Электромеханический привод специально назначения

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчетно-пояснительная  записка к курсовому проекту

 

 

«Электромеханический  привод специально назначения»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Кравчук М. О.

СМ3-62

Вариант 9

 

Оглавление

Исходные данные………………………………………………………………………………………3

1.Выбор двигателя……………………………………………………………………………………...4

2.Кинематический расчет………………………………………………………………………………4

3.Силовой расчет. Проверка правильности  выбора двигателя………………………………………5

4.Выбор степени точности и  вида сопряжения……………………………………………………….6

5.Расчет на прочность. Выбор  материалов и допускаемых напряжений……………………………8

6.Геометрический расчет зубчатых  колес…………………………………………………………….12

7.Расчет валов и осей…………………………………………………………………………………...14

8.Расчет и подбор подшипников………………………………………………………………………19

9.Расчет кинематической погрешности……………………………………………………………….21

10.Расчет предохранительной муфты  и остальных элементов……………………………………...23

11.Список литературы………………………………………………………………………………….26

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные:

1. Максимальные момент на выходном валу – 0.1 Нм;
2. Максимальная угловая скорость выходного вала – 1 1/с;
3. Момент инерции нагрузки – 1 кг*м^2;
4. Ускорение вращения выходного вала – 2 1/с^2;
5. Род тока: постоянный;
6. Рабочий угол поворота выходного вала: 300град. (+-150град.);
7. Срок службы исполнительного привода: как у двигателя
8. Точность обработки – 20 мин.
9. Температура эксплуатации: -50…+50 град
10. Датчик угла поворота выходного вала – потенциометрический;
11. Дополнительные указания: предусмотреть фрикционную муфту
12. В качестве ограничителя угла поворота применить механический ограничитель и электрические контакты
13. Корпус двухплатный

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Выбор двигателя

Конкретный двигатель из намеченной серии выберем с учётом расчётной (потребляемой ) мощности двигателя, которая  должна быть достаточна для перемещения  нагрузки (рабочего элемента).

 

Р_н – мощность нагрузки на выходном валу;

η₀ – КПД цепи двигатель – нагрузка.  

Рекомендуется применять  значения КПД цепей ориентировочно в пределах [0,5…0,95].

Следует задаться : η₀=0,8 – для зубчатых передач.

n_н – частота вращения выходного вала;

Pp = 0,125 Вт

Номинальная мощность двигателя должна быть не менее:

ξ - коэффициент запаса, примем ξ = 2,0. Тогда :   Pном=0,25 Вт

 

По вычисленному значению мощности двигателя и заданному в условии  роду тока выбираем двигатель ДПР-32-Н1-Н2,Ф1,Ф2-08 со следующими техническими характеристиками:

 

Паспортные данные двигателя  ДПР-32-Н1-Н2,Ф1,Ф2-08.

Номинальное напряжение питания	Uв	12 В
Номинальная мощность	Рн	0,64 Вт
Номинальная частота вращения	nном	2500 мин-1
Номинальные момент	Mном	2,45 Нּмм
Пусковой момент	Mп	4,9 Нּмм
Масса		0,08 кг
Время работы	T	2000 ч

Двигатель малоинерционный

 

2.Кинематический расчет

Определим передаточное отношение:

 

 

 

n_двиг = 2500 ^об/_мин = 261,8 рад/с

n_н = 1 рад/с – частота вращения выходного вала редуктора

 

Получаем:

i0= 261,8

 

Назначим число передач

n=5

 

 

 

Назначим число зубьев колес  редуктора

 

Числа зубьев колес редуктора

№ колеса	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
№ передачи	I		II		III		IV		V
Число зубьев	17	38	17	48	17	48	17	56	17	75

 

Передаточные отношения

i12	i34	i56	i78	i9 10
2,24	2,82	2,82	3,29	4,41

 

Общее передаточное отношение: i0= 258,98

Отклонение от требуемого: 1,08 % <2%

3. Силовой расчёт ЭМП. Предварительная проверка правильности выбора электродвигателя.

Так как на данном этапе  проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов :

 

Крутящий момент на k-м валу (k=1…4) рассчитывается по формуле:

 

   (4), где 

i_k,k+1 – передаточное отношение передачи;

η_k,k+1 – КПД передачи,                                                                         (η_k,k+1 = 0,98);

η_подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал,    (η_подш = 0,98).

 

На выходном валу с учётом динамической составляющей действует следующий  момент:

, где

M_ст – момент нагрузки                                                                 (по условию: M_ст =0,1Нּм);

M_д – динамический момент нагрузки;

J_н – момент инерции нагрузки                                                     (по условию: J_н=1 кгּм²);

ε_н – требуемое угловое ускорение вращения выходного вала  (по условию: ε_н=2 рад/с²).

 

Тогда, получаем: (Нּм).

Для того чтобы проверить правильность выбора двигателя, необходимо привести момент на выходном валу к валу двигателя по формуле (4) для каждого вала, начиная от выходного, и сравнить пусковой момент двигателя с приведённым моментом.

=2,1 (Нּм);

(Нּм);

(Нּм);

 

(Нּм);

(Нּм);

 

 (Нּм);

 

;

;

(Нּмм);

, где 

–  пусковой момент двигателя;

– номинальный момент двигателя;

 – момент инерции ротора  двигателя – 0,02 кг*см^2;

  – коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма, т.к .    выбранный нами двигатель малоинерционный, то можно принять = [0,4…1].

Выберем = 0,4;

– угловое ускорение вращения вала двигателя, [с^-2].

 

Итак,  = 2*258,98=517,96 [с^-2];

 

, условия выполняются, следовательно,  двигатель выбран верно.

4. Выбор степени точности и вида сопряжения для зубчатых передач.

     а) Для выбора степени  точности вычислим окружную скорость V шестерен:

d – делительный диаметрa колеса (мм).

n =2500 (об/мин)– частота вращения выходного вала двигателя.

 (мм).

m–модуль колеса; (мм)

z–количество зубьев колеса;

Примем m=0,7. Тогда для всех шестерен (мм).

  ( м/с).

В цилиндрических передачах при  < 5 м/с и n 2000 об/мин., применяется 8-ая степень точности (колёса выполненные по 8-й степени точности имеют невысокую стоимость и могут быть обработаны на станках средней точности).

б) Определение вида сопряжения.

Вычислим расчётное значение бокового зазора : , где

– боковой зазор, соответствующий максимальной рабочей температуре;

– боковой зазор, необходимый для размещения слоя смазки.

Для цилиндрических передач : , где

-значение зазора, необходимого  для размещения смазки, выберем  тихоходные передачи для которых 

– межосевое расстояние, ;

, -температура зубчатого колеса и корпуса соответственно;

– коэффициент линейного расширения материалов зубчатого колеса, корпуса.

Пусть корпус и колеса выполнены из сплава Д16. Тогда :

;

 

По расчётному значению подбирают вид сопряжения по условию .

Максимальной рабочей температурой будем считать 50 .

Расчёт :

1)

( ).

Назначаем вид сопряжения  F,

2)

( )

Назначаем вид сопряжения  G,

3)

Назначаем вид сопряжения  G,

4)

Назначаем вид сопряжения  G,

5)

Назначаем вид сопряжения  G,

5. Расчёт на прочность зубьев колёс ЭМП. Выбор материалов и определение допускаемых     напряжений.

 

 

1) Определим модуль зацепления.

Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). В проектируемом ЭМП предполагается открытый тип передач, поскольку окружная скорость шестерен < .

Для открытых цилиндрических прямозубых передач модуль зацепления в миллиметрах определяют по следующей зависимости, расчёт по допускаемым напряжения изгиба:

, где

– коэффициент для прямозубых колёс, ;

 – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо, ;

 – коэффициент неравномерности  нагрузки по ширине колеса, при постоянной нагрузке, скоростях v < 15 м/с, твердости зубьев HB < 350 [2];

 – число зубьев колеса;

 = b/m – коэффициент ширины зубчатого венца, примем ;

– допускаемое напряжение изгиба;

– коэффициент формы зуба, значение определяется из таблиц.

Выберем материал.

Параметр	Обозначение	Пластмасса П-68 (колесо)	Алюминиевый сплав Д16Т (шестерня)
Коэффициент линейного расширения	α, 1/С˚	115ּ10-6	22,7ּ10-6
Плотность	[r], г/см3	1,11	2,77
Предел прочности	[sв], МПа	50	470
Предел текучести	[sт], МПа	37	280
Модуль упругости I рода	[E], МПа	0,02ּ105	0,7ּ105
Предел выносливости при изгибе	[sFR], МПа	56	150
Предел контактной выносливости поверхности  зубьев	[sHR], МПа	2HB	2,3HB
Твердость	HB	95	250
Твердость поверхности	HRC	22	55
Термообработка		нету	поверхностная закалка

 

Колесо «10» будет самым нагруженным:

Определяем коэффициенты формы  зуба по таблицам [6 ]:

Для колеса: z = 75, Y_F = 3,73.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

,  где

K_FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса (K_FC = 0,65 для реверсивных передач);

– коэффициент запаса прочности (т.к.  режим работы – кратковременный, то принимаем  = 2,2).

K_FL – коэффициент долговечности, вычисляемый по формуле:

,  где

 

N_H – число циклов нагружения

, где

n – частота вращения зубчатого колеса (для колеса: n = 9,65 (об/мин),

c – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым (c = 1);

L – срок службы передачи (Как у двигателя: L = 2000 (ч)).

 

Получаем:

                                           

 

        

 

Колесо  «8»:

Для колеса: z = 56, Y_F = 3,73.

 

                                           

 

        

Колесо «6»:

Для колеса: z = 48, Y_F = 3,738.

 

                                           

 

        

Колесо «4»:

Для колеса: z = 48, Y_F = 3,738.