РПЗиспр (1060483), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

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=1.25.

Р = Р_вх ∙ ξ → Р= 202.4*1.25 = 250 Вт.

Выбираем двигатель так, чтобы минимальная допустимая мощность была Р= 250 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 электродвигатель постоянного тока ДАТ-250-8.

Его технические данные: напряжение питания: U=81 В;

номинальная мощность:Pн=250 Вт ;

скорость вращения: 1500 об/мин;

момент на валу: 9.14 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.

2.6. Расчет редуктора.

2.6.1 Определение общего передаточного отношения.

На выходном валу требуется получить угловую скорость ω_вых=13.87 рад/с (см. пункт 8.2.).

=174рад/с из [12].

Общее передаточное отношение редуктора (i₀) рассчитывается по формуле: = 174/13.87= 12.5

2.6.2. Выбор схемотехнического состава элементов ЭМП

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:

2.6.3. Расчет чисел зубьев колес.

Из конструктивных соображений и руководствуясь [11], выбираем 5 колес, а число зубьев z₁=z₃=z₅=17 (нумерацию и расположение колес см. рис 10.3.1, 10.3.2). Определим число зубьев колес z₂ и z₄ из соотношений:

z₂ = i₁ · z₁

z₄ = i₃ · z₃

i₁ =5

i₃ =2.5

z₂ =5∙17= 85 мм

z₄ =2.5·17 = 42 мм [11]

Из конструктивных соображений примем i₁ =2.5 и i₃ =5. Тогда произойдет изменение значений полученных параметров:

z₂ =42 мм

z₄ =85 мм

, следовательно, число зубьев подобрано верно.

Глава III. Силовой расчет ЭМП.

3.1. Проверка правильности выбора винта.

Для этого требуется определить осевую нагрузку на гайку.

Из медицинских и конструктивных соображений массу пациента считаем равной 150 кг. Массу кресла считаем равной 100 кг. Тогда осевая нагрузка Q=250 кг или Q=250*9.8=2450H.

3.1.1 Проверка винта на прочность.

На винт в процессе работы одновременно действуют осевая сила Q и крутящий момент, возникающий из-за движения гайки по винту. Для такого случая внутренний диаметр винта определяется из соотношения [7]:

d₁≥1.28*√(Q⁄[σ]), где Q - осевая сила,

σ -допустимое напряжение.

Определим из этого соотношения напряжение при d₁=14 мм:

14=1.28*√2450/[σ]

=> [σ]=20.5 МПа

Для материала винта Ст45 σт=360МПа [8]. Рассчитаем обеспечиваемый коэффициент запаса:

Выбранные параметры винта обеспечивают существенный запас прочности, т.к. выбранный винт по прочности подходит.

3.1.2 Проверка винта на устойчивость.

Запишем формулу для определения критической силы из [6]:

Q_кр =π²*E* J_расч ∕(l²) (*), где Q_кр – критическая сила, кгс;

E – модуль упругости кгс/см²;

l – длина винта, см;

J_расч – момент инерции сечения винта, см⁴

(см. [6]),

где d – наружный диаметр винта,

d₁–внутренний диаметр винта.

Запас устойчивости n=Q(кр)/Q возьмем равным 10 следуя [6], из этого находим: Q(кр)=10*Q=2450 кгс;

Выбираем из интервала (2÷3) значение 3, тогда:

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.

3.1.3. 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.

3.1.4. Расчет моментов в кинематических цепях ЭМП

Задача расчета заключается в определении статического и суммарного моментов, действующих на каждом колесе.

3.2. Расчет мощности на выходном валу передачи

3.2.1. Расчет 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)=13,87

Осевая нагрузка Q=2450H (см. пункт 7.1.1)

Тогда момент сопротивления нагрузки по формуле (*):

Мн=2450*16*10⁻*tg((13,87+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((13,87-8.83)/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.

3.2.2. Расчет приведенного момента на i-том колесе

М_дв=250 (Вт)/ 174 (рад/с) = 1.44Н*м

М = М_вых = 1.44*12.5*0.5 = 9.14Н*м =9140 Н*мм.

КПД одной пары подшипников

КПД цилиндрической передачи

Возьмем ,

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Так как суммарный приведенный момент не превышает номинальный момент (0,761<0,914), то выбранный двигатель подходит.

3.2.3. 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)/ 174 (рад/с) = 1.44Н*м

М = М_вых = 1.44*12.5*0.5 = 9.14Н*м =9140 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):

Характеристики

Список файлов курсовой работы