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

Текст из файла (страница 2)

«i» в качестве индекса (кроме допусков) обозначает номер зацепления (в таблице обозначены арабскими цифрами от 1 до 4, меньшее значение соответствует ближнему к выходному валу двигателя зацеплению).

«j» в качестве индекса (кроме допусков) - номер вала (в таблице обозначены римскими цифрами от  до , меньшее значение соответствует ближнему к выходному валу двигателя, для выходного вала j = , для входного ).

Для большинства расчётов приведу лишь расчётные соотношения, результаты расчётов приведу после формул, в виде сводной таблицы.

Конструктивные размеры взяты с прилагающихся чертежей.

3 Проектировочные расчёты

3.1 Выбор двигателя по мощности

Все формулы этого параграфа из [9] (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 для электромеханического привода с редуктором на цилиндрических эвольвентных колёсах;

- 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-42-Ф1-02 (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.

3.2. Выбор двигателя по пусковому моменту

Все формулы этого параграфа из [9] (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:

Приведённый момент инерции редуктора на этом этапе выберу равным:

из диапазона для полого якоря;

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:

3.3 Кинематический расчёт

Все формулы этого параграфа из [9] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.

Для обеспечения минимизации погрешности передаточное отношение последней ступени должно быть максимально возможно большим, а само число ступеней минимальным. Передаточные отношения предыдущих ступеней дложно возрастать по направлению к выходному валу редуктора.

Для обеспечения разумной точности (для повышения других характеристик редуктора) выберу число ступеней равным 4 (кроме того, максимальное из рекомендуемых передаточных отношений в одной цилиндрической передаче составляет 8).

Числа зубьев первых трёх пар между собой не имеют общих множителей для обеспечения равномерного их износа, на последней же паре выбраны числе зубьев с общими множителями для обеспечения приработки с целью повышения точности.

Помимо прочего, для повышения точности работы привода, на последней ступени установлено люфтовыбирающее колесо.

Делительный диаметр шестерни, насаживаемой на вал двигателя должен быть не менее , что выполняется (смотри геометрический расчёт - там получено, что внутренний диаметр шестерни двигателя равен 5,7 мм).

Реальное передаточное отношение редуктора составит 609,2, что отличается лишь на 1,02% от требуемого передаточного отношения 628,3.

передача	вал	Тип	z	i
4		колесо	200	8
		шестерня	25
3		колесо	112	4,87
		шестерня	23
2		колесо	87	3,95
		шестерня	22
1		колесо	87	3,95
		шестерня	22

3.4 Силовой расчёт. Расчёт зубьев на изгиб

Все формулы этого параграфа из [9] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.

Момент на выходном валу редуктора:

Кпд опор выберу равным из диапазона для подшипников качения.

Кпд передач из диапазона .

Моменты на остальных валах редуктора:

здесь индексы: i = j;

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 открытую конструкцию редуктора без смазки, а расчёт проводят на изгибную прочность.

Расчётные соотношения для определения модулей зацеплений (в мм):

K_m = 1,4 для цилиндрических прямозубых колёс;

K = 1,5 из диапазона - коэффициент расчётной нагрузки;

было выбрано 8 для колеса из диапазона , далее подбиралось так, чтобы модуль зацепления был наиболее близок к выбранным позже табличным значениям, а также уменьшалось до наименьшего рекомендуемого, дабы обеспечить наименьшую массу зубчатых колёс. Для шестерён значение везде выбрано на 2 больше для обеспечения лучшего зацепления;

(МПа) для реверсивного привода, выберу равным 2 из диапазона ;

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

Индексы j = i - 1 для расчёта по колесу и j = i для расчёта по шестерне;

Y_F - коэффициент формы зуба.

Материалом колёс выберу автоматную сталь АС40, которая позволяет получить большую точность изготовления колёс в связи с улучшенной обрабатываемостью резанием. Для обеспечения прирабатываемости (на последней передаче) назначу термообработку:

Для шестерни - улучшение: твёрдость 241 НВ, прочность при симметричном цикле нагружения (для образца с надрезом - колёса предстоит нарезать);

Для колеса - нормализация: твёрдость 180 НВ, прочность при симметричном цикле нагружения (для образца с надрезом - колёса предстоит нарезать);

Полученное значение модуля зубчатых колёс округляю до ближайшего большего из таблицы стандартных значений модулей m_ст.

передача	вал	Тип	M, Н мм	m	B , МПа	[F], Мпа	YF	YF/[F]	m, мм	mcm , мм
4		колесо	950	8	130	100	3,77	0,0377	0,45	0,5
		шестерня	122,4	10	230	177	3,98	0,0225
3		колесо		8	130	100	3,75	0,0375	0,28	0,3
		шестерня	25,91	10	230	177	4,04	0,0228
2		колесо		3	130	100	3,74	0,0374	0,25	0,3
		шестерня	6,75	5	230	177	4,07	0,0230
1		колесо		3	130	100	3,74	0,0374	0,16	0,3
		шестерня	1,76	5	230	177	4,07	0,0230

3.5 Геометрический расчёт

Все формулы этого параграфа из [9] (смотри соответствующий расчёт), либо известны.

Характеристики

Список файлов курсовой работы