РПЗ (1060485), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

- перерыв между 1 и 2 рабочими циклами – 5 мин, между 2 и 3 циклами – 15 мин, а после трех циклов работы – перерыв до полного охлаждения от 90 до 120 мин;

Гарантированный срок службы – 100 циклов, из них 50 циклов при температуре окружающей среды +50⁰ С;

Вес – 2500 г;

2.6. Определение общего передаточного отношения

На выходном валу редуктора требуется получить угловую скорость ω_вых=12,56 рад/с (такая скорость при шаге резьбы S = 4 мм соответствует линейной скорости подъема деки равной 12 мм/с). Скорость вращения вала двигателя – 2400 об/мин (см. п.7), что соответствует угловой скорости ω_дв =251,33 рад/с. Общее передаточное отношение редуктора (i₀) рассчитывается по формуле (см. [10]):

→

Общее передаточное отношение редуктора i₀ = 20 .

2.7. Выбор схемотехнического состава элементов ЭМП

Будем проектировать редуктор на базе цилиндрических колес внешнего зацепления, так как передача, реализованная с их использованием обладает целым рядом достоинств, к числу которых надо отнести технологичность конструкции, наибольшую достижимую точность обработки колес и их монтажа, высокий КПД, небольшую стоимость (см. [11]).

Будем использовать эвольвентное зацепление, т.к. оно удовлетворяет требованиям технологичности, правильному зацеплению разных колес одного модуля, высокой прочности на изгиб, нечувствительности к погрешностям в межосевом расстоянии, минимизации бокового зазора в зацеплении и постоянства передаточного отношения (см. [11]).

Выберем в качестве критерия проектирования механизма критерий минимизации суммарного линейного расстояния редуктора при равнопрочности на изгиб при условии равенства модулей всех передач (см. [10]).

Число ступеней при этом определяют как (см. [10])

Передаточные отношения ступеней рассчитываются по формуле (см. [10]):

Проведем расчет по указанным формулам:

n = 1,482·lg40 ≈ 2,13

Получено нецелое число. Учитывая его величину, а также рекомендации в [4], округлим его до 2 и будем проводить дальнейшие расчеты для количества ступеней n = 2:

2.8. Расчет чисел зубьев колес

Примем из конструктивных соображений и руководствуясь [10] число зубьев z₁=z₃=18 (нумерацию и расположение колес см. на рис.9.1, 9.2.). Определим число зубьев колес z₂ и z₄ из соотношений (см. [10]):

z₂ = i₁ · z₁ ;

z₄ = i₃ · z₃ ;

i₁ =6.3

i₃ = 3.15

z₂ =6.3∙18= 114

z₄ = 3.15·18 = 58

Из конструктивных соображений примем i₁ =3,15 и i₃ =6.3. Тогда произойдет изменение значений полученных параметров:

z₂ =58

z₄ =114

, следовательно, число зубьев подобрано верно.

3. Силовой расчет ЭМП.

3.1. Проверка правильности выбора исполнительного механизма.

3.1.1.Винт.

Для проверки правильности выбора винта требуется определить осевую нагрузку на гайку (см. [4]). Разрабатываемое устройство предназначается для подъема деки стола снимков с пациентом. Массу пациента считаем равной 150 кг (см. пункт 1.3.2.2). Массу деки, руководствуясь приведенной в [2] информацией, принимаем равной 50 кг. Учтем также, что подъем осуществляется с использованием двух стоек, и будем считать, что нагрузка между ними распределена равномерно. Тогда получаем, что осевая нагрузка (Q) равна 100 кг или 100×9.8 = 980 Н.

Q = 980 Н = 100 кгс

Проверим выбранный винт на прочность:

На винт в процессе работы одновременно действуют осевая сила Q и крутящий момент, возникающий из-за движения гайки по винту. В соответствии с [6] для такого случая внутренний диаметр винта определяется из соотношения:

где Q – осевая сила

σ – допустимое напряжение

Определим напряжение, возникающее при d₃=12 мм:

МПа

Для материала винта (Ст45) в соответствии с [7] σ_т = 360 МПа. Рассчитаем обеспечиваемый коэффициент запаса:

Таким образом очевидно, что выбранные параметры винта обеспечивают существенный запас прочности, т.е. выбранный винт по прочности проходит.

Проверим винт на устойчивость. В соответствии с [3]:

(*)

где Q_кр – критическая сила, кгс

E – модуль упругости, кгс/см²

l – длина винта, см

J_расч – момент инерции сечения винта, см⁴

(см. [3])

где d – наружный диаметр винта

d₁ – внутренний диаметр винта

Запас устойчивости возьмем равным 10, следуя [3]. Тогда Q_кр = 10Q →

Q_кр = 1000 кгс; кгс/см² ;

см⁴

Решим уравнение (*) относительно l:

см

Учитывая, что ход рабочего органа 280 мм (см. пункт 4) можно сделать вывод о годности винта по устойчивости.

Таким образом из расчетов на прочность и устойчивость делаем вывод, что выбранный винт подходит для использования в разрабатываемом устройстве.

3.1.2. Гайка

_{По [3], полезное число витков гайки должно быть не более 10, так как остальные не будут работать. Учитывая это проверим правильность выбора материала гайки:}

_{Полезное число витков определяется из соотношения:}

(см. [3])

_{где [q] – допустимое удельное давление, кгс/см}²

_{D и D1 – внешний и внутренний диаметры гайки, см}

_{Q – осевая сила, кгс}

_{Для выбранной гайки:}

_{D = 1,6 см}

_{D1= 1,2 см}

_{[q]= 70÷130 кгс/см}² _{(см. [3])}

_{Q = 100 кгс}

Количество витков в гайке должно быть больше либо равно 2, что удовлетворяет требованию z≤10. Т.е. гайка с указанными выше параметрами подходит для разрабатываемого устройства.

3.2. Расчет моментов в кинематических цепях ЭМП

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

3.2.1. Расчет момента сопротивления нагрузки

Момент на вращающемся звене винтовой передачи при подъеме деки при ведущем винте в соответствии с [4] вычисляется по формуле:

(*)

где Q – осевая нагрузка на гайку

γ – угол подъема винтовой линии

ρ` – приведенный угол трения

Угол подъема винтовой линии рассчитывается по формуле (см. [5]):

где S – шаг резьбы

d₂ – средний диаметр резьбы

Приведенный угол трения определяется по формуле (см. [4]):

где f – коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки

α – угол профиля резьбы

Руководствуясь [8], принимаем f = 0,05 и α=30⁰ в соответствии с [3]. Тогда приведенный угол трения:

Угол подъема винтовой линии:

;

Осевая нагрузка Q = 980 Н (см. п.6)

Тогда момент сопротивления нагрузки по формуле (*):

Н·м

Таким образом получили момент на вращающемся звене винтовой передачи при подъеме деки при ведущем винте М_н = 2,292 Н·м

Аналогично при опускании деки момент вращающемся звене винтовой передачи при ведущем винте можно определить по формуле:

→ Н·м

Таким образом получили момент на вращающемся звене винтовой передачи при опускании деки при ведущем винте М_н = 1,568 Н·м

3.2.2. Расчет приведенного момента на i-том колесе

М_вых = 0,931∙20∙0,5 = 9,31 Н∙м

М_н=2,292 Н (см. п.6.1)

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 (0,498<0,931), то выбранный двигатель подходит.

3.3. Расчет модуля и геометрических параметров выходной зубчатой передачи

В качестве материала для зубчатых колес и валов редуктора выберем Сталь Ст40Х по ГОСТ 4543 – 71 (см. рекомендации в [3]). Будем считать, что конструкция передачи открытая, учитывая рекомендации в [10]. Основным видом разрушения зубьев в такой передаче является износ зубьев, или поломка их. Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгиб(см. [11]):

(*)

K_m = 1,4 для прямозубых колес (см. [10])

K_β = 1…1,5 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса (см. [11])

M – момент нагрузки, действующий на колесо, Н·мм

Y_F – коэффициент формы зуба

z – число зубьев колеса

, b_ω – ширина зубчатого венца , m – модуль

3 ≤ ψ_bm ≤ 16 (см. [10])

Расчет будем проводить для зубчатого колеса 4. Из конструктивных соображений (размер конструкции) примем модуль m = 1,5 мм и определим ширину зубчатого венца b_ω:

Z₄ = 114;

Для z=114 коэффициент Y_F = 3.75 (см. [10]);

Принимаем K_β = 1,5;

Определим значение М:

Для колеса 4: М = М_вых (момент двигателя, приведенный к выходному валу редуктора)

М_{вых ∙}ω_вых = М_дв ∙ω_дв· η (см. [9]) → М_вых = М_дв∙_·i₀∙η

η – КПД (см. п.7)

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

М_дв = 9500 г∙см = 0,931 Н∙м →

М = М_вых = 0,931∙20∙0,5 = 9,31 Н∙м = 9310 Н∙мм

Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными, выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 15. Для Ст40Х [σ]_F =800 МПа (см. [7]) Тогда:

МПа

Подставляем эти значения в уравнение (*):

мм

Учитывая рекомендации по выбору ψ_bm (см. выше), выбираем b = 8 мм.

Получили, что наиболее нагруженное колесо 5 удовлетворяет требованиям изгибной прочности при модуле m = 1,5 мм, ширине венца b_ω = 8 мм. Материал колеса – Ст40Х. Назначим эти параметры на все остальные колеса и шестерни. Т.к. они менее нагружены, то также будут удовлетворять требованиям изгибной прочности.

Характеристики

Список файлов курсовой работы