Теги - нормативы скачать Гост материалы снип

---

Содержание.

Выбор типа электродвигателя для ЭМП……………………4

Кинематический расчет………………………………………7

Расчет валов и разработка их конструкции………………...15

Расчет подшипников………………………………………...19

Расчет фрикционной муфты………………………………...20

Разработка кинематической схемы…………………………22

Определение погрешностей передачи……………………...23

Список литературы…………………………………………..25

Кинематическая схема………………………………………26

Спецификации……………………………………………….27

Схема сборки…………………………………………………33

Приложения…………………………………………………..34

Выбор типа электродвигателя для ЭМП.

Поскольку в приводах следящих систем применяются управляемые двигатели, то остановим свой выбор на двигателях серий

ДИД, ДГ, СЛ, ДПР, ДПМ   ([3], сс 30-44). Учет напряжения питания и срока службы значительно сужает этот круг. Исключаются двигатели переменного тока ДИД и ДГ и постоянного – СЛ.

КПД двигателей серии ДПМ на 15… 20 % ниже, чем у аналогичных двигателей серии ДПР, а электромеханическая постоянная больше в 2… 2.5 раза, следовательно, останавливаем свой выбор на двигателях серии ДПР.

По сроку службы, условиям эксплуатации и питающему напряжению подходят следующие двигатели:

ДПР-32-H1-08,

ДПР-42-H1-08,

ДПР-52-H1-08,

Двигатели серии ДПР – реверсивные, рассчитаны на продолжительный режим работы, могут работать в кратковременном и повторно кратковременном режимах. Предназначены для работы при температуре окружающей среды –60…+70° С, относительной влажности 98% при температуре 40° С и атмосферном давлении от 535 до 3040 ГПа. Допускаются: вибрация мест крепления в любом направлении с частотой от 5 до 2000 Гц при ускорении 10g и амплитуде вибрации не более 1 мм; линейные ускорения до 100g вдоль оси двигателя и до 50g в любом направлении; ударные нагрузки  до 50g в любом направлении. Рабочее положение вала произвольное.

Электромеханическая постоянная времени 0,015…0,02 с. Двигатели могут работать в кратковременном и повторно-кратковременном режимах работы.

Крепление  электродвигателей с обозначением Ф1 осуществляется привертыванием двигателя к корпусу винтами через отверстия во фланце.

Проверим двигатели по необходимой мощности по формуле ([3], с. 13):

       где

io                 – общее передаточное отношение;

ηр                – предполагаемый КПД редуктора;

JH                 – приведенный момент инерции привода;

ωнmax        – максимальная скорость вращения выходного вала;

ωнmax        – максимальное ускорение;

                       

Для оценочных расчетов будем принимать передаточное отношение всех ступеней приблизительно одинаковыми и равными (3,5…5)

   i1 = i2 = … = in = 3.5 … 5

и КПД первой ступени с учетом подшипников

η1 = η2 = … = ηn ≈ 0.95.

ДПР-32-H1-08.

nном= 2500 об/мин –  номинальная частота вращения вала двигателя;

- момент инерции ротора;

;

- общее передаточное отношение;

Согласно известным исследованиям условие минимизации массы редуктора достигается при оптимальном числе ступеней редуктора         nopt = 3⋅lgi0 ([19], с. 8) и сугубо не равномерном распределении i0 по ступеням – постепенном увеличении передаточных отношений от входа к выходу редуктора.

Такой подход к решению задачи минимизации массы нельзя признать безошибочным по ряду причин. Поэтому примем наиболее простое и часто встречающееся на практике равномерное распределение i0 по ступеням, сохраняя другие допущения при оптимальном распределении.

(3…5 – эффективное передаточное отношение для цилиндрических прямозубых зубчатых колес                                                           будем использовать в данном приводе из-за простоты расчета и дешевизны их изготовления);

Для расчета потребляемой мощности выберем количество ступеней n=5

;

ηр = η5 = 0,955 ≈ 0,77

двигатель ДПР –32-H1-08 имеет запас по мощности.

ДПР-42-H1-08.

nном= 2500 об/мин –  номинальная частота вращения вала двигателя;

- момент инерции ротора;

;

- общее передаточное отношение;

Для расчета потребляемой мощности выберем количество ступеней n=5

;

ηр = η5 = 0,955 ≈ 0,77

двигатель ДПР -42-H1-08 имеет запас по мощности.

ДПР-52-H1-08.

nном= 2500 об/мин –  номинальная частота вращения вала двигателя;

- момент инерции ротора;

;

- общее передаточное отношение;

Для расчета потребляемой мощности выберем количество ступеней n=5

;

ηр = η5 = 0,955 ≈ 0,77

двигатель ДПР -52-H1-08 имеет запас по мощности.

После проведенных расчетов условию необходимой мощности соответствуют следующие типо-размеры двигателей:

Все двигатели имеют некоторый запас по мощности. Однако с точки зрения надежности, предпочтительней двигатель ДПР-32-H1-08, к тому же аго габариты и масса меньше.

Поэтому целесообразно выбрать двигатель ДПР-32-H1-08, его характеристики:

Кинематический расчет.

       Схема 1.

Для уменьшения массы маломощного редуктора необходимо применять зубчатые пары с одинаковыми передаточными числами, определяя общее передаточное отношение по формуле

.

Принимаем 5 ступеней передач и определяем:

Выбор материалов для конструкции.

Материал выбирают с учетом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости. Желательно количество материалов, используемых в разрабатываемом приводе, резко ограничить.

Как видно из этих формул

(определение модуля колес [2, ч.1], с 60)

       (определение диаметров колес [9], с 7)

в знаменателе стоят прочностные характеристики материалов. Следовательно, чтобы минимизировать диаметры валов и модуль зубчатых передач, а, следовательно, и массу (хотя, возможно, тут вопрос спорный), необходимо выбирать материал с высокими по абсолютному значению прочностными характеристиками. В [5], [19] даны рекомендации по выбору материалов. Для зубчатых колес приведены многие материалы, однако я выбрала тот, который, по моему мнению, наиболее подходит моей конструкции: обладает высокой прочностью и дает значительную величину в знаменателе формул для модуля колес и диаметров валов. Это Сталь 40 ГОСТ 1.060-74:

σв = 560 МПа;  ([2, ч.1], с 67)

σ-1 = 241 МПа;

σf = 150 Мпа;

НВ = 192-228.

Для материала плат был выбран алюминиевый сплав Ал 9 [10], который имеет малый вес, хорошие технологические характеристики: обрабатываемость резанием, коррозионная стойкость.

Расчет нагрузки на валах.

Полный момент нагрузки на выходном (6-ом) валу МVI складывается из статистического момента нагрузки Мн max и динамического момента МдVI ([2, ч.1], с 67), т.е.

МVI = Мн max+ МдVI,

Приведение моментов от выходных звеньев к двигателю последовательно от передачи к передаче по формуле:

,([4], c 29)где Мi – искомый момент на ведущем звене;  

     Мi+1 – искомый момент на ведомом звене;

     i(i, i+1) – передаточное отношение передачи;

    η – КПД подшипников (0,95…0,99);

МV = 1.03/(0.95⋅3.87) = 0.28 Н⋅м;

МIV = 0.28/(0.95⋅3.87) = 0.076 Н⋅м;

МIII = 0.076/(0.95⋅3.87) = 0.02 Н⋅м;

МII = 0.02/(0.95⋅3.87) = 0.0056 Н⋅м;

МI = 0.0056/(0.95⋅3.87) = 1.53 Н⋅мм;

Мном= 2.0 Н⋅мм > МI = 1.53 Н⋅мм, что оставляет в силе предварительный выбор двигателя по необходимой мощности.

Оценка диаметров валов передач.

При расчете диаметров валов я учту только кручение, а позже, в проверочных расчетах рассчитаем один из валов на изгиб. Диаметр вала вычисляется по следующей формуле:

, где М – момент на текущем валу;

[τ] – допустимое напряжение кручения.

;

;

;

;

;

.

Определение модуля зубчатых передач передач.

Модуль для открытых цилиндрических прямозубых передач вычисляется по формуле:

    ([2, ч.1], с 60),  где

М – крутящий момент;

YF – коэффициент формы зуба;

K – эмпирический коэффициент 1,1…1,5

z – число зубьев рассчитываемого колеса;

φ bm= 8 – коэффициент ширины зубчатого венца;

[σF] – допустимое напряжение изгиба.

Выбираем количество зубьев шестерни z1 = z3 = z5 = z7 = z9 = 17,      тогда количество зубьев колес равно:

z2 = z4 = z6 = z8 = z10 = i1⋅z1= 3,87⋅17=65,79

из стандартного ряда ([19], с 10) выбираем ближайшее большее значение z2 = 67.

Полагая, что материалы всех колес передачи одинаковы, расчет веду по шестерне, для которой z1 = 17, этому значению числа зубьев соответствует следующее значение коэффициента формы зуба YF = 4,3.

Расчетные значения модулей:

mV, VI >= 0.56;

mIV, V >= 0.36;

mIII, IV >= 0.23;

mII, III >= 0.15;

mI, II >= 0.10;

Округляем полученные значения модулей до ближайших больших из стандартного ряда модулей  ([19], c 15):

mV, VI = 0.6;

mIV, V = 0.4;

mIII, IV = 0.25;

mII, III = 0.15;

mI, II = 0.1.

По конструктивным соображениям увеличиваем mIII, IV, mII, III и mI, II до 0.3.

Определение основных размеров зубчатых колес.

Ступень V, VI:

d9 = mV, VI⋅z9 = 0.6⋅17 = 10.2 мм;                              ([2, ч.2], с 87])

d10 = mV, VI⋅z10 = 0.6⋅67 = 40.2 мм;

b9 = b10 = mV, VI⋅ψbm = 0.6⋅8 =4.8 мм.

Ступень IV, V:

d7 = mIV, V⋅z7 = 0.4⋅17 = 6.8 мм;                             

d8 = mIV, V⋅z8 = 0.4⋅67 = 26.8 мм;

b7 = b8 = mIV, V⋅ψbm = 0.4⋅8 =3.2 мм.

Ступени III,IV;  II, III; I,II.

d5 = d3 = d1 = mIII,IV⋅z5 = 0.3⋅17 = 5.1 мм;                             

d6 = d4 = d2 =mIII,IV⋅z6 = 0.3⋅67 = 20.1 мм;

b6 = b5 = b4 = b3 = b2 = b1 =mIII,IV⋅ψbm = 0.3⋅8 =2.4 мм.

Т.к. расположение выходного вала и вала двигателя должно быть соосным, валы следовало бы расположить в пространстве так, чтобы выполнялось это условие. Однако, исходя из конструктивных соображений, я приняла другую конструкцию, которая предполагает значительно меньшую массу двигателя:

Схема 2.

       

Общее передаточное отношение:

.

Принимаем 4 ступени передач и определяем:

iI, II = iII, III = iIII, IV = 6.35;

iIV, V = 3.41.

Расчет нагрузки на валах.

МV = 1.03 Н⋅м;

МIV = 1.03/(0.95⋅3.41) = 0.31 Н⋅м;

МIII = 0.31/(0.95⋅6,35) = 0.05 Н⋅м;

МII = 0.05/(0.95⋅6,35) = 8,7 Н⋅мм;

МI = 0.0087/(0.95⋅6,35) = 1,45 Н⋅мм;

Определение модуля зубчатых передач передач.

Выбираем количество зубьев шестерни z1 = z3 = z5 = z7 = 17,      тогда количество зубьев колес равно:

z2 = z4 = z6 = i1⋅z1= 6,35⋅17 = 108 ;

z8 = 58.

   

Расчетные значения модулей:

mIV, V >= 0.5;

mIII, IV >= 0.3;

mII, III >= 0.18;

mI, II >= 0.097;

По конструктивным соображениям увеличиваем mII, III и mI, II до 0.3.

Определение основных размеров зубчатых колес.

Ступень IV, V:

d7 = mIV, V⋅z7 = 0.5⋅17 = 8.5 мм;                             

d8 = mIV, V⋅z8 = 0.5⋅58 = 29 мм;

b7 = b8 = mIV, V⋅ψbm = 0.4⋅8 =3.2 мм.

Ступени III,IV;  II, III; I,II.

d5 = d3 = d1 = mIII, IV⋅z5 = 0.3⋅17 = 5.1 мм;                             

d6 = d4 = d2 =mIII, IV⋅z6 = 0.3⋅108 = 32.4 мм;

b6 = b5 = b4 = b3 = b2 = b1 =mIII,IV⋅ψbm = 0.3⋅8 =2.4 мм.

Оценка диаметров валов передач.

Вал 1:

,

Вал 2:

.

Значение диаметра шестерни d5 = 5.1 мм получилось меньше, чем значение вала dII = 5.27 мм, на котором она сидит, следовательно, необходимо увеличить количество ступеней.

Схема 3.

Принимаю 6 ступеней и определяю:

Расчет нагрузки на валах.

МVII = 1.03 Н⋅м;

МVI = 1.03/(0.95⋅3,09) = 350.88 Н⋅мм;

МV1 = 350.88/(0.95⋅3,09) = 119.53 Н⋅мм;

МIV = 119.53/(0.95⋅3,09) = 40.72 Н⋅мм;

МIII = 40.72 /(0.95⋅3,09) = 13,87 Н⋅мм;

МII = 13,87/(0.95⋅3,09) = 4.73 Н⋅мм;

МI = 4.73/(0.95⋅3,09) = 1,61 Н⋅мм.

Определение модуля зубчатых передач передач.

Выбираем количество зубьев шестерни z1 = z3 = z5 = z7 = z9 = z11 = 17,      тогда количество зубьев колес равно:

z2 = z4 = z6 = z8 = z10 = i1⋅z1= 3,09⋅17 = 52,53, ближайшее стандартное значение числа зубьев: 53  ([19], с 10).

Расчетные значения модулей:

mVI, VII == 0.6;

Для сохранения межосевого расстояния значения остальных модулей принимаю равными 0.6.

Определение основных размеров зубчатых колес.

d11 = d9 = d7 = d5 = d3 = d1 = m⋅z1 = 0.6⋅17 = 10.2 мм;                             

d12 = d10 = d8 = d6 = d4 = d2 =m ⋅z2 = 0.6⋅53 = 31,8 мм;

Т.к. фактически значения модулей остальных ступеней передач меньше, чем 0.6, а увеличение модуля приводит к увеличению ширины колес, а, следовательно, и к увеличению массы, то необходимо компенсировать это увеличение. Сделать это можно, определив оптимальное значение коэффициента ширины зуба ψbm:

Ступень V, VI:

ψbm= =2.8,

значения ψbm других ступеней будут меньше, т.к. ψbm= М⋅С,

где  М - момент на соответствующем валу,

        С = - величина постоянная для всех ступеней, а

МV > М IV > МIII > МII > МI .

Так, учитывая, что минимальное значение ψbm= 3 ([2, ч. 1], с 61), принимаю ψbm  для всех ступеней равным 3. Следовательно, толщина колес

b1 = b2 = b3 = b4 = b5 = b6 = b7 = b8 = b9 = b10 = 0.6⋅3 = 1.8 мм;

b11 = b12 = m⋅ψbm VI, VII = 0.6⋅8 = 4.8 мм.

Оценка диаметров валов передач.

Вал 1:

,

Вал 2:

.

Полученные значения округляю до ближайших больших из стандартного ряда ([9], c 7):

dI = 4 мм,

dII =5.6 мм.

По техническому заданию в конструкции необходимо предусмотреть установку потенциометра обратной связи, к тому же угол поворота выходного вала должен быть  500°, отсюда возникает необходимость ввести дополнительный вал, угол поворота которого будет в 2 раза меньше, и который  будет связан посредством соединительной муфты с валом потенциометра. Приведу расчет зубчатого колеса, обеспечивающего связь потенциометра и выходного вала:

zдоп= z12⋅i

Передаточное отношение для данной ступени равно 2, т.к.

i =, отсюда zдоп= 53⋅2 = 106,

диаметр делительной окружности dдоп = m⋅ zдоп= 0.6⋅ 106 = 63.6.

Диаметр дополнительного вала:

мм, округляю полученное значение до ближайшего большего из стандартного ряда ([9], c 7):

dдоп вала = 7.1 мм.

Т.к. это колесо больше остальных в 2 раза, а значение массы для данной конструкции имеет большое значение, следует предусмотреть выточку и отверстия облегчения.

Выточка диаметром d2 вводится, если b ≥ 3 мм (в моем случае b=4.8мм) и если разность da - d1 не менее указанной в табл. 4  ([7],  с 9) (da - диаметр вершин цилиндрического зубчатого колеса).

da  = d + 2ha = m(z + 2) = 0.6(106 + 2) = 64.8 мм,

d1= 12 мм  ([7], с 9, табл. 3),

da - d1 = 64.8 - 12 = 52.8 мм > 20 мм .

Отверстия облегчения диаметром d3 изготавливают, если разность

df - (2⋅S + d1) не менее указанной в табл.4 ([7],  с 9) (df - диаметр впадин цилиндрического зубчатого колеса).

df = m(z - 2.5) = 0.6 (106 - 2.5) = 62 мм,

Smin = 2.0 - 3.0 мм,

df - (2⋅S + d1) = 62 - (2⋅3 + 12) = 44 мм > 15 мм, значит, отверстия облегчения можно ввести.

Диаметр этих отверстий:

d3 ≤ [df - (2⋅S + d1 +2)]/2;     d3 ≤ [df - (2⋅(S +k) - 1)]/3,

где k - величина перемычки между отверстиями облегчения (kmin = 6 [2, ч.2], с 77, табл.12.13). Из двух полученных значений d3 принимают наименьшее и округляют до ближайшего меньшего числа.

d3 ≤ [df - (2⋅S + d1 +2)]/2 = [62 - (2⋅3 +12 + 2)]/2 = 21 мм;

d3 ≤ [df - (2⋅(S +k) - 1)]/3 = [62 - 2(3 + 6) - 1]/3 = 14.3 мм.

Выбираю наименьшее, следовательно, d3 = 14 мм. Диаметр d4 окружности центров отверстий облегчения определяется с округлением до ближайшего целого числа по формуле:

d4 = df - (2S + d3 +1) = 62 - (2⋅3 +14 + 1) = 41.

Расчет валов и разработка их конструкции. 

В соответствии с условиями работы выбираем для вала сталь 40Х ГОСТ 4543 - 71 ([5], с 67) со следующими характеристиками ([9], прил.2, с 32):

HB = 229, σв = 1000 МПа, σТ = 800 МПа, τТ = 480 МПа, τ-1 = 230 МПа.

Значение крутящего момента на валу Т = МVI = 350,88 Н⋅мм.

Диаметр вала d = 4 мм. Диаметр вала под подшипники принимаю равным 3 мм.

Определение расчетных нагрузок и опорных реакций.

Вертикальная плоскость:

                              R1            R2         R3                          R5           R6

R4

              RAY

                                                                                                 RBY

Горизонтальная плоскость:

                                         P1                 P3                              P5                 RBY

                   RAХ

                              P2                           P4                               P6

l1 = 5.4 мм;

l1 = 12.8 мм;

l1 = 3.4 мм;

l1 = 3.8 мм;

l1 = 6.6 мм;

l1 = 23.6 мм;

l1 = 7.2 мм.

P =                                                      R = P⋅tgα     (α = 20°)     ([9], c 21).

P1 = ;                    R1 = 0.3⋅0.364 = 0.11 H;

P2 = ;                   R2 = 0.93⋅0.364 = 0.34 H;

P3 = ;                R3 = 2.56⋅0.364 = 0.93 H;

P4 = ;                 R4 = 7.98⋅0.364 = 2.9 H;

P5 = ;             R5 =22.07⋅0.364 = 8.03 H;

P6 = ;               R6 =68.8⋅0.364 = 22.04 H.

RAY = R1 + R2 + R3 + R4 + R5 + R6 - RBY = 0.11 + 0.34 +  0.93 + 2.9 +   +8.03 + 22.04 - 25.2 = 9.15 H,

RBX = - RAX - P1 + P2 - P3 +P4 - P5 +P6 = - 0.52 - 0.3 + 0.93 - 2.56 +

+ 7.98 - 22.07 + 68.8 = 52.26 H

Полученные эпюры:

Вертикальная плоскость:

                                                               256

                                    224

                             194.7

                

                           165          

          

         49.4

        l1                    l2          l3    l4            l5                               l6                          l7

Горизонтальная плоскость:

                                                                         14.2

-2.8

       -13.4

              -12.9

                           -22.3

                                              - 376.3

Из полученных эпюр видно, что наиболее опасными являются сечения С и D. Действующие моменты и напряжения в этих сечениях:

Сечение С:

Суммарный изгибающий момент

Для диаметра вала d = 4 мм

W = 0.1⋅d3 = 6.4 мм3                                                                        ([9], c 22).       

Wp ≈ 0.2⋅d3 = 12.8 мм3.

Напряжение при изгибе    .

Напряжение при кручении .

Номинальное эквивалентное напряжение в опасном сечении

Сечение D:

Суммарный изгибающий момент

Напряжение при изгибе    .

Номинальное эквивалентное напряжение в опасном сечении

σэкв С < σэкв D , следовательно, расчет веду по сечению D.

Запас прочности по пределу текучести:

nТ=

Условие выполняется для сечения D, следовательно, и для других сечений вала.

Расчет на выносливость.

Проверю необходимость расчета на выносливость сечения С, где  рядом находятся шпонка и штифт, и сечение D, где имеется штифт.

Сечение С:

                                            ([9], c 24)

Т.к. диаметр вала d=4.0, то коэффициент ε не учитывается.

Т.к. в сечении С имеется несколько источников концентрации напряжений , то следует принимать те, которые дают наибольшие значения коэффициентов концентрации напряжений Кσ. Его значения

в месте поперечного отверстия : Кσ=2.1 ([9],  прилож. 11);

в месте шпоночной канавки при выполнении концевой фрезой: Кσ=2.26

                                                                                            ([9],  прилож. 10).

Выбираю Кσ=2.26. Тогда

Условие выполняется, следовательно, сечение С на выносливость проверять необходимости нет.

Сечение D:

В сечении D имеется штифтовое соединение, значит, Кσ=2.1.

Следовательно, сечение D также на выносливость проверять необходимости нет.

Расчет подшипников.

Из проектного расчета вала на статическую прочность, который был произведен с учетом крутящего момента, был ориентировочно определен диаметр выходного конца вала. При известном выходном диаметре вала диаметр посадочного места вала под подшипник определяю из конструктивных соображений с учетом технологии изготовления вала и сборки подшипникового узла.

RAX=0.52 H,                              RBX=52.26 H, 

RAY=9.15 H,                              RBY=25.2 H.

Таким образом, радиальные нагрузки, действующие на подшипники равны:

Оценка диаметра вала и подбор подшипников.

Диаметр вала определяю по формуле:

,  где Мпр=, подставляя это значение в вышеприведенное выражение, получаю:

мм,

таким образом, нужно делать проверку подшипников с внутренним диаметром d=3 мм.

Проверяю подшипник №1000093* по динамической грузоподъемности:

, где

P  – радиальная нагрузка;

n=об/мин – частота вращения;

Lh =2500 ч – продолжительность     работы.

P=VFrKδKT

V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника относительно направления нагрузки

Kδ=KT=1 ([8], табл.10), следовательно, P=FrА=9,165 H.

Н, следовательно, в узле А допустимо применять этот тип подшипника.

Такой же подшипник ставлю в узел В и проверяю его грузоподъемность:

Н, следовательно, в узле В также допустимо применять этот тип подшипника.

Расчет фрикционной муфты.

В настоящее время к ЭМП приборных устройств предъявляются повышенные требования надежности. Для предохранения передачи от перегрузок на выходном валу, которые могут возникать, в частности, при срабатывании механического стопора применена фрикционная предохранительная муфта.

Для уменьшения габаритов пружины полумуфты, а также  специальные вставки на зубчатом колесе выполнены из материала, обладающим повышенным коэффициентом трения (резина) и в то же время удовлетворительной технологичностью.

Фрикционные муфты состоят из двух половин, прижатых одна к другой с определенной силой, величину которой можно регулировать. Когда величина крутящего момента на ведомой оси превышает величину момента сил трения в муфте, одна половина ее начинает скользить по отношению к другой. Прижатие полумуфт к фрикционным обкладкам происходит за счет пружины. Силу прижатия можно регулировать с помощью гайки, навертываемой на резьбу вала. Сила прижатия пружины Р рассчитывается по следующей формуле:

.

Радиус r должен быть меньше радиуса впадин, оценю его:

Диаметр окружности впадин колеса:

df=d - 2( 1 + c*)m=31.8 - 2*1.35*0.6=30.2 мм.

Следовательно, принимаю r=14 мм. Тогда

Берем значение эмпирического коэффициента С из интервала 8…12

Вычисляем для выбранного С=10 коэффициент:

;    kτ=1.135

Диаметр ступицы муфты, на которую будет ложиться пружина, равен 10 мм, значит, Dпр=11 мм и d=1,1 мм.

Для уменьшения габаритов в осевом направление пружины и, соответственно, муфты, возьмем небольшое число рабочих витков Iр=3. Проверю условие прочности:

τ=8PCkτ / π *d2

τ=8*183,9*10*1,135/(3,14*1,21)=4393> [τ] = 500 МПа, следовательно,  условие прочности не выполняется.

Выберу другие материалы, например, сталь-резина, для которых коэффициент трения значительно больше f = 0.8.   ([11], c 10)

Тогда

τ=8*45,9*10*1,135/(3,14*1,21) = 1329 > [τ]=500МПа, условие прочности не выполняется, значит, ставлю муфту на предыдущий вал, тогда

τ=8*15,66*10*1,135/(3,14*1,21) = 362,1 <[τ]=500 МПа, условие прочности выполняется.

Рассчитаем осевое перемещение одного витка λ (величина деформации) при нагрузке:

λ=8 P D3iраб./G d4=8*15,66*113 3/(8*104*1,14)=4,27 мм.

Рассчитаем длину пружины в свободном состоянии:

Ho=1.3*λ + d⋅(iраб + iконц)=1,3*4,27 + 1,1* (3 + 2)=11,05 мм.

Разработка кинематической схемы.

После анализа исходных данных и проведенных расчетов, учитывая требование соосного расположения входного и выходного валов предложен окончательный вариант кинематической схемы. В редукторе имеется три вала, не считая вала двигателя, причем они играют роль валов для колес и шестерен пятой, шестой и седьмой  ступени, а для  второй - четвертой ступеней играют роль осей. В связи с этим для колес всех ступеней был принят модуль m=0.6, соответственно диаметр шестерней 10,2, а диаметр колес 31,8. Диаметры валов 4, 5 и 7.1 мм.

Колеса № 3,4 , № 5,6, № 7,8 , № 9,10 являются сборными и устанавливаются на опоры скольжения.

Кроме того, на первом (после вала двигателя) валу для защиты редуктора от перегрузок предусмотрена предохранительная муфта. Для обеспечения и контроля требуемого угла поворота выходного вала на дополнительном  валу предусмотрены: электрический ограничитель, выполненный на микропереключателях, механический упор, потенциометр. Для обеспечения быстрого и надежного соединения электрических цепей привода с внешними устройствами предусмотрен унифицированный разъем.

Конструкция корпуса редуктора—трехплатная открытая, платы соединяются стойками. Для уменьшения массы изделия толщина плат назначена меньше, чем ширина подшипников, а сами подшипники устанавливаются в крышках-стаканах. Первый вал крепится в платах № 1 и № 2, а выходной вал – в плате №2 и в установленной между платами №1 и №2  плате №3.

Потенциометр крепится к плате № 1. В плате №2 предусмотрены четыре  отверстия для монтажа привода следящей системы к внешнему устройству.

Двигатель крепится  к плате №1.

Определение погрешностей передачи.

Основными погрешностями зубчатых передач являются погрешности, возникающие из-за мертвого хода Δм.х. в угловых минутах, и кинематическая погрешность Fior в мкм или Δφior в угловых минутах.

Общая погрешность передачи находится как сумма этих погрешностей:

ΔΣ=Δм.х. + Δφior.                                ([2, ч 1], c 80)

В  свою очередь, мертвый ход равен сумме двух погрешностей - люфтовой погрешности и погрешности из-за упругого мертвого хода:

Δ м.х=ΔφЛ + ΔφУ.                               ([2, ч 1], c 81)

Собственную люфтовую погрешность передачи любой степери точности и вида сопряжения  можно определить по формуле

ΔφЛ=КСКmΔφ 7H,                              ([2, ч 1], c 83)

где Δφ 7H - люфтовая погрешность передачи с m=0.5, 7-ой степени точности, сопряжения Н; значение Δφ7H берется из графика, помещенного на рис. 3,18 ([2, ч 1], c 82); КС - коэффициент, вносящий поправку при выборе других степеней точности и других видов сопряжения; значение этого коэффициента дано в табл. 3.5 ([2, ч 1], c 84).

Определение дюфтовой погрешности.

Межосевое расстояние каждой пары для условного модуля m*=0.5:

а*=m*(z1 + z2)/2=0.5(17 + 53)/2=17.5 мм.

По графику нахожу значение люфтовой погрешности каждой пары для степени точности 7Н и m=0.5: Δφ7H=21,5′, Кm=0.83, КС=1,11.

Собственные люфтовые погрешности каждой пары:

ΔφЛ1=ΔφЛn=КСКmΔφ 7H=1.11*0.83*21.5=19.8′.

Суммарная угловая погрешность, приведенная к выходному z2n=z12 колесу ([2, ч 1], с 81):

ΔφЛ=(ΔφЛ1/i1-(n+1)) + (ΔφЛ3/i2-(n+1)) +…+ (ΔφЛ(2n-3)/i(n-1)-(n+1)) +

+ (ΔφЛ(2n-1)/in-(n+1)) .

Т. к. передаточное отношение всех ступеней одинаково и равно 3,09, то формула примет вид:

ΔφЛ=n*(ΔφЛ1/i1-(n+1))=6*(19.8/3.09)=38.45′.

Упругий мертвый ход определяется по формуле (в качестве материала вала выбрана сталь, для которой G=80000 Н/мм2):

ΔφУ=180*60*64МКl/(π280000 d4)=0.88 МКl/d4      ([2, ч 1], c 85).    

ΔφУI=0.88*350.877*1.4/44=1.69′

ΔφУII=0.88*1030*1.4/44=4.96′.

Упругий мертвый ход всей передачи:

ΔφУ=ΔφУI/iI-(n+1) + ΔφУII/iII-(n+1)=(1.69 + 4.96)/3.09=2.15′

Cобственные кинематические погрешности колес (из графика на рис 3,21 [2, ч 1], с 87):

d11=d9=d7=d5=d3=d1=m⋅z1=0.6⋅17=10.2 мм;                             

d12=d10=d8=d6=d4=d2=m ⋅z2=0.6⋅53=31,8 мм;

следовательно,

Δφi1=…=Δφi11=12′;

Δφi2=…=Δφi12=6,7′.

Полная суммарная кинематическая погрешность передачи:

Δφi0=(12 + 6,7)*6/3,09=36,3′.

Общая погрешность передачи:

ΔΣ=Δм.х. + Δφior=38,45 + 2,15 + 36,3=76,9′.

Список литературы.

1. Атлас конструкций элементов приборных устройств. Под ред. Тищенко 0.Ф, - М.: Машиностроение, 1982, 116 с.
2. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко 0.Ф, - М.: Высшая школа, 1978. - Ч. 1 и Ч.2.
3. Коваленко А.П., Буцев А.А. Выбор исполнительных электродви­гателей приборных устройств. Учебное пособие... М., МВТУ, 1981.
4. Буцев А,А., Коваленко А.П,, Котов А.Н. Проектирование приборных приводов. Учебное пособие... МВТУ, 1988.
5. Матвеев В.И. Элементы приборных устройств. Разработка кон­структорской документации. Учебное пособие. МВТУ, 1977.
6. Тищенко О.Ф., Веселова Е.В., Нарыкова Н.И. Оформление рабочих чертежей деталей и узлов. Метод, указания. МВТУ, 1986.
7. Матвеев В,И„ Капитанова 3.Г., Конструкции зубчатых колес приборов. Учебное пособие. МВТУ, 1980.
8. Матвеев В.И. Элементы приборных устройств. Расчет подшипников качения и проектирование подшипниковых узлов приборов. Учебное пособие. МВТУ, 1978.
9. Веселова Е.В., Нарыкова Н.И. Расчет и конструирование валов и осей приборов, МВТУ, 1980.
10. Кокорев Ю.А. Элементы приборных устройств. Проектирование корпусных деталей приборов. МВТУ, 1980.
11. Велищанский А,В., Климов В.Н., Koтов А.Н. Конструкционные материалы в приборостроении. Уч. пособ., МВТУ, 1987.
12. Веселова Е.В., Нарыкова Н.И,, Ожерельев А.Я. Вспомогательные материалы в конструкциях приборов. Уч. пособ. МВТУ, 1986.
13. Торгов А.М. Общие требования к расчетно-пояснительной записке проекта по курсу "Элементы приборных устройств". МВТУ, 1987.
14. Киселев Л.Т. Соединения в приборостроении. Часть 1, 1974; Часть 2, 1976. МВТУ.
15. Баранов В.Н,, Капитанова З.Г. Расчет и конструирование потен- циометров приборов. Учебное пособ., МВТУ, 1982. 
16. Справочник конструктора точного приборостроения . Под ред. Явленского К.Н.... Л. Машиностроение, 1989.
17. Чурабо Д.Д. Детали и узлы приборов. Конструирование и расчет. Справочное пособие. М., Машиностроение, 1975.
18. Кокорев Ю.А. Способы расчета точностных характеристик дета-  лей и узлов приборов. МГТУ, 1992. 
19. Матвеев В.И. Расчет зубчатых передач редукторов следящих систем. Учебное пособие. МГТУ, 1986. 

> Категория: деревянный дом Строительные нормы и правила строительство деревянных домов строительные организации строительство дачных домов

Поделитесь этой записью или добавьте в закладки