Проектирование автоматизированного привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Техническое задание

2. Расчет требуемой мощности исполнительного электродвигателя

2.1 Характеристика заданного режима работы привода

2.2 Расчет ориентировочного значения КПД передаточного механизма привода

2.3 Определение эквивалентного постоянного момента нагрузки

2.4 Расчет приведенного к выходному звену привода постоянного момента нагрузки с учетом потерь на трение

2.5 Расчет приведенного к выходному звену момента инерции привода

2.6 Расчет максимального углового ускорения выходного звена привода при разгоне

2.7 Определение максимального динамического момента, приведенного к выходному звену

2.8 Расчет требуемой мощности привода

2.9 Выбор исполнительного электродвигателя для привода

3 Определение кинематических параметров передаточного механизма привода

3.1 Определение требуемого общего передаточного отношения редуктора

3.2 Распределение передаточного отношения редуктора по отдельным ступеням

4 Проектировочный расчет передаточного механизма привода

4.1 Проектировочный расчет выходной конической передачи

4.2 Проектировочный расчет двухступенчатой цилиндрической зубчатой передачи

Литература

Введение

В данной курсовой работе проектируется автоматизированный привод.

Задача состоит в проектировании автоматизированного привода согласно техническому заданию. Проектирование включает в себя:

1) Обоснование и выбор кинематических схем типовых механизмов, составляющих передаточный механизм привода.

2) Проектировочные расчеты кинематических и массогабаритных параметров механизма.

3) Конструирование механизмов привода с выполнением чертежа.

1. Техническое задание

Максимальный статический момент нагрузки Мн на выходном валу привода, Н*м	80
Максимальная частота вращения выходного вала привода nн, об/мин	40
Приведенный к выходному валу привода момент инерции массы исполнительного устройсва Jну	0.2 кг*м
Предельное время разгона привода tpmax=[ф], c	0.2
Режим работы привода повторно-кратковременный с отношением ty/tц	0.85
Измерительное устройство	Сельсин - датчик типа НД-404
Допускаемый мертвый ход выходного вала привода, [ц] угл. мин.	30

2. Расчет требуемой мощности привода и выбор исполнительного электродвигателя

2.1 Характеристики заданного режима работы привода

Режим работы привода повторно-кратковременный, характеризуемый частыми пусками и остановками. Разгон происходит с максимально возможным постоянным ускорением. При этом достигается минимальное время разгона. Обеспечение этого разгона осуществляется системой управления при максимальном моменте двигателя.

2.2 Расчет ориентировочного значения КПД передаточного механизма привода

Общий КПД передаточного механизма определяется как произведение КПД отдельных передач и элементов:

Ю_p=Ю_1-2*Ю_3-4*Ю_5-6*(Ю_пп)^q;

Ю_1-2, Ю_3-4 - КПД цилиндрической зубчатой передачи

Ю_5-6 - КПД конической передачи

Ю_1-2=Ю_3-4=Ю_5-6=0,95

Ю_пп=0,99 - КПД пары подшипников

q=3 - число подшипниковых узлов

Ю_p=0,95*0,95*0,95*(0,99)³=0,83

2.3 Определение эквивалентного постоянного момента нагрузки

Для повторно-кратковременного режима работы привода

M_э=М_н*(t_y/t_ц)^1/2, где М_н, t_y/t_ц - из технического задания

М_э=73,76 Н*м

2.4 Расчет приведенному к выходному звену привода постоянного момента нагрузки с учетом потерь на трение

Учет потерь на трение осуществляется введением в расчет КПД передаточного механизма Ю_p. Тогда статический момент равен:

M'_н=М_э/Ю_p=88,87 н*м

2.5 Расчет приведенного к выходному звену привода момента инерции привода

J_н=K_j*J_ну,

где J_н - из технического задания передаточный привод кинематический

K_j=(1,5..2,5) - учитывает неизвестные на данном этапе расчета массы ИД и передаточного механизма.

J_н=2,5*0,2=0,5 кг*м^-2

2.6 Расчет максимального ускорения выходного звена привода при разгоне

е_pmax=щ_н/t_p=щ_н/[ф]=р*n_н/(30*[ф])=40*р/(30*0,2)=20,9(c^-2)

2.7 Определение максимального динамического момента, приведенного к выходному звену

M_umax=J_н*е_pmax=10,45 Н*м

2.8 Расчет требуемой мощности привода

Для случая повторно-кратковременного режима работы привода

N_m= щ_н*(M'_н+M_umax)=(р*40/30)*(88,87+10,45)=417,144 Вт

2.9 Выбор исполнительного электродвигателя для привода

Условие N_д?N_m, где N_д-ближайшая к N_m номинальная мощность ИД. Выбираем двигатель ДАТ-1600 со следующими характеристиками:

Параметр	Значение
Nд, Вт	1600
na, об/мин	5500
Мд*10-2, Н*м	105
Мn*10-2 Н*м	148
Jд*10-4, кг*м-2	8,7
Размер
L. мм - общая длина	204
D, мм - диаметр корпуса	122
d, мм - диаметр вала	14
l, мм длина выступающей части вала	30

3. Определение кинематических параметров передаточного механизма

3.1 Определение требуемого общего передаточного отношения редуктора

Определяется по формуле:

3.2 Распределение передаточного отношения редуктора по отдельным ступеням

1. Выбор критерия оптимизации конструкции редуктора влияет на характер распределения передаточных отношений. При минимизации массы и габаритов характер распределения имеет вид

i_1-2>i_3-4>i_5-6

где i_1-2, i_3-4, i_5-6 - передаточное отношение отдельных передач.

2. Определение передаточного отношения выходной передачи.

В соответствии с выбранным критерием оптимизации для конической выходной передачи следует принять относительное небольшое i_5-6=4,5

3. Расчет передаточного отношения цилиндрической двухступенчатой передачи.

Так как =i_1-2*i_3-4*i_5-6, то i_1-4=i_1-2*i_3-4=/i_5-6=137,5/4,5=30,5.

4. Определение передаточных отношений в двухступенчатой передаче.

Принимаем i_1-2=6,

тогда i_3-4=/i_5-6*i_1-2=137,5/27=5,1

5. Расчет частот вращения валов привода.

n_II=n_д/i_1-2=5500/6=916,7 об/мин

n_III=n_II/i_3-4=916,7/5=183,3 об/мин

n_IV=n_н=40 об/мин

4.Проектировочный расчет передаточного механизма привода

4.1 Проектировочный расчет выходной конической передачи

Кинематическая схема передачи

1. Расчет максимального момента нагрузки М_вых на выходном валу передачи. Для повторно-кратковременного режима

M_IV=M_вых=М_н+М_итах=80+10,45=90,45 Н*м

2. Расчет максимального момента Мiii, нагружающего вал конической шестерни

M_III=M_IV/(i_5-6*Ю_5-6)=90,45/(4,5*0,95)=21,16 Н*м

3. Расчет минимального диаметра конической шестерни из условий контактной прочности зубьев

(d_e5)_minH?,

где -

коэффициент ширины зубчатого венца для консольного зацепления шестерни К_т=0.6 , [у_н] - допустимое напряжение на контактную прочность. Для цементируемых сталей [у_н]=2200 МПа..

(d_e5)_minH==24.96 мм,

4. Определение числа зубьев конической шестерни

Принимаем z₅=17

5. Расчет минимального диаметра конической шестерни из условия изгибной прочности зубьев

(d_e5)_minF?,

где Y_F=(3,5-3,8) - коэффициент формы зуба конической шестерни.

[у] - допускаемое напряжение на изгиб, для цементируемых сталей - 300-330 МПа.

(d_e5)_minF==29,6 мм.

6. Расчет проектного диаметра конической шестерни

(d_e5)_min=max{(d_e5)_minH,(d_e5)_minF}=29,6 мм.

7. Определение модуля конической передачи

m_e=(d_e5)/z₅=1,74,

округляем в большую сторону до стандартного значения m_e=2 мм.

8.Расчет минимальных диаметров валов конической передачи

Расчет выполняется из условия прочности валов при кручении под действием нагружающих моментов М_III и M_IV:

(d_BIII)_min=17*(М_III/[ф_кр])^1/3: (d_BIV)_min=17*(M_IV/[ф_кр])^1/3

[ф_кр]=(0,025-0,03)у_в - допускаемые напряжения при кручении

у_в=(800-1200) МПа

(d_BIII)_min =17*(21,16/36)^1/3=14,2 -> 15мм - округляем в большую сторону до целых мм.

(d_BIV)_min =17*(90,45/36)^1/3= 23,1 -> 24 мм - округляем в большую сторону до посадочного размера под стандартную фланцевую муфту.

9. Выбор подшипников для валов конической передачи

Диаметры цапф под подшипники:

d_nIII=1,1*d_BIII=16,5 мм

d_nIV=1,1*d_BIV=26,4 мм.

Округляем в большую сторону до стандартных размеров внутренних радиально-упорных шарикоподшипников. По ГОСТ 831-75:

№ подшипника	d мм	D мм	B мм	Расположение
36103К	17	35	10	Вал III
36106К	30	35	13	Вал IV

10. Расчет диаметров упорного бурта для валов конической передачи

d_дIII,IV=d_III,IV + 1,5*h_KIII,IV

h_KIII,IV=0,15*(D-d) - толщина внутреннего кольца подшипника, где D-наружный диаметр подшипника

d_дIII=17+4,05=21,05 мм

d_дIV=30+5,6=35,6 мм

10. Проверка возможности изготовления конической вал-шестерни. Условие

m_e*(z₅+3)=2.5*(17+3)=40?d_дIII=21,05 мм

12. Определение числа зубьев конического колеса

z₆=z₅*i_5-6=17*4,5=76,5

13. Расчет геометрических параметров шестерни и колеса.

Внешний делительный диаметр d_e5,6=m_e*z_5,6, d_e5=2*17=34 мм ; d_e6=2*76,5=153 мм;

Высота элементов зубьев h_de=m_e=2 мм, h_fe=1,2*m_e=2,4 мм;

Ширина зубчатого венца b=6* m_e =12 мм

Толщина обода зубчатого венца G=2,5*m_e=5 мм;

Толщина диска K₆=3*m_e=6 мм;

Расстояние до стенки диска от внутреннего торца зуба колеса T₆=2*m_e=4 мм;

Длина ступицы l_cIV=1,1*d_дIV=39,16 мм.

14. Выбор муфты

Для соединения выходного вала конической передачи с исполнительным устройством выбирается стандартная фланцевая муфта по размеру d=d_BIV=24 мм по ГОСТ 20761-75

d мм	D мм	L мм	l мм	Mкр Н*м	Расположение
24	100	76	36	63	Вал IV

15. Расчет посадочного диаметра выходного вала под манжету и выбор стандартной манжеты. Выбор манжеты одно-кромочной по ГОСТ 8752-70.

d_MIV=d_IV+2…4=24+4=28 мм

4.2 Проектировочный расчет двухступенчатой цилиндрической зубчатой передачи

Кинематическая схема передачи

1. Расчет максимальных моментов, нагружающих валы передачи.

М_II=M_III/(i_3-4*Ю_3-4)=21,16/(5*0,95)=4,46 Н*м

М_I=M_II/(i_1-2*Ю_1-2)=4,46/(6*0,95)=0,78 Н*м

2. Определение числа зубьев шестерней 1 и 3

z₃=z₃*-(1…3)?40

z₃*=C*(i_3-4+1)/i_3-4,

где С=19 для прямозубых цилиндрических шестерне из стали, подвергшихся цементации, и С=14 для колес с в=10

z₃=23

z₁= z₁*-(1…3)?40

z₁*=C*(i_1-2+1)/i_1-2

z₁=16

3. Расчет минимальных диаметров шестерен из условия контактной прочности зубьев.

(d₁)_minH?710*(M_I*(i_1-2+1)/ц_d*[у]²*i_1-2))^1/3 ,

где ц_d=(0,2-0,5) - коэффициент ширины зубчатого венца шестернии,

[у]=2200 МПа - допускаемое контактное напряжение.

(d₁)_minH?710*((0,78*7)/(0,5*2200²*6))^1/3=5,2 мм

(d₃)_minH?790*(M_II*(i_3-4+1)/(ц_d*[у]²*i_3-4))^1/3

(d₃)_minH?790*((4,46*5,5)/(0,5*2200²*4,5))^1/3=10,4мм

4. Расчет минимальных диаметров шестерней из условия изгибной прочности зубьев.

(d1_)minF?13*(M_I*z₁*Y_F/(ц_d*[у_F]))^1/3

[у_F]=300-330 МПа - допускаемое напряжение на изгиб.

Y_F=(3.8…4) -коэффициент формы зуба

(d₁)_minF?13*((0,78*16*4)/(0,5*330))^1/3=8,7 мм

(d₃)_minF?13*(M_II*z₃*Y_F/(ц_d*[у_F]))^1/3

(d₃)_minF?13*((4,46*23*4)/(0,5*330))^1/3=17,6 мм

5 Расчет проектных диаметров шестерней

(d₁)_min=max{(d₁)_minH, (d₁)_minF}=8,7 мм

(d₃)_min=max{(d₃)_minH, (d₃)_minF}=17,6 мм

6. Определение модулей передач 1-2 и 3-4 для прямозубой цилиндрической передачи.

m_1-2=(d₁)_min*cos(10)/z₁=0,54 -> m_1-2=1

m_3-4=(d₃)_min/z₃=0,963 -> m_3-4=1

7. Расчет минимального диаметра вала II

(d_bII)_min=K_з*17*(M_II/[ф_кр])^1/3

[ф_кр]=(0,025-0,03)у_в - допускаемые напряжения при кручении

у_в=(800-1200) МПа - предел прочности

К_з=(1,1-1,4) - коэффициент запаса, берем К_з=1,1 для минимизации массы и габаритов.

(d_bII)_min =9,33 мм -> 9 мм

8. Выбор подшипников для вала II.

Диаметр цапф под подшипники качения равен

d_n=1,1* (d_bII)_min =9,9 мм

d=15 мм

Выбираем радиальные шариковые подшипники по ГОСТ 8338-75

№ подшипника	d мм	D мм	B мм	Расположение
200	10	30	9	Вал II

9. Расчет диаметра упорного бурта вала II.

d_дII=d_n+1,5h_k

h_k=0,15*(D-d)=3 мм

d_дII=14,4 мм

10. Проверка возможности изготовления вал-шестерни II

m_e*(z₃+1)? d_дII

2*24?14,4 - условие выполняется.

11. Проверка возможности насадки шестерни I на вал ИД

d_ид=14 мм

m_1-2*z₁?2*d_ид

16?28 - условие не выполняется, берем m_1-2=2, m_1-2*z₁=28<28.

12. Определение чисел зубьев колес 2 и 4.

z₂=z₁*i_1-2=96

z₄=z₃*i_3-4=115

13. Расчет геометрических параметров шестерни и колеса для передач 1-2 и 3-4

для 1-2

т_1-2=2 z₁=16 z₂=96, x₁=0,5 x₂=-0,5 б=20 ц_d=0.5

Делительное межосевое расстояние: а=0,5т_1-2*(z₁+z₂)=112 мм

Межосевое расстояние: a_w=a=112 мм

Коэффициент воспринимаемого смещения: y=(a_w-a)/m=0

Коэффициент уравнительного смещения: Дy=x₁+x₂-y=0

Диаметры делительных окружностей: d₁=m_1-2*z₁/cosв=32 мм

d₂=m_1-2*z₂/cosв=192 мм

Диаметры начальных окружностей: d_w1=2a_w/(i_1-2+1)=32 мм

d_w2=d_w1*i_1-2=192 мм

Диаметры окружностей вершин (=1): d_a1=d₁+2(+x₁- Дy)*m_1-2=36 мм

d_a2=d₂+2(+x₂- Дy)*m_1-2=196 мм

Ширина зубчатого венца: R₁₂=97

Для 3-4

т_3-4=1 z₃=23 z₄=115 m_3-4=1

Делительное межосевое расстояние: а=0,5т_3-4*(z₃+z₄)=69 мм

Межосевое расстояние: a_w=a=69 мм

Коэффициент воспринимаемого смещения: y=0

Коэффициент уравнительного смещения: Дy=0

Диаметры делительных окружностей:

d₃=m_3-4*z₃=23 мм

d₄=m_3-4*z₄=115 мм

Диаметры начальных окружностей: d_w3=2a_w/(i_3-4+1)=23 мм

d_w4=d_w3*i_3-4=115 мм

Диаметры окружностей вершин (=1): d_a3=23+2=25

d_a4=d₄+2(+x₁)*m_3-4+d⁴=2+115=117 мм

Ширина зубчатого венца: b_w1,2=k_be*R₃₄

R₃₄=0.5*m_3-4 z₃²+z₄²

R₃₄=58

b_w1,2=0,3*58=17.4

Диаметры окружностей впадин

(=1 с*=0.35): d_f3=d₃-2(+с*- x₁)*m_3-4=23,02 мм

d_f4= d₄-2(+с*- x₂)* m_3-4=73,98 мм

Ширина зубчатого венца:

b_w3,4=ц_d*d_w3=12.26 мм

Литература

1. В.А. Зубов «Курсовое проектирование механизмов робототехники и автоматизированного привода» Ленинград 1991 г

2.В.А. Зубов «Типовые конструкции элементов и узлов приборов» Ленинград 1981 г..

3.В.А. Зубов В.Ю. Лавров «Проектирование механизмов приводов манипуляторов и автоматизированных систем» Ленинград 1987 г.

Размещено на Allbest.ru