ЭПУ (Архив ДЗ неизвестных вариантов ДЗ)

МГТУ им. Н.Э. Баумана

Домашнее задание

по курсу:

основы конструирования приборов

тема:

«расчет электромеханического привода»

Выполнил: Воробьев М.В.

Группа СМ11-51

Проверил: Еремеев А.И.

Москва 2004г.

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.

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.

P_дв – паспортное значение номинальной мощности двигателя

(P_дв)_p – расчетное значение мощности двигателя

ξ = 1,5 – коэффициент запаса

– КПД цепи двигатель–нагрузка

Вт

Вт

т.к. питание двигателя осуществляется, согласно заданию, от сети переменного тока, то выбираем двигатель серии УАД.

Проверим, подходит ли двигатель УАД 42.

Паспортные данные:

n_ном=2760 об/мин, M_ном=45 H·мм, M_П=90 H·мм, m=0.87 кг, U=220 В

J_p=0.17·10^-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.

K_м=0,11 – коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя.

H·м

H·мм

Приведенный статический момент нагрузки к валу двигателя.

0,005 Hм

90>84+5=89

Выбранный двигатель подходит.

2. Кинематический расчет ЭМП.

– общее передаточное отношение редуктора

Определим общее число ступеней.

Примем, что ЭМП содержит прямозубые цилиндрические колеса, т.к. они просты в изготовлении, дешевы, имеют высокий КПД.

По критерию минимизации суммарного линейного расстояния

Возьмем n=3.

Назначим i₁₂=5, i₃₄=5, тогда

Определим число зубьев в колесах редуктора.

Z₁=Z₃=Z₅=20

Z₂=Z₁·i₁₂=20·5=100

Z₄=Z₃·i₃₄=20·5=100

Учитывая величину передаточного отношения для звена 5-6, используем для этого звена однорядную планетарную передачу.

(из геометрических соотношений)

тогда i_5н=1+140/20=8

, т.е. допущение z₇ = 140 возможно.

Все принятые значения являются стандартными.

Э скиз ЭМП 7

6

1 4

5

2 3

3. Силовой расчет ЭМП.

H·м=3500 H·мм

Пусть – КПД подшипников в передачах.

– КПД цилиндрической передачи

H·мм

H·мм

H·мм

4. Выбор материала.

V – окружная скорость.

d – делительный диаметр колеса в мм.

n=2760 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, то материалы: для шестерни: сталь 45

для колеса: сталь 35.

Назначим термообработку закалкой и отпуском (улучшение). Примем твердость колеса 200НВ. Будем считать передачу прирабатывающейся. Назначим твердость материала зубьев шестерни на 20 единиц выше, чем колеса. Тогда твердость зубьев шестерни 220НВ.

Тогда предельные напряжения на изгиб для шестерни и колеса:

МПа

МПа

Определим допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

S_F=2.2 – коэффициент запаса прочности.

K_FC=0.65 – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса в реверсивной передаче

K_FL – коэффициент долговечности.

m=6, т.к.

N_Н – 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

Шестерня 1

n₁=2760 об/мин

N_н=60n₁cL=60·2760·1·500=82.8·10⁶

принимаем, что K_FL=1

МПа

Шестерня 3

n₃=n₂=n_1/i₁₂= 552об/мин

N_н=60n₃cL=60·552·1·500=16.56·10⁶

принимаем, что K_FL=1

МПа

Шестерня 5

n₅=n₄=n₃/i₃₄=112 об/мин

N_н=60n₅cL=60·112·1·500=3.36·10⁶

МПа

Колесо 2

n₂=n₃=552 об/мин

N_н=60n₂cL=60·552·1·500=16.56·10⁶

принимаем, что K_FL=1

МПа

Колесо 4

n₄=i_5н· n_н=8·14=112 об/мин

N_н=60n₄cL=60·112·1·500=3.36·10⁶

МПа

Колесо 6

n₆= =18 об/мин

N_н=60n₆cL=60·18·2·500=1.08·10⁶

МПа

Определение модуля передачи.

К_т=1.4 – коэффициент для прямозубых колес

Ψ_т=8 – коэффициент ширины зубчатого колеса

К=1.3 – коэффициент расчетной нагрузки

Y_F – коэффициент формы зуба

Z₁ – Z₂

Z₁=20 Z₂=100

Y_F1=4.15 Y_F2=3.75

Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т₁₂=0.3 мм

Z₃ – Z₄

Z₃=20 Z₄=100

Y_F3=4.15 Y_F4=3.75

Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т₃₄=0.5 мм

Z₅ – Z₆

Z₅=20 Z₆=60

Y_F5=4.15 Y_F6=3.73

Расчет будем вести по шестерне

мм

Рекомендуемое значение т₅₆=0.8 мм

Определим предельные контактные напряжения для шестерни и колеса.

МПа

МПа

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

S_H=1.1 – коэффициент безопасности (запаса).

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

z_R=1 – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей.

K_НL – коэффициент долговечности.

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

Колесо 6

МПа

Колесо 4

МПа

Колесо 2

принимаем, что K_НL=1

МПа

Шестерня 5

МПа

Шестерня 3

принимаем, что K_НL=1

МПа

Шестерня 1

принимаем, что K_НL=1

МПа

5. Геометрический расчет.

Z₁ – Z₂

Делительные диаметры

d₁=Z₁·m₁₂=20·0.3=6 мм

d₂=Z₂·m₁₂=100·0.3=30 мм

Диаметры вершин

d_a1= d₁+2·m₁₂=6+2·0.3=6.6 мм

d_a2= d₂+2·m₁₂=30+2·0.3=30.6 мм

Диаметры впадин

d_f1= d₁-2·m₁₂·(1+C^*)=6-2·0.3·(1+0.5)=5.1 мм

d_f2= d₂-2·m₁₂·(1+C^*)=30-2·0.3·(1+0.5)=29.37 мм

Ширина колеса

b₂=Ψ_m·m₁₂=8·0.3=2.4 мм

Ширина шестерни

b₁= b₂+ m₁₂·1=2.4+0.3·1=2.7мм

Делительное межосевое расстояние

A₁₂= 0.5·m₁₂·( Z₁+ Z₂)=0.5·0.3·(20+100)=18 мм

Z₃ – Z₄

Делительные диаметры

d₃=Z₃·m₃₄=20·0.5=10 мм

d₄=Z₄·m₃₄=100·0.5=50 мм

Диаметры вершин

d_a3= d₃+2·m₃₄=10+2·0.5=11 мм

d_a4= d₄+2·m₃₄=50+2·0.5=51 мм

Диаметры впадин

d_f3= d₃-2·m₃₄·(1+C^*)=10-2·0.5·(1+0.5)=8.5 мм

d_f4= d₄-2·m₃₄·(1+C^*)=50-2·0.5·(1+0.5)=48.5 мм

Ширина колеса

b₄=Ψ_m·m₃₄=8·0.5=4 мм

Ширина шестерни

b₃= b₄+ m₃₄·1=4+0.5·1=4.5 мм

Делительное межосевое расстояние

A₃₄= 0.5·m₃₄·( Z₃+ Z₄)=0.5·0.5·(20+100)=30 мм

Z₅ – Z₆– Z₇

Делительные диаметры

d₅=Z₅·m₅₆=20·0.8=16 мм

d₆=Z₆·m₅₆=60·0.8=48 мм

d₇=Z₇·m₇=140·0.8=112 мм

Диаметры вершин

d_a5= d₅+2·m₅₆=16+2·0.8=17.6 мм

d_a6= d₆+2·m₅₆=48+2·0.8=49.6 мм

d_a7= d₇+2·m₇=112+2·0.8=113.6 мм

Диаметры впадин

d_f5= d₅-2·m₅₆·(1+C^*)=16-2·0.8·(1+0.35)=13.84 мм

d_f6= d₆-2·m₅₆·(1+C^*)=48-2·0.8·(1+0.35)=45.84 мм

d_f7= d₇-2·m₇·(1+C^*)=112-0.8·(1+0.35)=109.84 мм

Ширина колеса

b₆=Ψ_m·m₅₆=8·0.8=6.4 мм

Ширина шестерни

b₅= b₆+ m₅₆·1=6.4+0.8·1=7.2 мм

Ширина колеса со внутренним зацеплением