Пояснительная записка (1071099), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

- ширина В = 14 мм;

- диаметр шарика d_ш = 12 мм;

- динамическая грузоподъемность С = 3380 кг;

- статическая грузоподъемность С_о = 2500 кг;

- частота вращения n = 5700 об/мин;

Рассчитаем момент трения подшипника на выходном колесе:

d_ш = 12 мм = 1,2 см;

Масса зеркала:

Назначим алюминиевый сплав Д16Т для изготовления стоек, платформы и пластин прикрепления зеркала, поскольку сплав жесткий, легкий и технологичный.

Масса стоек:

Посчитаем массу крепления. Т.к. требуется одновременно прочность, жесткость и технологичность, то назначим сталь 40Х,

Масса оптического узла:

Осевая нагрузка

М_тр ==

Момент инерции нагрузки будет определяться моментом инерции оптического элемента и зубчатого колеса (момент инерции оправы пренебрежимо мал):

- коэф. Запаса

Для вала, на котором крепится зеркало, выберем подшипник 1000901. Его некоторые характеристики:

- внутренний диаметр d = 12 мм;

- наружный диаметр D = 24 мм;

- ширина В = 6 мм;

- диаметр шарика d_ш = 1,59 мм;

- динамическая грузоподъемность С = 339 кг;

- статическая грузоподъемность С_о = 135 кг;

- частота вращения n = 43000 об/мин;

5.Проектный расчет ЭМП.

5.1. Выбор двигателя.

Для установления типа электродвигателя необходимо проанализировать требования к ЭМП, указанные в задании, и составить перечень требований, предъявляемых к эксплуатационным и электромеханическим параметрам двигателя:

- К управляемости электродвигателя: регулируемый;

- К режиму работы двигателя: следящий;

- К механической характеристике двигателя и нагрузочным характеристикам ЭМП (в задании), их поведение при работе ЭМП: не изменяются;

- К частоте вращения двигателя;

- К электрическим параметрам двигателя: току (постоянный), значение питающего напряжения U = 12 В.

Т.к. привод относится к следящим (управляемым), то применяют исполнительные (управляемые) двигатели. Поскольку для следящих приводов наиболее характерны частые пуски, реверсы, остановки и изменения скорости, для ЭМП следует применять двигатели с «мягкой» характеристикой, с малым значением электромеханической постоянной и требуемым диапазоном регулирования. Наиболее часто применяются асинхронные двигатели и двигатели постоянного тока. Выберем двигатель постоянного тока, т.к. у него более высокий КПД, меньшие габариты и масса.

Рассмотрим двигатели типа ДПР. Это электродвигатели постоянного тока с возбуждением от постоянных магнитов с полым бескаркасным якорем. Применяются в системах автоматики, радиоэлектроники, телемеханике в качестве исполнительных двигателей ЭМП. Двигатели ДПР – реверсивные, рассчитаны на продолжительный режим работы, могут работать в кратковременном и в повторно-кратковременном режимах. Предназначены для работы при температуре окружающей среды от -60°С до +70°С, относительной влажности до 98% при -40°С и атмосферном давлении от 335 до 3040 ГПа. Рабочее положение – произвольное. Эти двигатели оптимально соответствуют техническому заданию.

Для выбора конкретного двигателя найдем расчетную мощность двигателя.

Для этого примем КПД цепи двигатель – нагрузка .

, где ω_н – угловая скорость вращения плоского зеркала,

Итак, расчётная мощность нагрузки на валу двигателя: 0,155 Вт.

Тогда выберем предположительно из ряда двигатель ДПР42-Ф1-02. Некоторые параметры этого двигателя:

U = 27 В

Р_н = 0,92 Вт

n_ном = 4500 об/мин

М_ном = 1,96 Нмм

М_п =5,4Нмм

Т = 2000 ч

m = 0,08 кг

Jp=0,02

5.2.Определение общего числа передаточного отношения i_o.

Общее передаточное отношение , где частота вращения в оборотах в минуту, где

, тогда

5.3. Выбор схемотехнического состава элементов ЭМП.

Требуемое передаточное отношение кинематических цепей можно реализовать с помощью разных схемотехнических элементов.

Тип передачи определяется методом перебора известных передач. Исходя из заданной компоновочной схемы ЭМП, имеющей один входной и один выходной валы, параллельные между собой, целесообразно применить цилиндрическую передачу.

Рассчитаем оптимальное число ступеней. Так как для проектируемого привода основными критериями будут быстродействие, точность, небольшие габариты, то есть конструкция должна удовлетворять одновременно нескольким требованиям, то оптимальное число ступеней рекомендуется определять по критерию минимальных габаритов, а передаточные отношения ступеней назначать по возрастающей к последней.

Таким образом, ; Исходя из того, что нам нужно выдержать заданную точность, а это можно сделать только при минимально возможном количестве ступеней, выберем n =4.

5.4. Выбор потенциометра

Исходя из того, что привод следящий и необходимости поставить потенциометр как можно ближе кинематически к выходному валу, а угол поворота ОЭ равен 1080^о рассмотрим возможность применения потенциометра ППМЛ с углом поворота φ = 5400^о. Рассматриваемый потенциометр можно будет поставить на четвертый вал: .

5.5. Расчёт параметров ограничителя движения

В качестве ограничителя движения рассмотрим возможность применения передачи винт-гайка. Возьмем передачу, в которой вращательное движение винта преобразуется в осевое движение гайки (винт в осевом направлении не подвижен).

Будем размещать ограничитель движения в плоскости, перпендикулярной оси вращения соответствующего вала.

Тогда для передачи движения используем коническую передачу с передаточным отношением, равным единице.

При повороте винта на угол гайка поступательно переместиться на величину , где t – ход, , где z – число заходов, p – шаг.

Возьмем z =1,25, p = 0,6, тогда =0,75 мм.

Ходовая гайка имеет толщину В = 4 мм.

Предельное перемещение кнопки микровыключателя ∆= 0,5мм.

Длина перемещения ходовой гайки L = l+B+2∆ = 45+4+1 = 50мм.

Произведем геометрический расчет конического колеса.

Так как угол между осями колес 90⁰ , то углы делительных конусов

Возьмем числа зубьев , внешний окружной делительный модуль m_te = 0,7 мм., тогда:

Внешние делительные диаметры =14,7 мм.

Диаметр вершин мм

Ширину зуба рекомендуется выбирать в пределах (5…10) возьмем мм

Высота зуба мм

Внешнее конусное расстояние мм

Внешняя высота головки зуба мм

Внешняя высота ножки зуба где с* - коэффициент радиального зазора при 0,5 ≤ m ≤ 1, с* = 0,35. Таким образом,

Угол ножки зубьев

Угол головки зубьев

Угол конуса вершин

Угол конуса впадин

Рассчитаем моменты ограничителя

, где - усиление полезного сопротивления, средний диаметр резьбы, угол подъема винтовой линии, - приведенный угол трения.

В качестве переключателя для передачи винт-гайка возьмем переключатель МП-15, для него усиление, необходимое для обеспечения прямого срабатывания равно 1,5Н, то есть =1,5Н.

Для резьбы приведенный угол трения где f – коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки, α –угол профиля резьбы, α=60⁰

Выберем материалы для передачи винт-гака:

Для винта возьмем Сталь 45, для гайки – Бр. ОФ10-1, коэффициент трения сталь-бронза ОФ равен 0,1.

Таким образом,

5.6. Кинематический расчет ЭМП

При проектировании ЭМП требуемое передаточное отношение можно реализовать различными способами. Разобьем общее передаточное отношение по ступеням возрастающей к выходному валу, учитывая передаточное отношение последней ступени. Получим:

i₁₂ = 3;

i₃₄ = 3,15;

i₅₆ = 4

i₇₈ =5

Определим числа зубьев элементарных передач.

Выберем числа зубьев шестерней:

, , .

Тогда:

Проверяем допустимость подобранных колес:

Погрешность при этом:

следовательно, числа зубьев выбраны верно.

5.7.Расчёт статических моментов.

КПД цилиндрической передачи

КПД подшипников

Назначим

5.8.Проектный расчет зубчатых колес на прочность.

Цель этого расчета: определить модули зацепления элементарных передач. Так как в разрабатываемой конструкции используется открытый тип передач, то проектным расчетом является расчет зубьев на изгиб.

При этом модуль зацепления выбирается по менее прочному колесу зубчатой элементарной передачи, исходя из

(для цилиндрических прямозубых и косозубых передач),

где

К_m – коэффициент для прямозубых колес, К_m =1,4 для прямозубых колес;

M – суммарный приведенный момент;

Y_F – коэффициент формы зуба;

K_ – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса;

K_ = 1,5 при постоянной нагрузке, скоростях v < 15 м/с, твердости зубьев HB < 350

z – число зубьев рассчитываемого колеса;

ψ_bm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю (ψ_bm = 3…16).

Выбираем ψ_bm = 8.

[σ_F] – допускаемое напряжение изгиба.

Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:

, где

K_FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, так как передача реверсивная, то выбираем K_FC = 0,65;

Характеристики

Список файлов курсовой работы