с паспортным значением, . Подшипник подходит.
Выберем подшипник, удовлетворяющий требованию: :
|
Вал |
1,2,3 |
4 |
|
|
Диаметр вала, мм |
4,5 |
10 |
|
|
Подшипник |
1000093 |
1000902 |
|
|
d, мм |
3 |
15 |
|
|
D, мм |
8 |
28 |
|
|
B, мм |
3 |
7 |
|
|
r, мм |
0,3 |
0,5 |
8.2 Расчет КПД опор
Определим момент трения в шарикоподшипниках.
где
,
K=0,01
Найдем КПД шарикоподшипника.
,
9. Проверочный расчет редуктора
9.1 Проверка правильности подбора двигателя
Двигатель выбран правильно, если выполнено условие
Рассчитаем статический момент нагрузки, приведенный к валу двигателя по формуле
Условие выполнено , значит, двигатель выбран правильно.
Для цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления КПД передачи рассчитывается оп формуле
,
где коэффициент трения,
коэффициент перекрытия,
окружная сила,
,
коэффициент нагрузки,
,
Аналогично рассчитываем для остальных передач и получаем
, ,
Рассчитываем моменты в соответствие с полученными КПД передачи.
,
,
,
,
Выполним проверку.
,
,
,
,
Погрешность не превышает 5%, следовательно, расчеты выполнены правильно.
9.2 Проверочный расчет на прочность
Для цилиндрических и прямозубых передач рассчитаем
,
,
,
Выполним проверку.
,
,
Материалы выбраны верно.
9.3 Расчет на прочность при кратковременных перегрузках
Пусковой момент двигателя равен
Коэффициент перегрузки равен
Статическая прочность зубьев при перегрузках моментом рассчитывается по формуле (62),([1], стр.48).
,
Значение предельного напряжение определяется оп формуле (63),([1], стр.48).
,
Статическая прочность зубьев при перегрузках моментом проверяется условием
,
,
Условие выполняется.
9.4 Расчет на прочность передачи винт-гайка
Угол подъема винтовой линии равен .
Приведенный угол трения .
Сила на выходном звене равна .
Шаг резьбы на винте ,
Рассчитаем КПД передачи.
.
Коэффициент запаса примем
Предел текучести материала винта для стали 45.
Внутренний диаметр равен .
Допускаемое напряжение в материале равно .
Расчетная площадь сечения винта равна
,
Приведенное напряжение винта рассчитаем по формуле (66),[1].
Проверим выполнение условия
,
Условие выполняется.
10. Проверочный расчет кинематической цепи на точность
10.1 Выбор степени точности
Наиболее часто используют зубчатые передачи 6-й, 7-й и 8-й степеней точности.
7-я степень точности применяется наиболее часто. Она назначается для точных передач, а также для цилиндрических передач, работающих при до (в спроектированном приводе наибольшая окружная скорость составляет 0,016 м/с).
6-я и 8-я степени точности применяются соответственно для более точных, быстроходных и менее точных, медленных передач.
Назначаем 7-ю степень точности передач.
10.2 Выбор вида сопряжения
Вид сопряжения и допуск на боковой зазор для нерегулируемой передачи назначают независимо от степени точности. При этом учитывают допустимый мёртвый ход, изменение размеров из-за колебаний температуры, окружные скорости колёс, коэффициенты линейного расширения материалов корпуса и колёс, наличие смазки.
Мы не будем применять жёстких требований к мёртвому ходу. Частота вращения колёс в редукторе средняя, и коэффициенты линейного расширения корпуса и колёс могут быть разными.
Таким требованиям удовлетворяет сопряжение F, его и назначаем.
10.3 Расчет погрешности кинематической цепи
Найдём максимальную и минимальную кинематические погрешности для передач по формулам (приведенные погрешности монтажа примем равными нулю), [1]:
Значения и рассчитывают по формуле:
допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса;
допуск на погрешность профиля зуба;
Для степени точности 7 выберем следующие значения допуска на погрешность профиля зуба:
для передач m=0,5 =>
Таблица 6.
|
I(1) |
I(2) |
II(3) |
II(4) |
III(5) |
III(6) |
IV(7) |
IV(8) |
||
|
d |
9,00 |
25,00 |
8,50 |
26,50 |
8,50 |
30,00 |
8,50 |
42,50 |
|
|
Fр, мкм |
22 |
26 |
22 |
26 |
22 |
26 |
22 |
30 |
|
|
31 |
35 |
31 |
35 |
31 |
35 |
31 |
39 |
||
|
0,93 |
0,97 |
0,97 |
0,96 |
||||||
|
0,74 |
0,75 |
0,75 |
0,87 |
||||||
|
, мкм |
35,16 |
35,64 |
35,64 |
43,85 |
|||||
|
, мкм |
61,38 |
64,02 |
64,02 |
67,20 |
Находим максимальное и минимальное значения кинематической погрешности элементарных передач в угловых минутах по формулам:
,
,
z2 - число зубьев ведомого колеса
- коэффициент фазовой компенсации, зависящий от фактического угла поворота звенаРассчитаем угол поворота на выходном валу.
Количество оборотов на выходном валу равно
,
Так как угол на выходном валу больше, чем , то коэффициент .
- передаточные коэффициенты элементарных передач:
ij-в ? передаточное отношение между выходными валами j-ой передачи и привода.
,
,
,
,
,
Таблица 7.
|
I(1) |
I(2) |
II(3) |
II(4) |
III(5) |
III(6) |
IV(7) |
IV(8) |
||
|
Z |
18 |
50 |
17 |
53 |
17 |
60 |
17 |
85 |
|
|
m |
0,5 |
0,5 |
0,5 |
0,5 |
|||||
|
, мкм |
35,16 |
35,64 |
35,64 |
43,85 |
|||||
|
, мкм |
61,38 |
64,02 |
64,02 |
67,20 |
|||||
|
, угл. мин |
9,68 |
9,25 |
8,17 |
7,10 |
|||||
|
, угл. мин |
16,89 |
16,62 |
14,68 |
10,88 |
|||||
|
7,21 |
7,37 |
6,51 |
3,78 |
||||||
|
0,006 |
0,03 |
0,12 |
0,36 |
Тогда суммарная кинематическая погрешность цепи будет следующей:
10.4 Расчет погрешности мертвого хода
Теперь определим погрешность мертвого хода для передач по формулам:
При этом угол профиля исходного контура б = 20є, а угол наклона боковой стороны профиля в = 0.
Мёртвый ход в угловых минутах:
,
,
Таблица 8.
|
I(1) |
I(2) |
II(3) |
II(4) |
III(5) |
III(6) |
IV(7) |
IV(8) |
||
|
Z |
18 |
50 |
17 |
53 |
17 |
60 |
17 |
85 |
|
|
m |
0,5 |
0,5 |
0,5 |
0,5 |
|||||
|
d1, мм |
9,00 |
25,00 |
8,50 |
26,50 |
8,50 |
30,00 |
8,50 |
42,50 |
|
|
aщ, мм |
17 |
17,5 |
19,25 |
25,5 |
|||||
|
jnmin |
11 |
11 |
11 |
13 |
|||||
|
fa |
22 |
22 |
22 |
25 |
|||||
|
EHS |
22 |
28 |
22 |
28 |
22 |
28 |
22 |
32 |
|
|
Fr |
16 |
20 |
16 |
20 |
16 |
20 |
16 |
22 |
|
|
TH |
30 |
36 |
30 |
36 |
30 |
36 |
30 |
42 |
|
|
65,52 |
69,38 |
69,38 |
76,41 |
||||||
|
11,7 |
11,7 |
11,7 |
13,8 |
||||||
|
18,03 |
18,01 |
15,91 |
12,37 |
||||||
|
3,21 |
3,04 |
2,68 |
2,23 |
||||||
|
14,82 |
14,97 |
13,23 |
10,14 |
||||||
|
0,006 |
0,03 |
0,12 |
0,36 |
Тогда суммарная погрешность мертвого хода будет следующей:
Рассчитаем вероятностную суммарную погрешность ЭМП:
,
11. Расчет шпонок
Рис.7.
Напряжение смятия для стали 45 [усм]=110..190 Н/мм2 .
Шпонку проверяют на смятие по формуле:
Где Ft - окружная сила, передаваемая шпонкой, Н;
,
где
M- передаваемый крутящий момент, Н·мм;
Aсм- площадь смятия, мм2;
lp- рабочая длина шпонки, мм;
Для сегментной шпонки:
Для призматической шпонки (исполнение 3):
Таблица 9.
|
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 |
|
|
4 |
65,55 |
5,0 |
26,22 |
1,0 |
2,0 |
2,0 |
7 |
7 |
3,75 |
|
|
5 |
- |
- |
500 |
1,0 |
2,0 |
2,0 |
5 |
5 |
100 |
Рассчитанные напряжения смятия меньше допустимого, значит шпонки выбраны верно.
Заключение
Описание конструкции
Механизм линейных перемещений состоит из ЭМП, крышки верхней 12, крышки нижней 13, стакана верхнего 22, сборного стакана, состоящего из стенки 23 и 24, которые крепятся к ЭМП при помощи винтов 33, винтов 1. Конструкция сборного стакана позволяет регулировать положение упорных винтов 34, что позволяет изменять ход выходного вала при необходимости.
В свою очередь ЭМП состоит из двух узлов: редуктор в сборе и двигатель в сборе. В редукторе подшипники устанавливаются в крышки или платы по посадке Н7/l0, а на валы - по посадке L0/k6.
Колеса зубчатые устанавливаются на валы-шестерни с посадкой H7/k6 и развальцовываются.
Колесо зубчатое 11 устанавливается на вал 4 с посадкой H7/h7 (посадка с зазором), так как оно должно свободно вращаться на валу. А полумуфта 19 крепится на валу 3 штифтом.
В качестве ограничителя движения нами выбраны Микропереключатели 10.
В верхней плате редуктора 5 имеются 4 отверстия, позволяющие установить механизм на рабочее место.
В целях экономичности все отверстия, которые возможно, сделаны сквозными.
Крышка редуктора 29 изготовлена из стали 20 с целью уменьшения массы конструкции и по экономическим соображениям. Во избежание влияния внешних факторов все детали оцинкованы, за исключением зубьев колёс и шестрен.
Разработанная нами конструкция позволяет получить заданные технические характеристики. Возможно дальнейшее усовершенствование конструкции: уменьшение габаритов, массы и т.п.
Расчеты и выводы
При проектировании привода были проведены расчеты: проектный расчет привода: подбор двигателя, определение общего передаточного отношения, определение числа ступеней с учетом обобщенного критерия, разбивка по ступеням передаточных отношений, определение модуля, определены геометрические параметры зубчатых колес входящие в состав привода.
Валы, входящие в состав редуктора, были рассчитаны на изгиб и на жесткость. Выбраны и рассчитаны опоры для редуктора.
Проведен проверочный расчет редуктора: приведен момент сопротивления к валу двигателя, с целью уточненной проверки правильности выбора ЭД для редуктора, проведен расчет на контактную прочность.
Были рассчитаны все остальные элементы конструкции: по требованиям технического задания.
Как показали все проведенные в пояснительной записке расчеты, разработанный привод удовлетворяет всем требованием технического задания.
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.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010Разработка кинематической схемы привода. Ориентировочный расчет и конструирование главного приводного вала. Выбор мотор-редуктора привода подачи валков. Расчет винтовой пары на прочность. Уточнение передаточного числа с учетом упругого скольжения.
дипломная работа [2,3 M], добавлен 09.11.2016Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа: разрывного усилия, диаметра троса и барабана, общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням. Расчет первой и второй ступени редуктора, его валов. Выбор подшипников.
курсовая работа [811,2 K], добавлен 17.10.2013Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора.
курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016Определение передаточного числа привода, основных параметров валов. Расчет зубчатой передачи. Предварительный выбор угла наклона зубьев. Проектировочный расчет на контактную выносливость. Эскизная компоновка редуктора. Расчет валов на прочность.
курсовая работа [641,7 K], добавлен 27.01.2015Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. Параметры конической зубчатой и цилиндрической косозубой передач. Разработка конструкций валов, зубчатых колес и корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов, выбор муфты.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 25.10.2012Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.
курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес и промежуточного вала. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов. Проверка редуктора на статическую прочность.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.10.2014
