РПЗ (1060482), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

J_расч =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(γρ΄)/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 = Р_вх ∙ 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 ω_вых=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]

K_m =1.4 для прямозубых колес.

K_β =1…1.5 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса.

М – момент нагрузочного действия на колесо, Н·мм

Y_F - коэффициент формы зубьев

z - число колес

- ширина зубчатого венца

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 b_ω:

Для z=17 коэффициент Y_F = 4,3 (см. [11]);

Примем K_β =1.5 [5]

Определяем значение М:

Для колеса 5 (z₅ = 17):

М_вых=М (момент двигателя, приведенного к выходному валу редуктора),

По [13]: М_вых*w_вых=М_дв*w_дв* η, где η – КПД ,

i₀ – общее передаточное отношение редуктора (см. п.9.1)

М_дв=250 (Вт)/ 157 (рад/с) = 1.19Н*м

М = М_вых = 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:

МПа

1.07 ; 10.3 мм

Учитывая предыдущие замечания, примем b_w =11 мм. Получим, что наибольшее нагруженное колесо 5 удовлетворяет требованиям изгибной прочности при модуле m= 1.5 и ширине венца b_w =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 a_ω между I и II валами (проверочный расчет на поверхностную выносливость):

a_ω1 =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 a_ω3 между II и III валами и проверим на поверхностную выносливость:

a_ω3 =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: М_вых=9.94 Н*м

М_н=4.224 Н*м

[8],

где М_к – 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 , М_к=9940 Н*мм

Характеристики

Список файлов курсовой работы