litceysel.ru
добавить свой файл
1

Содержание:

  1. Исходные данные ……………………………………………………………………………………..3

  2. Назначение и принцип действия ЭМП следящей системы …………………………………..4.

  3. Замечания………………………………………………………………………………………………..4

  4. Проектировочные расчеты….....…………………………………………………………………..4

4,1 Выбор двигателя по мощности…………………………………………………………………….4

4.2 Выбор двигателя по пусковому моменту………………………………………………………..5

4.3 Кинематический расчет…………….……………………………………………………………..…6

4.4 Силовой расчет………………………………………………………………………..…….………….7

4.5 Проектный расчет зубчатых передач на прочность………………………………..…………9

4.6 Геометрический расчет……………………………………………………………………..………..18

4.7 Расчет валов привода…………………………………………………………………………………23

4.8 Расчет подшипников привода………………………………………………………………….……31

4.9 Расчет предохранительной муфты…………………………………………………..…..………33


4.10 Расчет штифтов…………………………………………………………………………………....35


5.Проверочные расчеты...............................................................................................................

5.1 Проверка выбора двигателя по пусковому и номинальному моменту………………..……….37

5.2 Расчет на точность………………………………………………………………………………..……..41

5.3 Расчет редуктора на прочность………………………………………………………………………..

Список использованной литературы………………………………………………………………………

1. Исходные данные.

Вариант 15. Дано:


Момент нагрузки ;

Максимальная угловая скорость вращения нагрузки ;


Максимальное угловое ускорение нагрузки ;

Момент инерции нагрузки ;

Температура окружающей среды ;

Относительная влажность до 98% при ;

Атмосферное давление 535…3040 ГПа;

Постоянный ток цепи питания двигателя;

Срок службы Т не менее 800 час;

Напряжение питания ;

Критерий расчёта: максимальное быстродействие;

Предельный угол поворота нагрузки  =;

Рабочее положение выходного вала в пространстве - произвольное;

Входной и выходной валы должны быть параллельны.

2 Назначение и принцип действия



Электромеханический привод следящей системы представляет собой привод, то есть, обычно, двигатель и редуктор, позволяющий скорректировать характеристики двигателя под требуемые характеристики. Он имеет широкое распространение в качестве элементов исполнительных механизмов роботов и других следящих систем.

Специфика работы привода следящей системы заключается в постоянно изменяющемся сигнале, за которым следит система и, вследствие этого, постоянно подающемся сигнале на отработку приводом. Кроме того, обычно требуется высокая скорость и точность отработки сигнала.

Как подтверждение перечисленных свойств, можно отметить требование максимального быстродействия привода и произвольное положение выходного вала в пространстве, широкий температурный диапазон, диапазон давлений и влажности, в которых должен работать привод.


Двигатели постоянного тока имеют значительно большую зону линейности, чем двигатели переменного тока, что позволяет упростить процесс расчёта и проектирования системы автоматического регулирования, для которой проектируется привод, а также повысить его диапазон работы в линейном режиме (то есть режиме отработки ошибки - слежения за объектом).

Принцип действия предлагаемого привода основан на увеличении момента при прохождении через редуктор за счёт уменьшения скорости вращения. Предусмотрена защита привода от перегрузки на выходном валу редуктора в виде фрикционной предохранительной муфты. Кроме того, имеется ограничитель поворота выходного вала в заданных пределах, включающий в себя как формирование электрического сигнала при достижении выходным валом граничных углов поворота, так и последующее его механическое ограничение. В качестве сигнала обратной связи по выходному углу поворота привода предлагается сигнал с потенциометра, как сигнал грубого отсчёта.

3 Замечания



Значения выбираемых параметров выбираю из рекомендуемых диапазонов или дискретных значений.

4 Проектировочные расчёты

4.1 Выбор двигателя по мощности


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Требуемая (расчётная) мощность двигателя для ЭМП составит:



 (к.п.д. редуктора) выберу равным 0,7 из диапазона 0,6…0,8 ;

- мощность, необходимая для обеспечения вращения заданной нагрузки с заданной угловой скоростью, приведённая ко входному валу редуктора, Вт;

- момент нагрузки, Н м.

С условием удовлетворения превышения мощностью двигателя расчётной мощности с учётом приведённого ниже расчёта по пусковому моменту, а также условий эксплуатации и способа крепления выберу двигатель ДПР-52-03-Ф1 (постоянного тока):





Номинальная мощность выбранного двигателя:



- номинальная частота вращения ротора двигателя, об/мин;

- номинальный момент двигателя, Н м.


Запас по мощности составит:



- запас выбранного двигателя по мощности.

4.2. Выбор двигателя по пусковому моменту


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Для обеспечения требуемой скорости вращения нагрузки необходимо обеспечить передаточное отношение редуктора близкое к этому:



- расчётное передаточное отношение редуктора;

- максимальная скорость вращения нагрузки, рад/с;

- номинальная частота вращения ротора двигателя, об/мин.


Приведённый статический момент нагрузки составит:


Выберу запас по статическому моменту М ст равным 1,2 из диапазона для экономии средств на самой дорогой частью электромеханического привода - двигателе;


- момент нагрузки на выходном валу редуктора, Н м.


Ускорение нагрузки, приведённое к ротору двигателя:




Приведённый динамический момент нагрузки:



где - момент инерции ротора двигателя, выбирается по паспортным данным

-коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма, =0,4....1, назначу =0,7

Для режима частых пусков и реверсов, в которых работает привод следящей системы, сумма приведённых к валу двигателя статического и динамического моментов должна быть не больше номинального момента двигателя.

Запас по пусковому моменту составит:



Выбранный двигатель подходит для заданных характеристик разрабатываемого редуктора.

4.3 Кинематический расчёт


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Поскольку необходимо спроектировать электромеханический привод с максимальным быстродействием (т.е. минимум приведенного момента инерции) то оптимальное количество ступеней вычисляется по следующей формуле:

,

где


Коэффициенты учитывают зависимость моментов инерции шестерни и колеса от их конструктивного оформления.

Выберу из диапазона (1,02...5), из диапазона (1...3)

Тогда и

Такое значение очень большое, усложняет проектирование привода.

С учетом упрощения проектирования, выберу число ступеней п=5


Разбиение по ступеням:

При этом разбиении учитываю, что для рационального уменьшении погрешности электромеханического привода необходимо, чтобы передаточное число тихоходной ступени имело наибольшее значение, а быстроходной – наименьшее.

Таким образом:



Определим число зубьев в колесах редуктора.

Число зубьев шестерни назначают в диапазоне 17..28, причем для малогабаритных передач назначают ближе к нижнему пределу, для высокоточных- ближе к верхнему.

Пусть в шестернях будут по 25 зубьев.



Общее передаточное отношение привода будет:



Погрешность, рассчитывается по формуле:


Таким образом реальное передаточное отношение редуктора составит 481,1 что отличается лишь на 2,1% от требуемого передаточного отношения 471, что вполне удовлетворяет точности привода (в пределах 5%).

4.4 Силовой расчёт.


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу . Привидение моментов ведется от выходных звеньев к двигателю последовательно от передачи к передаче по формуле:




Кпд опор выберу равным из диапазона для подшипников качения.

Кпд передач из диапазона .

Суммарный момент на выходном валу:


Где - момент статической нагрузки;

- момент динамической нагрузки, который находится по формуле:







Таким образом:


Должно выполняться неравенство:

Моменты на остальных валах:





Сравниваю полученное значение с пусковым моментом:



Значит выбранный электродвигатель ДПР 52-03-Ф1 удовлетворяет условию по пусковому моменту.

Провожу подобный расчёт, где на выходном валу учитываем наличие только статической нагрузки при этом должно выполняться неравенство:





Сравниваем полученное значение с номинальным моментом:



Вывод: Так как сошлись расчёты по номинальному и пусковому моменту, то электродвигатель ДПР 52-03-Ф1 удовлетворяет условиям работы в данном ЭМ приводе.

4.5 Проектный расчёт зубчатых передач на прочность.


Цель расчёта:

Определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.

Теперь покажу, что основным расчётом на прочность будет расчёт зубьев зубчатых колёс на изгиб.

Самая большая скорость будет на шестерне двигателя:





Величина скорости скорректирована с учётом полученной в результате геометрического расчёта, величины диаметра шестерни двигателя.

Максимальная скорость в редукторе меньше 3 м/с. Это маленькая скорость, в этом случае используют передачи без смазки или при ограниченной смазке, которая наносится при сборке, контроле, или профилактическом осмотре. Основной причиной выхода из строя открытых передач является поломка зуба в результате усталости материала., подвергающегося многократно повторным нагрузкам. Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгибную прочность.


Т.к. максимальная скорость вращения , материалом колёс выберу сталь 35, шестерен сталь 45. Для обеспечения прирабатываемости назначу термообработку:

Для шестерни -нормализация: твёрдость 220 НВ;

Для колеса - нормализация: твёрдость 200 НВ;

Твердость материала шестерни на 20 единиц больше твердости материала колеса.

Определим предельные напряжения на изгиб для шестерни и колеса.




Значения контактной выносливости зубьев в зависимости от термообработки используемых материалов:



Число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым



Срок службы передачи:



Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, при



Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей, при



Коэффициент безопасности, в диапазоне 1,1....1,2 назначу

Коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, для реверсивных передач:


Коэффициент запаса, принимаю для обычных условий работы.


Колесо 10:

Частота вращения зубчатого колеса ;

Число циклов перемен напряжений:



Коэффициент долговечности, учитывающий возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач:



где – показатель для стальных колес;

базовое число циклов перемены напряжений для нормализованных стальных колес.





Коэффициент долговечности



где - показатель для материалов колес с



Допускаемое напряжение изгиба для материал колеса:



Допускаемое контактное напряжение для колеса:




Колесо 8:


Колесо 6:




Колесо 4:




Колесо 2:





Шестерня 9:




Шестерня 7:



Шестерня 5:



Шестерня 3:




Шестерня 1:




Расчёт соотношения для определение модулей зацеплений (в мм):

(Расчёт зубьев на изгиб)



Km = 1,4 для цилиндрических прямозубых колёс;

K = 1,3 из диапазона - коэффициент расчётной нагрузки;

-коэффициент ширины зубчатого венца;



было выбрано 9для колеса из диапазона .

-допускаемое напряжение при расчёте зубьев на изгиб.

Расчёт ведётся по наиболее нагруженному зубчатому колесу (определяется из соотношения - где оно больше - то колесо или шестерня и наиболее нагружено);


YF - коэффициент формы зуба.


Для зацепления z1-z2

Выбираем из таблиц значение , с учётом количества зубьев (эти данные взяты из конструктивных соображений).



Значит расчёт ведём по колесу:



Округляю до большего из стандартного ряда модулей:

При выборе модуля учтено, что диаметр вала двигателя 4 мм., значит модуль следует брать Стенка шестерни в этом случае будет допустимо большая.


Для зацепления z3-z4

Выбираем из таблиц значение , с учётом количества зубьев (эти данные взяты из конструктивных соображений).



Значит расчёт ведём по колесу:



Округляю до большего из стандартного ряда модулей:

При выборе модуля учтено, что расстояние между 2-им и 3-им валами должно больше чем радиус 2-ого колесам., значит модуль следует брать (1-ый вал – это вал двигателя)


Для зацепления z5-z6:

Выбираем из таблиц значение , с учётом количества зубьев (эти данные взяты из конструктивных соображений).




Значит расчёт ведём по колесу:



Округляю до большего из стандартного ряда модулей: m=0,4;


Для зацепления z7-z8

Выбираем из таблиц значение , с учётом количества зубьев (эти данные взяты из конструктивных соображений).



Значит расчёт ведём по шестерни:



Округляю до большего из стандартного ряда модулей: m=0,5;


Для зацепления z9-z10

Выбираем из таблиц значение , с учётом количества зубьев (эти данные взяты из конструктивных соображений).



Значит расчёт ведём по шестерни:



Округляю до большего из стандартного ряда модулей: m=0,63;

4.6 Геометрический расчёт


Задача расчета заключается в определении основных размеров передачи и ее элементов.

Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Замечание: .

По данным ТЗ необходимо обеспечить угол поворота выходного вала равным 700 град., поэтому для установки потенциометра микропереключателей и механических упоров в конструкцию привода введена дополнительная ступень с передаточным отношением , которая реализует угол поворота последнего вала редуктора 261,2 град. Модуль зацепления дополнительной ступени выбран равным . При выборе модуля учтено, что расстояние между 7-им (дополнительным) и 6-им(выходным) валами должно больше чем радиус 10-ого колесам. Далее это будет объяснено конструктивными соображениями.



Диаметр делительной окружности колеса для прямозубых цилиндрических колёс вычисляется по формуле:



Где m – модуль зубчатого колеса., z – количество зубьев;

Таким образом:



Диаметры окружностей вершин зубьев рассчитываются по формуле:



Таким образом:



Диаметр окружностей впадин для прямозубых цилиндрических колёс рассчитывается по формуле:



Где -

Таким образом:




Ширина прямозубого зубчатого цилиндрического колеса рассчитывается по формуле:



Для шестерни:



Таким образом:




Зная диаметры всех зубчатых колёс, рассчитаю межосевые расстояния по формуле:


Таким образом:




4.7 Расчёт валов привода.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы от передач передаются через насаженные на них детали - зубчатые колёса. При расчёте принимаем, что насаженные на вал колёса передают силы и моменты валу на середине своей ширины.

Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения.


Вал VI


Из исходных данных нам известно, что значение крутящего момента на этом валу:




Расчётная схема:

Рис 2.




Из системы уравнений:



Где

Нахожу, что



Строю эпюры:

Рис 3.

Величина крутящего момента известна, он приложен между нагрузкой и зубчатым колесом.

Определяем опасное сечение. Это сечение, в котором приложены силы P и R;

Момент в этом сечении:



Определяем диаметр вала, используя формулу:


Где, -допустимое напряжение для материала вала (сталь 40Х);




Где n-коэффициент запаса;

Таким образом:




Из стандартного ряда для диаметров валов выбираю диаметр вала =6 мм;


ВалV


Из силового расчёта нам известно, что значение крутящего момента на этом валу:



Расчётная схема:




Рис 4;





Из системы уравнений:




Где


Находим, что



Строю эпюры:




Рис 5

Расчет диаметра вала ведём для наиболее опасного сечения:

Учитывая эпюры от составляющих , ,получаю, что в данном случае это будет опасное сечение №1;

Значение изгибающего момента в этом сечении:




Таким образом диаметр вала считаю по формуле:





Из стандартного ряда для диаметров валов выбираю диаметр вала =4 мм;


Вал IV


Из силового расчёта нам известно, что значение крутящего момента на этом валу:



Расчётная схема:




Рис 6;





Из системы уравнений:




Где


Находим, что



Строю эпюры:




Рис 5

Расчет диаметра вала ведём для наиболее опасного сечения:

Учитывая эпюры от составляющих , ,получаю, что в данном случае это будет опасное сечение №2;


Значение изгибающего момента в этом сечении:



Таким образом диаметр вала считаю по формуле:





Из стандартного ряда для диаметров валов выбираю диаметр вала =3 мм;





Для валов III,II проводить расчёт не буду, так как диаметр его вала заведомо будет меньше чем 3 мм., следовательно, принимаю



По техническому паспорту

4.8 Расчёт подшипников привода.


Расчёт и подбор радиальных шарикоподшипников провожу по наиболее нагруженным опорам с использованием известных формул (смотри [14])


Так как частота вращения всех валов больше, чем , значит, расчёт провожу 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 приводе выбираю Lh равной ресурсу работы двигателя;

Lh = 2500 ч;

Для прямозубых цилиндрических колёс Fa = 0, соответственно, X = 1, Y = 0;

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

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

=1,05; Выбрал равным для нагрузки типа: умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150% от расчётной нагрузки;

Fr - радиальная нагрузка на опоры вала, Н;


Вал VI:



Выбираю в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:

Для опоры 1:

Подшипник из сверхлёгкой серии 1000096;

Для опоры 2:

Подшипник из сверхлёгкой серии 1000096;


Поскольку для подшипников сверхлегкой серии запас по динамической нагрузке получился больше 100 единиц для самого нагруженного вала, то выполнять расчет для остальных валов нецелесообразно, так как динамическая нагрузка на подшипники этих валов будет заведомо меньше. Поэтому подшипники выбраны в соответствие с диаметрами валов из сверхлегкой серии:


Вал V – подшипник 1000094

Вал IV – подшипник 1000093

Вал III – подшипник 1000093

Вал II – подшипник 1000093


Замечание:

Так как дополнительная ступень (11 - 12) практически не несет нагрузки (вращение только движка потенциометра), расчет диаметра вала и подшипника опущены и для них выбраны следующие значения:



в свободной голове вала с подшипником сверхлегкой серии 1000093

и в голове вала, к которой закрепить дополнительное колесо, с подшипником сверхлегкой серии 1000094

4.9 Расчёт предохранительной муфты


По рекомендации для предохранения привода от перегрузки по моменту на выходном валу, выбрана фрикционная предохранительная муфта. Расчёт ведётся по рекомендованной методике.


Так как , где:

и - радиусы трения двух частей муфты, ,м;

и - силы трения на соответствующих поверхностях трения, Н;

f - Коэффициент трения (для обеих поверхностей одинаковый и выбран соответствующим материалам деталей – 0,08);

N - сила нормального давления по поверхности трения, Н;

- максимальный момент, который должна передавать муфта (муфта установлена на последнем валу - смотри конструкцию), Н м.


Сила нормального давления обеспечивает требуемый момент:

;

Теперь рассчитывается пружина, которая должна обеспечить требуемую прижимную силу (в этой конструкции требуется передавать малый момент, поэтому используется простая конструкция фрикционной муфты с одной пружиной).


Условие прочности винтовой пружины записывается:

, где:

- касательные напряжения в пружине, МПа;

Р - усилие пружины (P = N), Н;

;

- характеризует пружину;

d - диаметр проволоки пружины;

D - диаметр пружины, мм;


c - выберу равным 8 с учётом диапазона , что соответствует минимальному размеру пружины, тогда .

Материал пружины, выберу примерно сталь с




Тогда

.

Выберу стандартное значение d = 3 мм.

, выберу предпочтительное значение D = 24 мм. Внутренний диаметр пружины в этом случае будет равен , поэтому ступицы прижима и стопорной гайки выполняются с диаметром 16 мм.


Деформация пружины определяется по формуле:

, мм,

где:

G = для стали;

- рабочее число витков выберу равным 3,2 из диапазона для лучшей регулировки (смотри ниже – получается малая регулировка);


N - усилие, создаваемое пружиной, Н;

D - диаметр пружины, мм;

d - диаметр проволоки, мм.

.


Длина свободной пружины , где

- деформация пружины, мм;

число 1,3 – коэффициент, учитывающий регулировку деформации пружины

- рабочее число витков;

d - диаметр проволоки пружины.


.

Длина сжатой пружины

.


Замечание:


Размеры муфты выбраны из соображения конструкции вала, на котором она находится. Расчетом было показано, что муфта с пружиной диаметром проволоки 3мм, большое значение, т.к сделана муфта на последнем валу, с большим значением момента вращения. Можно сделать муфту меньших размеров, при муфта находится на V валу. В качестве фрикционных поверхностей выбрать материал, из которого непосредственно сделано колесо и полумуфты (сталь-сталь).

4.10. Расчет штифтов на срез и смятие.



Так как для закрепления колес и шестерен на валах используются штифты, то необходимо произвести их расчет на срез и смятие. На штифты действуют только окружные силы, следовательно расчет надо проводить по формулам:

d = 1.13 расчет на срез

d = расчет на смятие


где - крутящий момент, D диаметр вала, D1 диаметр ступицы колеса или шестерни, - допустимое напряжение среза, - допустимое напряжение смятия.

Для материалов штифтов:

= 140 МПа;

= 130 МПа;


1 штифт (поз. ):

D = 4 мм

D1 = 8 мм

= МIII = 43,4 Н·мм


на срез: d = 1.13

на смятие: d =


По конструктивным соображениям, для простоты закрепления колес выберу d = 1,2 мм (из стандартных штифтов).


2 штифт :

D = 5 мм

D1 = 9 мм

= МV = 472,4 Н·мм

на срез: d = 1.13

на смятие: d =



По конструктивным соображениям, для простоты закрепления колес выберу d = 1,2 мм (из стандартных штифтов).


3 штифт :

D = 7 мм

D1 = 13 мм

= МIII = 1650 Н·мм

на срез: d = 1.13

на смятие: d =


По конструктивным соображениям, для простоты закрепления колес выберу d = 1,6 мм (из стандартных штифтов).


Для штифта конического 4: т.к. момент вращения на дополнительном валу малый, выберу штифт 2,5х16

5 Проверочные расчёты




5.1 Проверка правильности выбора двигателя по пусковому и номинальному моменту..




1) Проверка по номинальному моменту:

Для цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления:




Где -коэффициент трения; -коэффициент перекрытия, принимают ; F-окружная сила, Н, определяется по формуле ;


Значение коэффициента трения при лёгкой смазке для стальной шестерни и колеса из стали, принимают равным .


Вычислим окружные силы:



Зная окружные силы, рассчитаю коэффициенты нагрузки:



Зная коэффициенты нагрузок рассчитаю КПД каждой передачи:



Рассчитав КПД каждой передачи, провожу проверочный силовой расчёт по номинальному моменту



Что меньше, чем

Значит выбранный двигатель удовлетворяет условиям работы по номинальному моменту.


Проверка по пусковому моменту:



Где используется уже уточнённый статический момент.





Где -приведённый к валу двигателя момент инерции всего ЭМП

.

- приведенный момент инерции редуктора ( при расчете, момент инерции валиков не учитываются);


- момент инерции нагрузки;

Рассчитаю моменты инерции колёс и шестерён:



Определяю приведённый момент инерции:



Теперь вычислю приведённый динамический момент:




Значит, выбранный двигатель удовлетворяет условиям по пусковому моменту.

Вывод двигатель удовлетворяет условиям работы в приводе.

5.2 Расчёт на точность


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Приму точность 7-G по ГОСТ 9178-81. Буду вести расчёт вероятностным методом (с заданной вероятностью выхода параметров за пределы допуска 4,5%).

Для цилиндрически прямозубых зубчатых колёс  = 0 (делительный угол наклона линии зуба),  = 20 (угол исходного профиля колеса).


Расчёт начну с расчёта кинематической точности.

Минимальное значение кинематической погрешности передачи для выбранной степени точности (мкм):



- допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса, мкм;

- допуск на погрешность профиля зуба, мкм.

Значение выберу в зависимости от степени точности по нормам кинематической точности, а - по нормам плавности работы


Для шестерни 1: =22 мкм, =9мкм

Для колеса 2: =30 мкм , =9мкм

Для шестерни 3: =22 мкм, =9мкм

Для колеса 4: =30 мкм , =9мкм

Для шестерни 5: =22 мкм, =9мкм

Для колеса 6: =30 мкм , =9мкм

Для шестерни 7: =24 мкм, =9мкм

Для колеса 8: =30 мкм , =9мкм

Для шестерни 9: =24 мкм, =10мкм

Для колеса 10: =35 мкм , =10мкм






Максимальное значение кинематической погрешности передачи (мкм):



- суммарная погрешность монтажа, мкм


(в виду малости этого слагаемого пренебрежем им);




При неполном обороте колеса необходимо ввести поправку в кинематическую погрешность:








Перевод в угловые минуты производится по формуле:



d - диаметр делительной окружности ведомого зубчатого колеса (здесь - колеса), мм

.


Координаты середины полей рассеяния кинематической погрешности передачи (угл. мин):

Поля рассеяния кинематических погрешностей передач (угл. мин):





Координаты середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи (угл. мин):



- передаточный коэффициент кинематической цепи между выходными валами J-й передачи и привода.




Кинематическая погрешность цепи вероятностным методом (для вероятности риска p = 1% t1 = 0,48) (угл. мин):




Теперь провожу расчёт погрешности мёртвого хода.

Минимальное значение погрешности мёртвого передач (мкм):



- минимальное значение гарантированного бокового зазора соответствующей передачи, мкм;


Максимальное значение погрешности мёртвого хода передач:





- наименьшее смещение исходного контура, мкм;

- допуск на смещение исходного контура, мкм;

- предельное отклонение межосевого расстояния, мкм;

- радиальный люфт в опорах выберу равным 15 мкм из диапазона мкм.



Перевод в угловые минуты производится по формуле:



d - диаметр делительной окружности ведомого зубчатого колеса (здесь - колеса), мм.


Координаты середины полей рассеяния погрешности мёртвого хода передачи (угл. мин)*//:



Поля рассеяния погрешностей мёртвого хода передач (угл. мин):



Координаты середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи (угл. мин):



Кинематическая погрешность цепи вероятностным методом (для вероятности риска p = 1% t2 = 0,48) (угл. мин):




Далее произвожу пересчёт найденных значений погрешностей с учётом заданного угла поворота выходного вала















Суммарная погрешность кинематической цепи составила:


Поскольку на выходном валу редуктора поставлено люфтовыбирающее колесо, то люфтовая погрешность (погрешность мертвого хода) последнего звена равна 0. Проведем расчет для этого случая и сравним полученные результаты.








Суммарная погрешность кинематической цепи при установке люфтовыбирающего колеса составила:



Найдем отношение полученных погрешностей

Вывод:

1. Полученное очень маленькое значение погрешности говорит о том, что передаточные числа для данного критерия расчета выбраны корректно.

2. Установка люфтовыбирающего колеса на выходной вал, а значит усложнение конструкции привода, оправдано, поскольку это уменьшает суммарную погрешность почти в 2 раза.

3. Поскольку полученное значение погрешности мало, то расчеты с учетом колебаний температуры и монтажной погрешности, я не привожу в виду их громоздкости. Отмечу только, что при этом погрешность повысилась примерно на 0.89%.

5.3 Расчёт редуктора на прочность


Все формулы этого параграфа из [7] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.


Для открытой цилиндрической передачи проверка проводится по контактной прочности.

Сначала, при нормальной нагрузке:



ZK = 0,9 - условный коэффициент для прямозубых передач;

K = 1,3 из диапазона - коэффициент расчётной нагрузки;

- для выбранных сталей, МПа;

b - ширина рассчитываемого зубчатого колеса, мм;

Мj* - момент на соответствующем валу, Н мм;


iiш iк - передаточное отношение от шестерни к колесу в соответствующем зацеплении;

Индексы j = i при расчёте по колесу и j = i - 1 при расчёте по шестерне.


При кратковременных перегрузках:



- коэффициент перегрузки, М - момент, при котором вычислено .




В данном случае (смотри расчёт подшипников), но все значения контактных напряжений значительно (более чем в 2 раза) меньше допустимых даже с таким превышением, поэтому остальную часть расчёта опускаю.

Вывод: материал для зубчатых колес (сталь 35) и шестерен (сталь 45) выбран верно.

Проектирование корпуса ЭМП

(Смотри [15])

Корпус служит для установки подвижных и неподвижных узлов и деталей механизма. На нем крепятся электродвигатель, разъем, потенциометр и т.д. В корпусе устанавливаем подшипники качения. Корпус защищает детали и узлы механизма от вредных внешних воздействий, создает удобство и безопасность эксплуатации, условия для точной и надежной работы механизмов. По требованиям проектирования ЭМП: открытой передаче, нет особых требования о смазке и условии работы ЭМП, для простоты разработки и сборки, выберу корпус типа двухплатного, с регулируемым межосевым расстоянием. Корпус с двумя параллельно расположенными платами, которые соединяются между собой стойками и закрепляются резьбовым соединением. Точность размеров цилиндрических посадочных поверхностей регламентирует по 7 квалитету точности, линейных размеров – по 8 квалитету точности, а резьбовых поверхностей – по 7 квалитету точности. Взаимное расположение поверхностей характеризуется допусками: отклонения координатных размеров (межосевые расстояния и расстояние оси цилиндрической поверхности от базовой поверхности) – диапазоне , несоосность (эксцентриситет и перекос осей) - , не перпендикулярность осей – 0,01/100 мм, непараллельность осей – (0,005-0,01)/100 мм.

Список использованной литературы:




1

Атлас конструкций элементов приборных устройств: Учебное пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов / Буцев А.А., Еремеев А.И., Кокорев Ю.И. и другие: Под редакцией Тищенко О.Ф. - Машиностроение, 1982. - 166 страниц с иллюстрациями.

2

Вспомогательные материалы в приборостроении: Учебное пособие по курсовому проектированию по курсу «Элементы приборных устройств» / Веселова Е.В., Нарыкова Н.И., Ожерельев А.Я.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1986 - 38 страниц с иллюстрациями.

3

Конструкционные материалы в приборостроении: Учебное пособие по курсовому проектированию по курсу «Элементы приборных устройств» / Велищанский А.В, Климов В.И., Котов А.И.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1987 - 46 страниц с иллюстрациями.

4

Конструкции зубчатых колёс приборов: Учебное пособие по курсовому проектированию / Матвеев В.И., Капитанова З.Г.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1980 - 54 страницы с иллюстрациями.

5

Общие требования к расчётно-пояснительной записке проекта по курсу «Элементы приборных устройств»: Методические указания / Торгов А.М.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1987 - 16 страниц с иллюстрациями.


6

Оформление рабочих чертежей деталей и узлов: Методические указания к курсовому проекту по курсу «Элементы приборных устройств» / Тищенко О.Ф., Веселова Е.В., Нарыкова Н.И.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1987 - 16 страниц с иллюстрациями.

7

Расчёт электромеханического привода: Учебное пособие / Кокарев Ю.А., Жаров В.А., Торгов А.М.; Под редакцией Баранова В.Н. - Москва: Издательство МГТУ, 1995 - 132 страниц с иллюстрациями.

8

Соединения в приборостроении: Учебное пособие по курсу «Детали приборов» в двух частях. Часть 1. Разъёмные соединения / Киселёв Л.Т. - Москва: Издательство МГТУ, 1973. - 52 страницы с иллюстрациями.

9

Соединения в приборостроении: Учебное пособие в двух частях. Часть 2. Неразъёмные соединения / Киселёв Л.Т. - Москва: Издательство МГТУ, 1973. - 52 страницы с иллюстрациями.

10

Справочник конструктора точного приборостроения / Веркович Г.А., Головенкин Е.Н., Голубков В.А. и другие; Под общей редакцией Явленского К.Н., Тимофеева Б.П., Чаадаевой Е.Е. - Ленинград: Машиностроение. Ленинградское отделение, 1989. - 792 страницы с иллюстрациями.

11

Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование: Учебное пособие для студентов вузов. В двух частях. Часть 1. Расчёты / Нестерова Н.П., Коваленко А.П., Тищенко О.Ф. и другие; Под редакцией О.Ф. Тищенко. - Москва: Высшая школа, 1978. - 328 страниц с иллюстрациями.


12

Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование: Учебное пособие для студентов вузов. В двух частях. Часть 2. Конструирование / Нестерова Н.П., Коваленко А.П., Тищенко О.Ф. и другие; Под редакцией О.Ф. Тищенко. - Москва: Высшая школа, 1978. - 232 страницы с иллюстрациями.

13

Элементы приборных устройств (Основной курс): Учебное пособие для студентов вузов. В двух частях. Часть 1. Детали, соединения и передачи / Тищенко О.Ф., Киселёв Л.Т., Коваленко А.П. и другие; Под редакцией О.Ф. Тищенко. - Москва: Высшая школа, 1982. - 304 страницы с иллюстрациями.

14

Элементы приборных устройств (Основной курс): Учебное пособие для студентов вузов. В двух частях. Часть 2. Приводы, преобразователи, исполнительные устройства / Тищенко О.Ф., Киселёв Л.Т., Коваленко А.П. и другие; Под редакцией О.Ф. Тищенко. – Москва: Высшая школа, 1982. - 263 страницы с иллюстрациями.

15

Элементы приборных устройств: Проектирование корпусных деталей приборов: Учебное пособие по курсовому проектированию / Кокорев Ю.А.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1980. - 32 страницы с иллюстрациями.

16

Элементы приборных устройств: Разработка конструкторской документации курсового проекта: Учебное пособие для студентов приборостроительных специальностей / Матвеев В.И.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1977. - 80 страницы с иллюстрациями.


17

Элементы приборных устройств: Расчёт подшипников качения и проектирование подшипниковых узлов приборов: Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов приборостроительных специальностей / Матвеев В.И.; Под редакцией Тищенко О.Ф. - Москва: Издательство МГТУ, 1978. - 44 страницы с иллюстрациями.