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).

 

Рн – 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.

nн – 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:


 

 

 

nдвиг = 2500 об/мин = 261,8 рад/с

nн = 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 

ik,k+1 – передаточное отношение передачи;

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

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

 

На выходном валу с учётом динамической составляющей действует следующий  момент:

, где

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

Mд – динамический момент нагрузки;

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

εн – требуемое угловое ускорение вращения выходного вала  (по условию: εн=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, YF = 3,73.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

,  где

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

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

KFL – коэффициент долговечности, вычисляемый по формуле:

,  где

 

NH – 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, YF = 3,73.

 

                                           

 

        

Колесо «6»:

Для колеса: z = 48, YF = 3,738.

 

                                           

 

        

Колесо «4»:

Для колеса: z = 48, YF = 3,738.

 

                                           

 

        

Колесо «2»:

Для колеса: z = 38, YF = 3,782.

 

                                           

 

        

 

 

Теперь определим допускаемые  напряжения для шестерен и колес.

               ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, (ZR = 1);

               ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, (ZV = 1);

              – коэффициент безопасности,( =1,2);

               KHL – коэффициент долговечности, ,

  Для шестерен:

             NHO = 1ּ107 (циклов),

1) 0,57

МПа




             

 

 

3) 0,65

МПа




             

5) 0,77

МПа




             

7) 0,92

МПа




             

9) 1,12

МПа




             

 

 

 

Для колес:

             NHO = 4ּ106 (циклов),

 

 

2) .

 

  МПа




 

 

 

 

 

 

4)

 

  МПа




 

6)

 

  МПа




 

8)

 

  МПа




 

10)

 

  МПа




 

 

 

 

 

6. Геометрический расчёт зубчатого колеса

Для цилиндрических передач с прямозубыми  колёсами, определим:

 

 

- ширина колеса;

 – коэффициент, равный  отношению ширины зубчатого венца к модулю ( = 10);

- ширина шестерни;

 

 

Для шестерен:

1) (мм)

(мм)

(мм)

 

 

3) (мм)

(мм)

(мм)

 

 

5) (мм)

(мм)

(мм)

 

 

7) (мм)

(мм)

(мм)

 

 

9) (мм)

(мм)

(мм)

 

Для колес

2) (мм)

(мм)

(мм)

 

4) (мм)

(мм)

(мм)

 

6) (мм)

(мм)

(мм)

 

8) (мм)

(мм)

(мм)

 

10) (мм)

(мм)

(мм)

 

 

 

 

 

 

 

Шестерни

№ шестерни

z

, мм

, мм

, мм

, мм

1

17

9,35

10,45

7,7

3,575

3

17

11,9

13,3

9,8

4,55

5

17

15,3

17,1

12,6

5,85

7

17

19,125

21,375

15,75

7,3125

9

17

25,5

28,5

21

9,75


 

Колеса

№ колеса

z

, мм

, мм

, мм

, мм

1

38

20,9

22

19,25

2,75

3

48

33,6

35

31,5

3,5

5

48

43,2

45

40,5

4,5

7

56

63

65,25

59,625

5,625

9

75

112,5

115,5

108

7,5


 

7. Расчет валов и осей.

 

Вал 6.

  1. Полный момент на данном валу равен: Мкр=2100Н·мм

Окружная составляющая силы:    

Радиальная составляющая силы:  

  1. Рассчитываем силы:

 

 

 

  1. Для вала выбираем материал Ст20 (σ=250МПа):

Коэффициент запаса n=1.5..2.5 поэтому

          мм

 

 

 

Данный материал и диаметр вала подходят, возьмем d=8 мм

 

Вал 5

  1. Полный момент на данном валу равен: Мкр=495,8Н·мм

Окружная составляющая силы:    

Радиальная  составляющая силы:  

  1. Рассчитываем силы:

 

 

 

 

  1. Для вала выбираем материал Ст20 (σ=250МПа):

Коэффициент запаса n=1.5..2.5 поэтому

          мм

 

 

 

Данный материал и диаметр вала подходят, возьмем d=7 мм

 

Вал 4

1)Полный момент на данном валу равен: Мкр=156,9Н·мм

Окружная составляющая силы:    

Радиальная  составляющая силы:  

2)Рассчитываем силы:

 

 

 

 

3)Для вала  выбираем материал Ст20 (σ=250МПа):

Коэффициент запаса n=1.5..2.5 поэтому

          мм

 

 

 

Данный материал и диаметр вала подходят, возьмем d=6 мм

 

Вал 3

1)Полный момент на данном валу равен: Мкр=57,9Н·мм

Окружная составляющая силы:    

Радиальная  составляющая силы:  

2)Рассчитываем  силы:

 

 

 

 

3)Для вала  выбираем материал Ст20 (σ=250МПа):

Коэффициент запаса n=1.5..2.5 поэтому

          мм

 

 

 

Данный материал и диаметр вала подходят, возьмем d=5 мм

 

Вал 2

1)Полный момент на данном валу равен: Мкр=21,4Н·мм

Окружная составляющая силы:    

Радиальная  составляющая силы:  

2)Рассчитываем  силы:

 

 

 

 

3)Для вала  выбираем материал Ст20 (σ=250МПа):

Коэффициент запаса n=1.5..2.5 поэтому

          мм

 

 

 

Данный материал и диаметр вала подходят, возьмем d=4 мм

8 Расчет и подбор подшипников.

Расчёт и подбор радиальных шарикоподшипников  проведём по наиболее нагруженным опорам с использованием известных формул.

Т.к. радиальная сила, постоянная по направлению, приложена к валу, который вращается, то наружное колесо имеет местное нагружение, а внутреннее – циркуляционное.

Так как частота вращения всех валов  больше, чем  , значит, расчёт проводим по динамической грузоподъёмности.

P-Эквивалентная динамическая нагрузка;

X-коэффициент радиальной нагрузки;

Y-коэффициент осевой нагрузки;

V-коэффициент вращения;

-коэффициент безопасности., учитывающий  влияние динамичности нагружения  в условиях эксплуатации;.

- температурный коэффициент,  учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

(С)р - расчётная динамическая нагрузка подшипника, Н;

- частота вращения i-го вала, об/мин;

Lh - требуемая долговечность.

В данном случае примем Lh равной ресурсу работы привода;  => Lh = 2000 ч;

Для прямозубых цилиндрических колёс

Fa = 0,

X = 1,

Y = 0;

V = 1 - так как у всех подшипников  в этой конструкции вращается  внутреннее кольцо;

Температурный коэффициент запаса выбираем равным КТ = 1,05 (рабочая температура подшипника 125°);

=1,5 - для нагрузки типа: умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150% от расчётной нагрузки;

Fr - радиальная нагрузка на опоры вала, Н;

6 вал

Силы действующие на 1 и 2-й подшипники соответственно:

=15,17;     =2,95;

=41,68;       =8,1; 

Рассчитаем 1-й подшипник, т.к. на 2-й действует меньшие силы.

Частота на выходном валу: 

n=9,65

Выберем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Подшипник из сверхлёгкой серии  диаметров 8, серии ширин 1, для которого С=850 Н – на выходной части вала – 1000095

5 вал

Силы действующие на 1 и 2-й подшипники соответственно:

=13,6;     =5,27;

=37,38;       =14,47; 

Рассчитаем 1-й подшипник, т.к. на 2-й действует меньшие силы.

Частота на выходном валу: 

n=42,59

Выберем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Подшипник из сверхлёгкой серии  диаметров 9, серии ширин 1, для которого С=440 Н – на выходной части вала – 1000093

4 вал

Силы действующие на 1 и 2-й подшипники соответственно:

=3,64;     =3,81;

=10,02;       =10,49; 

Рассчитаем 2-й подшипник, т.к. на 1-й действует меньшие силы.

Частота на выходном валу: 

n=140,29

Выберем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Подшипник из сверхлёгкой серии  диаметров 9, серии ширин 1, для которого С=440 Н – на выходной части вала – 1000093

3 вал

Силы действующие на 1 и 2-й подшипники соответственно:

=1,07;     =2,47;

=2,94;       =6,79; 

Рассчитаем 2-й подшипник, т.к. на 1-й действует меньшие силы.

Частота на выходном валу: 

n=396,11

Выберем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Подшипник из сверхлёгкой серии  диаметров 9, серии ширин 1, для которого С=440 Н – на выходной части вала – 1000093

 

2 вал

Силы действующие на 1 и 2-й подшипники соответственно:

=0,38;    =1,45;

=1,06;       =3,99; 

Рассчитаем 2-й подшипник, т.к. на 1-й действует меньшие силы.

Частота на выходном валу: 

n=1118,42

Выберем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Подшипник из сверхлёгкой серии  диаметров 9, серии ширин 1, для которого С=440 Н – на выходной части вала – 1000093

 

9. Расчет кинематической погрешности.

Определение необходимых данных:

Установим по табл. П2.1-П.2.10 из [1] значения величин, необходимых для расчета кинематической погрешности передачи согласно назначенным ранее степеням точности и видам сопряжения.

Для реечной передачи межосевое  расстояние aij заменяем расчетным монтажным размером согласно [1],стр.123