РПЗ (1060482), страница 2
Текст из файла (страница 2)
Jрасч =0.01*3*18*14³* 0.148 см
Выразим из уравнения (*) величину l:
=> l=345мм
Ход рабочего органа 300 мм (см. пункт 4 ).
Вывод: винт подходит для использования в разработке устройства.
7.2 Гайка.
По данным [6] выбираем гайку, соответствующую винту:
Резьба трапецеидальная, однозаходная
внешний диаметр D=18 мм
средний D2=16 мм
внутренний диаметр D1=12 мм
шаг резьбы S =4 мм
В качестве материала гайки, руководствуясь [6] и [9], выбираем бронзу БрОЦС6-6-3 по ГОСТ 6511-60. По [6], полезное число витков гайки должно быть не более 10, потому что остальные не будут работать.
7.2.1 Проверка правильности выбора материала гайки:
Из [6]:
z≥4Q/(π(D-D₁)*[q]), где [q] - допустимое удельное давление, кгс/см²
D и D1- внешний и внутренний диаметры гайки, см
Q – осевая сила, кгс
Для выбранной гайки:
D=1.8 см
D1=1.2 см
[q]= 70÷130 кгс/см² из [6]
Q=245кгс
z≥980/(3.14*(3.24-1.44)*70)2.5 => Удовлетворяет требованию z≤18.
Следовательно, гайка удовлетворяет выбранным требованиям.
8. Расчет мощности на выходном валу передачи
8.1Расчет момента сопротивления нагрузки.
Мощность на вращательном звене винтовой передачи при подъеме зубоврачебного кресла из [10]:
Мн=Q*d₂*tg(γ+ρ΄)/2, (*) где Q – осевая нагрузка на гайку
γ – угол подъема винтовой линии
ρ΄ - приведенный угол трения
Угол подъема винтовой линии из [5]:
γ =arctg(S/d₂),
где S – шаг резьбы,
d₂-средний диаметр резьбы.
Приведенный угол трения скольжения между материалами винта и гайки из [9]:
ρ΄=arctg(f/(cos(α/2))),
где f – коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки,
α – угол профиля резьбы.
Задаемся из [8] f=0.15 и α=30 в соответствии с [6]:
ρ΄=arctg(0.15/cos15)8,83
γ=arctg(4/16)=14,04
Осевая нагрузка Q=2450H (см. пункт 7.1.1)
Тогда момент сопротивления нагрузки по формуле (*):
Мн=2450*16*10⁻*tg((14,04+8.83)/2)7,929 H*м – момент на вращающемся звене винтовой передачи при подъеме зубоврачебного кресла.
Аналогично, получаем и момент при опускании кресла:
Мн=Q*d₂*tg(γρ΄)/2=2450*16*10⁻*tg((14,04-8.83)/2)=1.783 H*м
Итак, момент на вращающемся звене винтовой передачи при подъеме кресла: Мн=7,929 Н*м; при опускании кресла: Мн=1,783 Н*м.
8.2.Определение угловой скорости вращения выходного вала и расчет мощности на выходном валу передачи.
Из конструктивных соображений выбираем линейную скорость подъема зубоврачебного кресла равной 30 мм/с. При шаге резьбы S=4 мм угловая скорость вращения ω(винта)=4/tg(14,04)12.56 рад/с. Будем считать, что угловая скорость на выходном валу передачи, необходимая для преодоления момента сопротивления нагрузки определяется по формуле [11]:
P(вых)=Mн*ω(вых), где ω(вых)=ω(винта)
Рассчитаем P(вых)=7.295*12.56=91.6 Вт
Таким образом, P(вых)=91.6 Вт,
ω(вых)=12.56 рад/с.
9. Выбор типа электродвигателя.
Для определения расчетной мощности электродвигателя (Pвх) из [11] примем коэффициент полезного действия () цепи двигатель – выходные валы равным 0,5. В соответствии с [11] Pвх определяется следующим образом:
Pвых/Pвх= => Отсюда Pвх= Pвых/=91.6/0.5=183.2 Вт
При подборе двигателя будем выдерживать условие:
P/Pвх= ξ, где P - мощность двигателя;
ξ - коэффициент запаса, учитывающий динамичность внешней нагрузки, нестабильность напряжения. По рекомендациям из [8], [13] выбираем ξ=1.3.
Р = Рвх ∙ ξ → Р= 183.2*1.3 = 240 Вт.
Выбираем двигатель так, чтобы минимальная допустимая мощность была Р= 240 Вт.
Так как для нерегулируемого привода повторно-кратковременного действия выбирают двигатель с небольшим ресурсом работы, но с большим значением пусковых моментов. Таким двигателем является высокоскоростные двигатели постоянного тока с частотой вращения 9000-12000 мин.[10].
Подходящий по техническим данным электродвигатель выбираем по
4ПО80А1 из[12], это электродвигатеь постоянного тока ДАТ-250-8.
Его технические данные: напряжение питания: U=36 В;
номинальная мощность:Pн=250 Вт ;
скорость вращения: 1500 об/мин;
момент на валу: 0.325 Н*м;
Исполнение, условия хранения и транспортировки при воздействии климатических факторов внешней среды регламентируются ГОСТ 15150-69.
Климатическое исполнение изделий: УХЛ(умеренный и холодный климат). Условия эксплуатации изделия: климат искусственно регулируется, нет условий конденсации, жилые помещения (4.2.).
Условия хранения: закрытые помещения с температурой от -50 до +400С
Влажность воздуха: среднее значение относительной влажности 60% при 200С
Вес – 30 кг.
10. Расчет редуктора.
10.1 Определение общего передаточного отношения.
На выходном валу требуется получить угловую скорость ωвых=12,56 рад/с (см. пункт 8.2.).
Номинальная частота вращения:
1500 об/мин = 1500*3,14*2(рад)/60(с) = 157рад/с из [12].
Общее передаточное отношение редуктора (i0) рассчитывается по формуле: = 157/12.56= 12.5
10.2. Расчет передаточного отношения в элементарных передачах.
Будем проектировать редуктор с использованием цилиндрических колес, так как такой вид редуктора имеет ряд преимуществ и достоинств: высокий КПД, небольшую стоимость. Используем эвольвентное зацепление, т.к. оно удовлетворяет требованиям технологичности, высокой прочности на изгиб, минимизации бокового зазора и постоянства передаточного отношения.
Выберем в качестве критерия проектирования механизма критерий минимизации приведенного момента инерции.[10]
Число ступеней определяем по формуле (см. [10]):
n=1.482*lg(2*i0).
Передаточные отношения ступеней рассчитываются по формуле (см. [10]):
Проведем расчет по указанным формулам:
n = 1,482·lg25 ≈ 2.07. Округлим полученное нецелое число, учитывая его величину, а также рекомендации в [11]. Все дальнейшие расчеты проводим для количества ступеней n=2:
10.3. Расчет чисел зубьев колес.
Из конструктивных соображений выбираем 5 колес, а число зубьев z1=z3=z5=17 (см. рис 10.3.1, 10.3.2). Определим число зубьев колес z2 и z4 из соотношений:
z2 = i1 · z1
z4 = i3 · z3
i1 =2.5
i3 = 5
z2 =2.5∙17= 42 мм
z4 = 5·17 = 85 мм [11]
10.4. Расчет модуля и геометрических параметров выходной зубчатой передачи.
Для зубчатых колес и валов используется сталь Ст40Х ГОСТ 4543-71.[6]
Будем считать, что конструкция передачи открытая, учитывая рекомендации. Основным видом разрушения зубьев в такой передаче является износ зубьев или их поломка. Для предотвращения поломок рассчитываем зубья на изгиб.[10]
Km =1.4 для прямозубых колес.
Kβ =1…1.5 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса.
М – момент нагрузочного действия на колесо, Н·мм
YF - коэффициент формы зубьев
z - число колес
m - модуль
Расчет проводим для пятого колеса, считая, что оно входит в зацепление с зубчатым колесом, вращающим винт. Из конструктивных соображений принимаем m = 1,5 мм и определяем по формуле из [10] ширину зубчатого венца bω:
Для z=17 коэффициент YF = 4,3 (см. [11]);
Примем Kβ =1.5 [5]
Определяем значение М:
Для колеса 5 (z5 = 17):
Мвых=М (момент двигателя, приведенного к выходному валу редуктора),
По [13]: Мвых*wвых=Мдв*wдв* η, где η – КПД ,
i0 – общее передаточное отношение редуктора (см. п.9.1)
Мдв=250 (Вт)/ 157 (рад/с) = 1.19Н*м
М = Мвых = 1.59*12.5*0.5 = 9.94Н*м =9940 Н*мм.
Считаем условия изготовления средними, а требования к надежности повышенными [8], выбираем коэффициент запаса n=2.8.
Для стали Ст40Х [σ]F = 800 МПа
Тогда:
Учитывая предыдущие замечания, примем bw =11 мм. Получим, что наибольшее нагруженное колесо 5 удовлетворяет требованиям изгибной прочности при модуле m= 1.5 и ширине венца bw =11 мм. Материал колеса сталь Ст40Х.
Назначаем эти параметры на все остальные колеса и шестерни, т.к. они меньше нагружены, то тоже будут удовлетворять условию.
Рассчитаем диаметры зубчатых колес.
d=m*z [13]
d1=d3=d5=17*1.5=25.5 мм
d2=63 мм
d4=127.5 мм
По рекомендации [10] рассчитаем межосевое расстояние aω между I и II валами (проверочный расчет на поверхностную выносливость):
aω1 =m*(z1+z2)/2=1.5*(17+42)/2=44.25 мм [13]
По формуле = 2*44.25/(1.5*(1+2.5))=17 мм, 17≡17
Аналогично найдем межосевое расстояние aω3 между II и III валами и проверим на поверхностную выносливость:
aω3 =1.5*(17+85)/2=76.5 мм
=
= 17 мм, 17=17, значит, параметры найдены правильно.
Расчет валов редуктора на прочность
Расчет будем проводить для наиболее нагруженного звена. Пренебрежем моментами сопротивления подшипников, т.к. они малы по сравнению с остальными: Мвых=9.94 Н*м
Мн=4.224 Н*м
где Мк – крутящий момент,
- допустимое касательное напряжение,
[τ]т = 0,5[σ]т (см. [8])
Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными [8], коэффициент запаса выбираем n=2.5. Для стали Ст40Х [σ]т =800 МПа [8], тогда:
[τ]т = 400 , [τ]=[τ]т/n → [τ]=125 МПа , Мк=9940 Н*мм