Курсовая.fin.v3 (1060345), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Расчет мертвого хода кинематической цепи вероятностным методом.Минимальное значение мертвого хода:jnmin, гдеjtmin =cos  cos α - угол профиля исходного контура, α = 20°;β - угол наклона боковой стороны профиля, β = 0;jnmin - минимальное значение гарантированного бокового зазора соотвествующейпередачи, jnmin = 11.11=11.7Тогда: jtmin =cos 20 °⋅cos 0Максимальное значение мертвого хода передачи:jtmax =0.7⋅EHS1E HS2 0.5T2H1 T2H2 2f a 2  p 21 p 22 , гдеEHS - наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса;TH - допуск на смещение исходного контура;fa - допуск на отклонение межосевого расстояния передачи;Δp - радиальные зазоры в опорах шестерни и колеса, Δp1 = Δp2 = 0.По таблицам [1] определяем, чтоEHS1 = 16 мкм; EHS2 = 22 мкмTH1 = 32 мкм; TH2 = 38 мкмfa = ±20.15Находим:jtmax =0.7⋅1622 0.532 238 22⋅202=71.70Минимальное значение мертвого хода в угловых минутах:6.88⋅jtmin 6.88⋅11.7 Л min===1.20 'm⋅z20.8⋅84Максимальное значение мертвого хода:6.88⋅jtmax 6.88⋅71.70  Л max===7.34 'm⋅z 20.8⋅84Координаты середины поля рассеяния мертвого хода: Л max j   Л min j 7.341.20E Л j===4.27 '22Поле рассеяния мертвого хода:V Л j =  Л max j − Л min j=7.34−1.20=6.14Вероятностное значение мертвого хода кинематической цепи определяют поформуле:pp  Л  =E Л  t 2∑nj=1p j V Л j 2 , где E Л - значение координаты середины полярассеяния люфтовой погрешности кинематической цепи; t2 - коэффициент, учитывающийпроцент риска, t2 = 0.39.nE Л p =∑ j EЛ j =4.27⋅0.0120.0370.1110.3331=6.38 'j=1p  Л  =6.380.39⋅ 6.142⋅0.012 20.037 20.111 20.333 212 =8.92 'Общая вероятностная погрешность кинематической цепи: =  i0 p Л  p=7.25 '8.92 '=16.17 'Проверочные расчеты проектируемого приводаПроверка правильности выбора электродвигателяУсловие правильного выбора двигателя определяется соотношением:M П M∗С.ПР M∗Д.ПР , гдеM∗С.ПР , M∗Д.ПР- уточненные статический идинамический моменты, приведенные к валу двигателя.MНM∗С.ПР = ∗Статический момент определяется по формуле:, гдеi0 Ц ПОДШПОДШ=0,98 - КПД подшипников;∗Ц - КПД цилиндрических прямозубых передач, определяется по формуле:16f  v C∗Ц =1− 1 1z1 z2, где2F2.92- коэффициент нагрузки;F0.174f - коэффициент трения, для стальных колес при легкой смазке f = 0.06;εv - коэффициент перекрытия, εv = 1.5;2 M2F=- окружная сила.d2C=Момент на пятой передаче: M 5.2 =MH =300 Н ⋅ммМомент на остальных передачах определяется по формуле M k =M k1i k, k1Ф Ц, k1 ПОДШ.Заполним таблицу занчениями.d2 = 67.2 ммin = 3.0Передача12345M n.25.7516.3935.41103.07300Fn0.170.491.053.078.93Cn8.985.143.241.851.30∗Цn0.940.970.980.990.99∗∗Общий КПД редуктора: Ц =∏ Цn =0.88n=55Общий КПД подшипников: ПОДШ= ПОДШ=0.85Тогда приведенный статический момент:MН0.3M∗С.ПР = ∗==1.65⋅10−3 Н ⋅мi 0 Ц ПОДШ 243⋅0.88⋅0.85Динамический момент определяется по формуле:M∗Д.ПР =JПР⋅ , где JПР - приведенный к валу двигателя момент инерции всегоЭМП; ε - угловое ускорение вала двигателя, =H⋅i 0 .JHJПР =J РJ Р.ПР 2 , где JР - момент инерции двигателя, JP = 0.27 кг·см2; JР.ПР i0приведеный момент инерции редуктора; JH - момент инерции нагрузки, JН = 0.05 кг·м2.Приведенный момент инерции редуктора найдем по формуле:J2JnJР.ПР =J 1 2 ... 2i12i 1−nМомент инерции шестерен рассчитывается по формуле:17 b  d 4⋅10−12, где d - диаметр звена, мм; b - толщина, мм; ρ - плотность, г/см3.32Для уменьшения приведенного момента инерции сделаем ведомые колеса ссквозными отверстими.

Диаметр отверстия и его допустимое расположение на колесеопределим с помощью формул [5].Так, диаметр ступицы для стальных колес должен составлять:d ст =1.5..1.55 d=6..6.2 мм .Ширина торцов зубчатого венца должна составлять:s=2.2m0.05b 2=2.2⋅0.80.05⋅3.2=2 мм .В соответствии с полученными величинами сделаем в ведомых колесах шестьотверстий на равном расстоянии друг от друга в целях уменьшения приведенногомомента инерции. Диаметр отверстий = 10 мм, радиус окружности центров отверстий =16,7 мм.Тогда момент инерции ведомых колес будем рассчитывать с учетом ихконструкции.

"Масса" одного отверстия в колесе:m ОТВ=⋅V=⋅S⋅b=⋅⋅r 2⋅b=7850⋅3.14⋅0.0052⋅0.004=2.47⋅10−3 кгМомент инерции отверстия относительно оси, проходящей через центр колеса,определяем с помощью теоремы Гюйгенса-Штейнера:m ОТВ⋅r 22.47⋅10−3⋅0.00522Jотв =J отв.0m ОТВ⋅l =mОТВ⋅l2 =2.47⋅10−3⋅0.0167 2≈7.2⋅10−722Тогда, момент инерции ведомого колеса рассчитываем по формуле:4−124−12 b d ⋅103.14⋅4⋅7.85⋅67.2 ⋅10−7−7Jn =−6⋅J отв =−6⋅7.2⋅10 ≈585.4⋅103232J=Колесо123456789d, мм22.467.222.467.222.467.222.467.222.467.2b, мм3.243.243.243.243.24ρ, г/см37.857.857.857.857.857.857.857.857.857.85Jn · 10-76.2585.46.2585.46.2585.46.2585.46.2585.4JР.ПР =6.2585.46.23.02585.46.20.11⋅10−8585.46.23.0 2 23.0 32=80.1⋅10−7 кг⋅м 2585.46.23.0 4 210585.43.0 5 2=Приведенный момент инерции:JH0.05−6−7−5JПР =J РJ Р.ПР 2 =27⋅10 80.1⋅10 =3.58⋅102i0243Динамический момент на валу двигателя:18M∗Д.ПР =JПР⋅H⋅i 0 =3.58⋅10−5⋅20⋅242.7=0.1738 Н ⋅мСуммарный момент на валу двигателя:M∗С.ПР M∗Д.ПР=0.17381.65⋅10−3=0.1755 Н ⋅м M П=0.1765 Н ⋅мУсловие выполняется, значит двигатель выбран верно.Проверочные расчеты на прочность1.

Проверка зубьев на контактную и изгибную прочность.При данном расчете должно выполнятся условие:M 2 K K3 iп 13[ H ] , гдеi2п b a 2K - коэффициент расчетной нагрузки;M2 - момент на колесе;i п - передаточное отношение ступени;a - межосевое расстояние;b - ширина зубчатого колеса.При расчете на изгибную прочность: K=K FV KF  .При расчете на контактную прочность: K=KHV KH  .Расчет привода будем проводить по самому нагруженному участку.Для нашего привода:a=44.8 ммb=3.2 мм (будем использовать ширину шестерни, т.к.

она меньше шириныколеса)M=1300 Н ⋅ммiп =3.0Коэффициенты динамичности:K FV=1.1•K FV −1K HV=1=1.05•2Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки:K F =1.05•KF  −1K H =1=1.025•2H =3K =0.82⋅2 E1 E 2E1E23=0.82⋅2⋅2.1⋅10 5⋅2.1⋅10 52.1⋅10 52.1⋅105=48.7 , гдеE1иE2- модули5упругости материалов шестерни и колеса, E1 =E2 =2.1⋅10 МПаДля шестерни: [ H ] ш=1431 МПаДля колеса: [ H ]к=1613 МПа19Расчет на контактную прочность:H=M KH K HV K 3 iп 13=1300⋅1.025⋅1.05⋅48.7 3⋅3.013i 2п b a 23.02⋅3.2⋅44.8 2Как видно из расчета: H =423 МПа [ H ]ш =1431 МПа [  H ]к =1613 МПа=423 МПаРасчет на изгибную прочность:M KF K FV K3 i п 131300⋅1.05⋅1.1⋅48.7 3⋅3.013==438 МПаi 2п ba 23.0 2⋅3.2⋅44.82Как видно из расчета: H =438 МПа [ H ]ш =1431 МПа [ H ]к =1613 МПаСледовательно зубчатые колеса удовлетворяют условиям изгибной и контактнойпрочности.H=2.

Проверочный расчеты на прочность при кратковременных перегрузках.Статическая прочность зубьев при перегрузках проверяется по условию:Mп=1.5 Hmax = H  Kпер[ H ]max , где K пер=M номДля колеса: [ H ]max.К =896Для шестерни: [ H ]max.Ш =1925 Hmax =423  1.5=518[ H ]max.К =896[ H ]max.Ш=1925Условие выполняется, зубья колес удовлетворяют статической прочности прикратковременных перегрузках.Аналогично, проверка на изгибную прочность при кратковременных перегрузкахосуществляется по формуле: Fmax = F  K пер[ F ]maxДля колеса: [ F ]max.К =550Для шестерни: [ F ]max.Ш =960 Fmax =438  1.5=536[ F ]max.К =550[ F ]max.Ш=960Условие выполняется, зубья колес удовлетворяют изгибной прочности прикратковременных перегрузках.20Список литературы1.

Кокорев, Ю.А. Расчет электромеханического привода. - М.: Издательство МГТУ им.Н.Э. Баумана, 1995.2. Тищенко, О.Ф. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. М.:Высшая школа, 1978 - ч.1, ч.2.3. Тищенко, О.Ф. Элементы приборных устройств. Основной курс - М.: Высшаяшкола, 1982 - ч.1, ч.2.4. Тищенко, О.Ф. Атлас конструкций элементов приборных устройств М.:Машиностроение, 1982.5.

Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин.6. Анурьев, В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах.М.:Машиностроение, 2001.7. Пономарев, В.М. Лекции - 2007-2008.21.

Характеристики

Список файлов курсовой работы