Домашнее задание по курсу Детали машин “Расчет электромеханического привода” icon

Домашнее задание по курсу Детали машин “Расчет электромеханического привода”


Смотрите также:
Методические указания и рекомендации выполнения в весеннем семестре по дисциплине «Детали машин...
Методические рекомендации к выполнению курсового проекта по курсу "Детали машин" Разде л...
Рабочая программа по курсу «Детали машин и основы конструирования» (группа С10)...
Конспект лекций по курсу детали машин для механических и машиностроительных специальностей...
Курсовой проект по курсу «Основы конструирования приборов и машин»...
«Детали машин»...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин детали машин и механизмов...
«Графика и детали машин»...
Вопросыизадач идля контроля знаний по курсу “ Детали машин и основы конструирования”...
Программа дисциплины по кафедре Детали машин теория механизмов и детали машин...
Рабочая программа по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования» Для специальности:...



Загрузка...
скачать


Московский Государственный Технический Университет

им. Н. Э. Баумана


Домашнее задание

по курсу

Детали машин


“Расчет электромеханического привода”


Студент: Новиков В.А.

Группа: М3-51

Преподаватель: Киселев О.Н.


Москва 2003г.


Разработать схему электромеханического привода. Результаты представить в объяснительной записке, в которой содержится:

  1. Исходные данные

  2. Анализ исходных данных. Определение возможного назначения ЭМП. Объяснение выбора электродвигателя, подбор двигателя.

  3. Кинематический расчет.

- определение общего передаточного отношения

- определение числа ступеней и распределения общего передаточного отношения по ступеням в соответствии с заданным критерием проектирования ЭМП.

- Определение числа зубьев редуктора

4. Силовой расчет ЭМП.

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

6. Расчет на прочность зубьев колес ЭМП. Выбор материала и

определение допускаемых напряжений.

7. Геометрический расчет зубчатого колеса. Разработка кинематической

схемы ЭМП.

8. Поверочный расчет, разработанного ЭМП.

- Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора

электродвигателя.

8.1 Поверочный расчет на прочность.

- проверка прочности зубьев на изгибную прочность

- проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках.

8.2 Поверочный расчет ЭМП на точность

9. Разработка рабочего чертежа зубчатого колеса

10. Анализ результатов расчета ЭМП.

Момент нагрузки (Мн)

0.35 H·м

Частота вращения выходного вала (nвых)

20 об/мин

Угловое ускорение вращения выходного вала (εн)

10 рад/с2

Момент инерции нагрузки (Jн)

0.2 кг·м2

Температура эксплуатации (t)

+40°С

Род тока

Постоянный

Срок службы (L) не менее

500 часов

Критерий расчета

Минимизация погрешности

Режим работы

Кратковременный

Точность, метод расчета, процент риска при расчете

Вероятностный 1%

Рабочий угол поворота выходного вала

+20°

Точность обработки не хуже

20'

Корпус изготовлен из аллюминеевого сплава.


1. Выбор электродвигателя.


Из исходных данных определяем, что ЭМП у нас регулируемый и следящий. Следовательно, подбор двигателя осуществляется по мощности и по пусковому моменту.

^ А) Выбор двигателя по мощности.



Pдв – паспортное значение номинальной мощности двигателя

(Pдв)p – расчетное значение мощности двигателя



ξ = 1.2 – коэффициент запаса

– КПД цепи двигатель–нагрузка





Вт

Вт

т.к. питание двигателя осуществляется, согласно заданию, от сети постоянного тока, то выбираем двигатель серии ДПР или ДПМ.

Проверим, подходит ли двигатель ДПР 52-04

Паспортные данные:

nном=2500 об/мин, Mном=9.8 H·мм, MП=29.4 H·мм, m=0.25 кг, U=27 В

Jp=0.077·10-4 кг·м2

Рассчитаем:



Вт

Поскольку 2.6>1.47, то условие верно.

Значит, двигатель подходит.

Б) Выбор двигателя по пусковому моменту.

– общее передаточное отношение редуктора





Приведенный динамический момент нагрузки к валу двигателя.



Kм=0.4 – коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого

механизма двигателя.

H·м

H·мм


Приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя.

H·мм



29.4>19+5.6=24.6

Выбранный двигатель подходит.


2. Кинематический расчет ЭМП.


– общее передаточное отношение редуктора



Определим общее число ступеней.

Примем, что ЭМП прямозубые цилиндрические колеса, т.к. они проще в изготовлении, дешёвые, высокое КПД и по условию малые нагрузки.

По критерию минимизации погрешности



Возьмем n=3.



Назначим i12=4, i34=5, тогда

Определим число зубьев в колесах редуктора.

Пусть в шестернях будут по 20 зубьев.

Z1=Z3=Z5=20

Z2=Z1·i12=20·4=80

Z4=Z3·i34=20·5=100

Z6=Z5·i56=20·6.25=125

Сравниваем со стандартными рядами

Z1=Z3=Z5=20, Z2=80, Z4=100, Z6=125

i12=4, i34=5, i56=6.25


Эскиз ЭМП



3. Силовой расчет ЭМП.


H·м=2350 H·мм

Пусть – КПД подшипников шариковых радиальных однорядовых

т.к. они самые дешевые и осевых нагрузок практически

нет.

– КПД цилиндрической передачи

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

Должно выполнятся условие

т.к. 20.6 < 29.4 , то двигатель выбран верно.


  1. Выбор материала.


V – окружная скорость.



d – делительный диаметр колеса в мм.

n=2500 об/мин – частота вращения

мм



Z=20 – число зубьев в шестерне

т=0.3 – рекомендуемое минимальное значение модуля в прямозубых цилиндрических

колесах.

мм


мм=6 + 3=9 мм

м/с

т.к. V<3 м/с для шестерни: сталь 45

для колеса: сталь 35.

Поскольку V<3 м/с, то для изготовления колес рекомендуется 7-я степень точности. Назначим термообработку нормализация. Примем твердость колес 200НВ. В соответствии с рекомендациями методического пособия назначаем твердость материала зубьев шестерни на 20 единиц выше, чем колеса. Тогда твердость зубьев шестерни 220НВ.

Определим предельные напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

МПа

МПа

Определим допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса.



SF=2.2 – коэффициент запаса прочности.

т.к. рабочий угол поворота выходного вала равен +20°, то привод реверсивный, значит

KFC=0.65 – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса

KFLкоэффициент долговечности.



m=6, т.к.

NН – число циклов перемен напряжений.



n – частота вращения зубчатого колеса[об/мин].

с=1 – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым

L=500 часов – срок службы передачи

Колесо 6

n6=nвых=20 об/мин

Nн=60n6cL=60·20·1·500=0.6·106



МПа

Колесо 4

n4=i56· n6=6.25·20=125 об/мин

Nн=60n4cL=60·125·1·500=3.75·106



МПа

Колесо 2

n2=i34· n4=5·125=625 об/мин

Nн=60n2cL=60·625·1·500=18.75·106

принимаем, что KFL=1

МПа

Шестерня 5

n5=n4=125 об/мин

Nн=60n5cL=60·125·1·500=3.75·106



МПа

Шестерня 3

n3=n2=625 об/мин

Nн=60n3cL=60·625·1·500=18.75·106

принимаем, что KFL=1

МПа

Шестерня 1

n1=i12· n2=4·625=2500 об/мин

Nн=60n1cL=60·2500·1·500=75·106

принимаем, что KFL=1

МПа


Определение модуля передачи.




Кт=1.4 – коэффициент для прямозубых колес

Ψт=8 – коэффициент ширины зубчатого колеса

К=1.3 – коэффициент расчетной нагрузки

YF – коэффициент формы зуба

А) Z1Z2

Z1=20 Z2=80

YF1=4.15 YF2=3.73



Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т12=0.3 мм

Б) Z3Z4

Z3=20 Z4=100

YF3=4.15 YF4=3.75



Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т34=0.4 мм

В) Z5Z6

Z5=20 Z6=125

YF5=4.15 YF6=3.76



Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т56=0.7 мм

Определим предельные контактные напряжения для шестерни и колеса.

МПа

МПа

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.



SH=1.1 – коэффициент безопасности (запаса).

Т.к. V<3 м/с, то zV=1 – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса.

zR=1 – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей.

KНLкоэффициент долговечности.



NHO=10·106 – базовое число циклов перемены напряжений.

NH уже рассчитано (см. выше).

Колесо 6



МПа

Колесо 4



МПа

Колесо 2

принимаем, что KНL=1

МПа

Шестерня 5



МПа

Шестерня 3

принимаем, что KНL=1

МПа

Шестерня 1

принимаем, что KНL=1

МПа

  1. Геометрический расчет.

А) Z1Z2

Делительные диаметры

d1=Z1·m12=20·0.3=6 мм

d2=Z2·m12=80.3=24 мм

Диаметры вершин

da1= d1+2·m12=6+2·0.3=6.6 мм

da2= d2+2·m12=24+2·0.3=24.6 мм

Диаметры впадин

df1= d1-2·m12·(1+C*)=6-2·0.3·(1+0.5)=5.1 мм

df2= d2-2·m12·(1+C*)=24-2·0.3·(1+0.5)=23.1 мм

Ширина колеса

b2=Ψm·m12=8·0.3=2.4 мм

Ширина шестерни

b1= b2+ m12·(1…2)=2.4+0.3·(1…2)=2.7…3 мм

Делительное межосевое расстояние

A12= 0.5·m12·( Z1+ Z2)=0.5·0.3·(20+80)=15 мм

Б) Z3Z4

Делительные диаметры

d3=Z3·m34=20·0.4=8 мм

d4=Z4·m34=100·0.4=40 мм

Диаметры вершин

da3= d3+2·m34=8+2·0.4=8.8 мм

da4= d4+2·m34=40+2·0.4=40.8 мм

Диаметры впадин

df3= d3-2·m34·(1+C*)=8-2·0.4·(1+0.5)=6.8 мм

df4= d4-2·m34·(1+C*)=40-2·0.4·(1+0.5)=38.8 мм

Ширина колеса

b4=Ψm·m34=8·0.4=3.2 мм

Ширина шестерни

b3= b4+ m34·(1…2)=3.2+0.4·(1…2)=3.64 мм

Делительное межосевое расстояние

A34= 0.5·m34·( Z3+ Z4)=0.5·0.4·(20+100)=24 мм

B) Z5Z6

Делительные диаметры

d5=Z5·m56=20·0.7=14 мм

d6=Z6·m56=125·0.7=87.5 мм

Диаметры вершин

da5= d5+2·m56=14+2·0.7=15.4 мм

da6= d6+2·m56=87.5+2·0.7=88.9 мм

Диаметры впадин

df5= d5-2·m56·(1+C*)=14-2·0.7·(1+0.35)=13.055 мм

df6= d6-2·m56·(1+C*)=87.5-2·0.7·(1+0.35)=86.555 мм

Ширина колеса

b6=Ψm·m56=8·0.7=5.6 мм

Ширина шестерни

b5= b6+ m56·(1…2)=5.6+0.7·(1…2)=6.37 мм

Делительное межосевое расстояние

A56= 0.5·m56·( Z5+ Z6)=0.5·0.7·(20+125)=50.75 мм


  1. Проверка правильности выбора двигателя.


Определим уточненный приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя

А) Z5Z6

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи



f=0.1 – коэффициент трения

εν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи



F – окружная сила

Н





– КПД подшипников

H·мм

Б) Z3Z4



Н





H·мм

В) Z1Z2



Н





H·мм

H·мм

т.к. 3.115<9.8, то условие , т.е. двигатель выбран верно.

Определим уточненный приведенный динамический момент нагрузки к валу двигателя



d – диаметр звена, мм

b – толщина, мм

ρ – плотность,

Шестерни, сталь 45 [ ρ=7.95 ]

кг·м2

кг·м2

кг·м2

Колесо, сталь 35 [ ρ=7.85 ]

кг·м2

кг·м2

кг·м2

Определим приведенный момент инерции редуктора



i12=4

i13= i12·i34=4·5=20

i14= i13·i56=20·6.25=125

кг·м2

Определим приведенный момент инерции ЭМП



Jp=77·10 -7 кг·м2 – момент инерции ротора двигателя

кг·м2





H·мм



29.4>25.7+3.115=28.815

Двигатель выбран верно.


7. Проверочные расчеты на прочность.


Действительные значения напряжения изгиба

A) Z1Z2



Km=1.4; K=1.3; YF2=3.73; YF1=4.15

MПа МПА

МПА МПА

Б) Z3 – Z4

YF4=3.75; YF3=4.15

MПа МПА

МПА МПА

В) Z5 – Z6

YF6=3.76; YF5=4.15

MПа МПА

МПА МПА



  1. Поверочный расчет ЭМП на точность.


Поскольку зубчатая передача предназначена для работы в следящем приводе, то это передача реверсивная. Следовательно, погрешность ЭМП определяется люфтовой и кинематической погрешностями. Учитывая назначение передачи, окружную скорость и заданную высокую точность отработки положения выходного вала, согласно п.3.4.1, принимаем, что все цилиндрические колеса(шестерни) изготовлены по 7-й степени точности с видом сопряжения G.

Определение кинематической погрешности.

Определение минимальной кинематической погрешности.



FP – допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни).

Значение FP выбираем по табл. П2.1

ff – допуск на погрешность профиля зуба.

Значение ff выбираем по табл. П2.2

A) Z1 – Z2

22+9=31 мкм

26+9=35 мкм



KS – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 KS=0.8

мкм

Б) Z3Z4

22+9=31 мкм

30+9=39 мкм

т.к. , то по табл. П2.3 KS=0.87

мкм

В) Z5Z6

24+10=34 мкм

42+10=52 мкм

т.к. , то по табл. П2.3 KS=0.94

мкм

Определение максимальной кинематической погрешности.

A) Z1Z2



– приведенные погрешности монтажа колеса (шестерни).

Значениями пренебрежем.

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.96

мкм

Б) Z3Z4

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.96

мкм

В) Z5Z6

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.97

мкм


При неполном обороте колеса необходимо внести поправки в кинематические погрешности элементарных передач.

φ6=20° , φ4=20° ·6.25=125° , φ2=125° ·5=625°

Kφ – поправочный коэффициент. Определяем по табл. П2.25

, ,

мкм

мкм

мкм

мкм

мкм

мкм

Перевод погрешностей в угловые минуты.



d – делительный диаметр ведомого колеса.

' '

' '

' '

Определяем координаты середины полей рассеяния кинематической погрешности передач.



'

'

'

Определяем поля рассеяния кинематической погрешности передач.



'

'

'

Определяем суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи.



ξ – передаточный коэффициент.







'

Определяем кинематическую погрешность цепи.

По условию процент риска P=1% , тогда по табл. П2.26 tP=0.48 – коэффициент, учитывающий процент риска.




'

Расчет мертвого хода.

Определяем максимальное значение мертвого хода.

A) Z1Z2



Δp – радиальные зазоры в опорах колеса (шестерни).

Значениями Δp пренебрежем.

fa – допуск на отклонение межосевого расстояния передачи. [табл. П2.10]

EHS – наименьшее смещение исходного контура колеса (шестерни). [табл. П2.12]

TH – допуск на смещение исходного контура колеса (шестерни). [табл. П2.13]

fa= мкм

EHS1=16 мкм

EHS2=20 мкм

Fr – допуск на радиальное биение зубчатого венца. [табл. П2.14]

Fr1=16 мкм TH1=28 мкм

Fr2=20 мкм TH2=32 мкм

мкм

Б) Z3Z4



fa= мкм

EHS3=16 мкм

EHS4=22 мкм

Fr3=16 мкм TH3=28 мкм

Fr4=22 мкм TH4=38 мкм

мкм

В) Z5 – Z6



fa= мкм

EHS3=18 мкм

EHS4=28 мкм

Fr3=22 мкм TH3=38 мкм

Fr4=36 мкм TH4=53 мкм

мкм

Определяем минимальное значение мертвого хода.

jt min= jn min /(cos α·cos β)

т.к. зубья прямозубые, то

α=20° – угол профиля исходного контура

β=0° – угол наклона боковой стороны профиля

jn min минимальное значение гарантированного бокового зазора передачи.

A) Z1 – Z2

jn min=8 мкм. [по табл. П2.10]

jt min1= jn min /(cosα·cos β)=8/(cos 20·cos 0)=8.5 мкм

Б) Z3 – Z4

jn min=9 мкм. [по табл. П2.10]

jt min2= jn min /(cosα·cos β)=9/(cos 20·cos 0)=9.6 мкм

В) Z5Z6

jn min=15 мкм. [по табл. П2.10]

jt min3= jn min /(cosα·cos β)=15/(cos 20·cos 0)=16 мкм

Перевод погрешностей в угловые минуты.



d – делительный диаметр ведомого колеса.

' '

' '

' '

Определяем координаты середины полей рассеяния кинематической погрешности мертвого хода.



'

'

'

Определяем поля рассеяния кинематической погрешности мертвого хода.



'

'

'

Определяем суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности мертвого хода цепи.



Значение ξ определено выше.

'

Определяем кинематическую погрешность мертвого хода цепи.

По условию процент риска P=1% , тогда tP=0.48 – коэффициент, учитывающий

процент риска.




'

Определяем общую кинематическую погрешность цепи.

'

По условию '



9.81' ≤ 20'

Результаты расчетов показывают, что найденные значения погрешности ЭМП при расчете вероятностным методом не превышают заданную. Суммарная погрешность передачи значительно меньше заданной. Это обстоятельство позволяет снизить требования к точности изготовления колес (шестерни).


Список литературы:


  1. Конспект лекций.

  2. Ю.А.Кокорев, В.А.Жаров, А.М.Торгов методитечское указание

“Расчет электромеханического привода”

  1. Атлас конструкций под ред. Д.Н.Решетова.





Скачать 254,96 Kb.
оставить комментарий
Дата30.09.2011
Размер254,96 Kb.
ТипАнализ, Образовательные материалы
Добавить документ в свой блог или на сайт

Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:
Разместите кнопку на своём сайте или блоге:
rudocs.exdat.com

Загрузка...
База данных защищена авторским правом ©exdat 2000-2017
При копировании материала укажите ссылку
обратиться к администрации
Анализ
Справочники
Сценарии
Рефераты
Курсовые работы
Авторефераты
Программы
Методички
Документы
Понятия

опубликовать
Загрузка...
Документы

Рейтинг@Mail.ru
наверх