Курсовая.fin.v3 (Курсовой проект (ИУ) №1)
Описание файла
Файл "Курсовая.fin.v3" внутри архива находится в следующих папках: Курсовой проект (ИУ) №1, Готовый курсовик1, РПЗ. Документ из архива "Курсовой проект (ИУ) №1", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы конструирования приборов (окп)" из , которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "основы конструирования приборов (окп)" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Курсовая.fin.v3"
Текст из документа "Курсовая.fin.v3"
Оглавление
Введение 2
Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции 2
Кинематический расчет проектируемой конструкции 3
Определение числа элементарных передач 3
Определение параметров элементарных передач 4
Силовой расчет 5
Проверочный расчет выбранного двигателя по заданной нагрузке 5
Определение модуля зацепления 5
Геометрический расчет кинематики проектируемой конструкции 8
Расчет валов и опор редуктора 10
Расчет валов 10
Обоснование выбора и расчет опор 12
Точностной расчет разрабатываемой кинематики 13
Проверочные расчеты проектируемого привода 16
Проверка правильности выбора электродвигателя 16
Проверочные расчеты на прочность 19
Список литературы 21
Введение
Ниже приводятся основные расчеты для обоснования проектируемой конструкции электромеханического привода с быстрым реверсом выходного вала. Электро-механический привод с быстрым реверсом выходного вала широко примняется в механизмах РЭА, оптико-механических приборах, каналах управления стабилизации ЛА, в системах автоматики и других устройствах для мгновенного изменения направления движения исполнительного органа. Особенностью данного привода является его построение на базе нереверсируемого двигателя с жесткой характеристикой и блока порошковых муфт.
В разрабатываемой конструкции узел двигателя соединен через соединительную муфту с 1 ступенью разрабатываемой конструкции редуктора, который должен иметь n ступеней. На n-1 ступени должны монтироваться узлы муфт, осуществляющих реверсивное движение выходного вала. Место установки попрошковых муфт в кинематической цепи определяется с учетом двех факторов: допустимой скорости вращения муфты и максимального передаваемого момента муфты.
Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции
По условию, в разрабатываемом приводе необходимо использовать двигатель серии Д или ДАТ. Осуществим выбор двигателя по мощности для преодоления прилагаемой нагрузки.
Найдем расчетную мощность двигателя из соотношения:
, где η0 - КПД цепи двигатель-нагрузка; PH - мощность нагрузки на выходном валу.
Для предварительного расчета, исходя из условия, примем КПД всего привода равным η0 = 0,6.
Мощность нагрузки определим по формуле:
Тогда расчетная мощность двигателя: 
Необходимо выдерживать условие: 
, где PT - паспортная мощность двигателя; ξ - коэффициент запаса, учитывающий динамичность внешней нагрузки, по условию, ξ = 1.2.
Тогда найдем минимальную мощность двигателя: 
.
Исходя из проведенного расчета и с учетом того, что разрабатываемый ЭМП должен работать с большим угловым ускорением выходного вала, выберем двигатель ДАТ-42461.
Основные характеристики двигателя ДАТ-42461:
-
Напряжение питания: U = 200 В
-
Номинальная мощность: PН = 60 Вт
-
Номинальная частота вращения: nном = 5100 об/мин
-
Номинальный момент: Mном = 1175∙10-4 Н∙м
-
Пусковой момент: Mп = 1765∙10-4 Н∙м
-
Момент инерции ротора: JР = 27∙10-6 кг∙м2
-
Срок службы: T = 5000 часов
-
Масса: 1.0 кг
Кинематический расчет проектируемой конструкции
Определение числа элементарных передач
Передаточное отношение определяется выражением:
, где nH - частота вращения выходного вала.
В качестве критерия расчета выберем критерий минимизация габаритов, тогда число ступеней определяется как 
. Примем n = 5.
Определение параметров элементарных передач
Передаточные отношения ступеней рассчитываются по формуле:
.
Числа зубьев ведомых и ведущих колес связаны соотношением: 
.
Зададим из первого ряда число зубьев для шестерён: 
, тогда число зубьев ведомых колес: 
. Округлим полученное значение до ближайшего большего из второго стандартного ряда: 
.
Определим погрешность такого округления.
В итоге получаем 5 шестерен с числом зубьев раным 28-и и 5 колес с 84-мя зубьями.
Фактические передаточные отношения в каждой паре колес:
|
|
|
|
|
|
| 3.0 | 3.0 | 3.0 | 3.0 | 3.0 |
В итоге получаем:
| Зубчатая передача | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | |||||
| Колесо | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
| Число зубьев | 28 | 84 | 28 | 84 | 28 | 84 | 28 | 84 | 28 | 84 |
Силовой расчет
Проверочный расчет выбранного двигателя по заданной нагрузке
Найдем суммарный момент нагрузки на выходном валу, имеющий статическую и динамическую составляющие:
Моменты на остальных валах определим по формуле:
, где 
- момент на ведущем звене; 
- момент на ведомом звене; 
- передаточное отношение передачи; 
- КПД передачи; 
- КПД подшипников.
Примем 
; 
.
Находим моменты:
При расчете момента на втором валу учтём КПД порошковой муфты:
Двигатель выбран верно, если выполняется условие 
.
По паспортным данным для двигателя ДАТ-42461 
.
Тем самым, по предварительным расчетам, можно утверждать, что двигатель выбран верно.
Определение модуля зацепления
Модуль определяется из условия расчета зубьев передачи на прочность (изгибную и контактную). Т.к. в разрабатываемой конструкции открытый тип передач, то расчет зубьев на изгибную прочность будет проектным. После его выполнения необходимо осуществить проверочный расчет на контактную прочность.
Для открытых цилиндрических передач модуль m зацепления в миллиметрах определяют по формуле: 
, где
Km - коэффициент для прямозубых колес, Km = 1.4;
M - крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо,
M = 1.3 Н·м = 1300 Н·мм;
YF - коэффициент формы зуба;
K - коэффициент расчетной нагрузки, K = 1.5;
z - число зубьев рассчитываемого колеса;
ψbm - коэффициент ширины зубчатого венца, ψbm = 3 ... 16, примем ψbm = 4;
[σF] - допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, Н/мм2.
Коэффициент формы зуба определим по табл.4 [1]:
-
для шестерен: YF = 3.92
-
для колес: YF = 3.73
Выберем материал для зубчатых колес передачи.
В соотвествии с рекомендациями [1] примем, что все шестерни выполнены из одного материала, а все колеса - тоже из одного материала. При этом, для прирабытывающихся передач (твердость рабочих поверхностей колес HB ≤ 350) для выравнивания срока службы назначим разные материала, так чтобы, твердость ведущих колес была на 20 ... 30 единиц больше твердости ведомых колес.
Выберем следующие марки стали: для шестерен - сталь 40Х; для колес - сталь 40.
Основные параметры выбранных сталей:
| Параметр | Шестерни | Колеса | |
| Название | Обозначение | Сталь 40Х | Сталь 40 |
| Коэффициент линейного расширения | α, 1/°C | 11.8·10-6 | 11.9·10-6 |
| Плотность | ρ, кг/м3 | 7850 | 7850 |
| Предел прочности | σВ, МПа | 655 | 580 |
| Предел текучести | σТ, МПа | 490 | 320 |
| Предел выносливости при изгибе | σFR, МПа | 960 | 550 |
| Предел контактной выносливости поверхности зубьев | σHR, МПа | 1050 | 1050 |
| Модуль упругости | E, МПа | 2.14·105 | 2.12·105 |
| Твердость | HB, МПа | 230 | 200 |
| Твердость поверхностная | HRC | 55 | 50 |
| Термообрабтка | Закалка. Отпуск. Азотирование. | Закалка. Отпуск. | |
Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:
, где
σFR - предел выносливости при изгибе;
