Состав изделия и принципы взаимодействия его элементов



Скачать 205.28 Kb.
Дата06.11.2016
Размер205.28 Kb.
Содержание

  1. Введение …….…….…….…….…….…….…….…….…….…….….….…..5

  2. Состав изделия и принципы взаимодействия его элементов…….…….….6

  3. Выбор электродвигателя для электромеханического привода (ЭМП) ….8

    1. Выбор типоразмера электродвигателя……………………………..…8

    2. Разработка кинематической схемы механизма ЭМП…………….….9

    3. Силовой  расчет (расчет моментов в кинематической цепи ЭМП)..10

    4. Расчет скоростей……………………………………………………..11

    5. Расчет зубчатых передач на прочность……………………………..12

    6. Геометрический расчет зубчатых колес…………………………….14

    7. Проверочные расчеты спроектированного ЭМП…………………..15

      1. Уточненный расчет моментов, действующих на валах……15

      2. Проверочный расчет на прочность………………………….17

      3. Проверочный расчет ЭМП на быстродействие………….…17

    8. Проверочные расчеты ЭМП на точность……………………………18

      1. Расчет суммарной кинематической погрешности методом максимума-минимума…………………………….18

      2. Расчет суммарной погрешности мертвого хода……………20

  4. Расчет валов и подбор шарикоподшипников……………………………..21

  5. Расчет параметров муфты………………………………………………….24

  6. Расчет цепи передачи выходной вал – потенциометр……………………26

  7. Расчет размерной цепи……………………………………………………..27

  8. Список использованной литературы………………………………………29

1. ВВЕДЕНИЕ


Настоящая расчетно–пояснительная записка распространяется на разработку привода отработки положений объекта, предназначенного для использования в системах определения аэродинамических характеристик объектов в аэродинамических трубах, для исследования аэродинамических свойств объектов (например, обтекаемость) или их моделей как в статическом (неподвижное положение объекта), так и в динамическом (положение объекта в потоке изменяется) режимах.

Электромеханический привод, располагается вне полости аэродинамической трубы, передает через безлюфтовую соединительную муфту вращение по определенной программе входному валу объектодержателя аэродинамической трубы. Электродвигатель передает вращение выходному валу, которое контролируется элементами механической защиты, срабатывающими при предельных углах поворота выходного вала.


2. Состав изделия и принципы взаимодействия его элементов
Изделие представляет собой модуль, состоящий из корпуса с установленными в нем электродвигателем, зубчатым редуктором, элементами механической защиты и потенциометром.

Электродвигатель 1 (ЭД) типа ДПР-62-Н1-03. ЭД служит для передачи вращательного движения выходному валу. При этом на вал двигателя насаживается шестерня (зубчатое колесо 19) и закрепляется при помощи гайки 3 ГОСТ 118771-80. Движение передается через зацепление зубчатых колес 19 и 20 на вал 27, на котором нарезаны зубья; затем через зацепление колес 21 и 27 на вал 28, который подобен валу 27; потом через зацепление колес 22 и 28 на вал 29; затем через зацепление колес 22 и 23 на выходной вал 30, на котором находится предохранительная фрикционная муфта. Муфта состоит из двух фрикционных дисков 34 и трех дисков 35, которые совместно с шайбой 14 насаживаются в пазы выходного вала 30. Трение между дисками обеспечивается при помощи сжатия пружин 33, которые находятся между обоймой 32 и барабаном 36. Момент предохранения выставляется или регулируется с помощью фиксирующей шайбы 8 и гайки 3. Поворот выходного вала регистрируется потенциометром, причём через согласующую пару зубчатых колес 24 и 25. Колесо 24 расположено на выходном валу и имеет форму сектора. Поворот выходного вала через зацепление колес 24 и 25 (колесо 25 расположено на валу потенциометра, зафиксировано с помощью гайки ГОСТ 118771-80 и имеет форму сектора) передается на вал потенциометра, с которого в свою очередь снимаются показания о значении угла поворота. Угол поворота выходного вала ограничивается ограничителем 31 или самой крышкой 17, которая спроектирована таким образом, чтобы отчасти служить ограничителем.

При этом предусматривается, что сигнал о необходимости отключения двигателя при превышении допустимого угла поворота будет передаваться на двигатель с помощью специальных электрических схем или через узлы вычислительных контролирующих систем от потенциометра.

Все выше перечисленные элементы находятся в корпусе изделия и закрепляются с помощью крышек: крышка 16, крышка верхняя 17, крышка нижняя 18. Двигатель вставляется в отверстие корпуса по переходной посадке. Все валы имеют опоры с трением скольжения: на валах 27 и 28 – шарикоподшипники 9 ГОСТ 8338-75 типа 2000083, на валу 29 – шарикоподшипники 10 ГОСТ 8338-75 типа 2000087, на выходном валу 11 ГОСТ 8338-75 типа 1000900. Крышка 16 крепится к корпусу винтами 6 ГОСТ 1491-80 М4*10, крышка нижняя 18 крепится к крышке 16 винтами 7 ГОСТ 1491-80 М3*5, крышка верхняя 17 крепится к корпусу винтами 7. Потенциометр закреплен на крышке верхней 17 с помощью пластин 26 и винтов 4 ГОСТ1491-80 М2*3.

Зубья колес и подшипники смазываются смазкой ОКБ1-22-7. Винты ставятся на эмаль ХСЭ6. Элементы изделия покрыты антикорродийными покрытиями.
3.Выбор электродвигателя для электромеханического привода (ЭМП)
3.1. Выбор типоразмера электродвигателя
Разрабатываемый ЭМП должен быть с одним выходом, т.е. будет иметь один выходной вал. Поэтому расчетную мощность двигателя определим по формуле:



Примем КПД, равный 0.9. Коэффициент запаса по мощности равен

Подставляя полученное выражение в предыдущую формулу, найдем Ртабл.

Наиболее подходит двигатель ДПР – 62 – 03, у которого Р=26 Вт, U=27 В, Мп=150 Н.м, п=4500 об/мин, Тэм=12.9 мс, масса 390 г, Iя=35.3 г.см2 .


3.2. Разработка кинематической схемы механизма ЭМП
Общее передаточное отношение равно

Использование в отдельности методов расчета кинематических параметров многоступенчатых зубчатых механизмов с цилиндрическими колесами в данном случае не желательно из-за того, что в том или ином случаях будут доминировать отдельные факторы (большие габариты, большое межосевое расстояние, большая масса и т.д.). Поэтому зададимся числом ступеней (примем n=4) и проведем дальнейший подбор колес, опираясь на данные справочных материалов – зависимость передаточного отношения ступени от номера ступени.

В дальнейшем нечетными номерами будем обозначать всё, что относится к шестерням, а четными – к колесам.

Примем:


Таким образом, общее передаточное отношение подобранных колес меньше ранее рассчитанного, но отличие составляет меньше двух процентов, т.е.




3.3. Силовой расчет (расчет моментов в кинематической цепи ЭМП).
Задача расчета заключается в определении крутящих моментов, действующих на каждом валу. Приведение моментов ведется от выходного звена к двигателю последовательно от передачи к передачи. Зададимся значениями КПД подшипников и КПД передачи .

Приведение суммарного момента к входному валу – валу двигателя:



По предварительной проверке видно, что двигатель подходит.

Выполним приведение статического момента к входному валу (т.е. без учета динамического момента Мдин=I*E).

Выполним приведение динамического момента к входному валу Мдин=I*E=6.5Нм.




3.4. Расчет скоростей
Для дальнейших расчетов необходимо определить хотя бы порядок скоростей в ступенях ЭМП. Известно, что

Приведем угловую скорость к входному валу и потом определим линейные скорости.



Линейные скорости при равномодульных передачах (принимается mi=1 – делается небольшой запас):



Можем видеть, что все линейные скорости меньше 5м/с.


3.5. Расчет зубчатых передач на прочность
Целью данного расчета является определение модулей зацеплений и размеров передач.

Из предыдущего пункта видно, что все скорости на валах меньше 6 м/с, поэтому, используя справочные материалы, выбераем следующие материалы:



  • для шестерней – Сталь45, HB=220,

  • для колес – Сталь35, НВ=200,

Расчет допускаемых контактных напряжений:




Допускаемые напряжения изгиба:



Определим модули зацеплений по формуле:




Чтобы приступить к расчету модулей, необходимо определить по какому элементу будем вести расчет (по колесу или по шестерне). Для этого сравниваются значения отношений



Расчет ведется по тому элементу, для которого это соотношение будет больше.

Таким образом, во всех случаях расчет ведем по колесу.



3.6. Геометрический расчет зубчатых колес


Целью данного расчета является определение основных размеров передачи и её элементов.

Для нашей передачи (цилиндрической с прямозубыми колесами) будем определять:




Результаты геометрического расчета представим в таблице.




m, мм

d1,2, мм

da 1,2, мм

df 1,2, мм

b2, мм

b1, мм

а, мм

Z1=20

0.3

6

6.6

5.4

----------

2.25

10.5

Z2=50

15

15.6

14.4

1.8

----------

Z3=20

0.3

6

6.6

5.4

----------

2.25

15

Z4=80

24

24.6

23.4

1.8

----------

Z5=19

0.5

9.5

10.5

8.5

----------

4.75

27.25

Z6=90

45

46

44

4

----------

Z7=19

0.8

15.2

16.8

13.6

----------

9.2

46.8

Z8=98

78.4

80

76.8

8

----------

3.7. Проверочные расчеты спроектированного ЭМП


Целью проверочного расчета является уточнение параметров разрабатываемого ЭМП и проверка по уточненным данным удовлетворения необходимым критериям.
3.7.1. Уточненный расчет моментов, действующих на валах
При проектном расчете мы задавались приблизительным значением КПД цилиндрической передачи 0.98, теперь же по рассчитанным данным вычислим его уточненные значения.

КПД цилиндрической передачи зависит от:

-числа зубьев шестерни и колеса;

-приложенных моментов;

-параметров зубчатых колес;

-материалов колес;

-углового ускорения вращения колес.

Г
де к=2,..,5;



Занесём рассчитанные данные в таблицу.



Пара зацепления

Fк, Н

Ск

КПД

1-2

2.56

2.734

0.973

3-4

6.2

1.431

0.987

5-6

25.32

1.108

0.99

7-8

116

1.024

0.991

Откуда видно, что чем менее нагружена элементарная передача, тем меньше у нее КПД.

Значительное влияние на работу ЭМП оказывают динамические нагрузки. Поэтому, чтобы вычислить уточненный приведенный динамический момент, нам необходимо вычислить момент инерции вращающихся частей ЭМП.

Найдем значение приведенного к валу двигателя момент инерции всего ЭМП.Тогда

Уточненный приведеннный динамический момент равен



Уточненный приведенный статический момент равен



Таким образом, получаем



Откуда видим, что двигатель подходит по всем параметрам.


3.7.2. Проверочный расчет на прочность
Целью данного расчета является проверка выполнений условий выносливости:

Расчет будем выполнять по формуле:




3.7.3. Проверочный расчет ЭМП на быстродействие
Данный расчет заключается в определении времени разгона и времени выбега. Время разгона характеризуеися готовностью ЭМП к работе, а время выбега – время до полной остановки двигателя при снятии напряжения питания. Принимают, что время разгона tр=3Тэм (при w=0.95wном). Электромеханическую постоянную вычисляют по формуле

Время выбега вала двигателя определяется по формуле:



Угол поворота вала выходного звена за время выбега (угол выбега) определяется из соотношения:




3.8. Проверочные расчеты ЭМП на точность
Погрешность ЭМП будет определяться люфтовой (погрешность мертвого хода) и кинематической погрешностями.

Чтобы выполнить проверочный расчет на точность необходимо знать параметры передач, поэтому назначим 7-ю степень точности и вид сопряжения G (так как наш ЭМП должен работать в широком диапазоне температур) для всех составляющих.


3.8.1. Расчет суммарной кинематической погрешности методом максимума-минимума
Определим максимальные и минимальные значения кинематической погрешности элементарных передач по формулам:

Максимальные и минимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач в угловых единицах найдем по формуле: Результаты представим в виде таблицы.



Определим передаточные коэффициенты элементарных передач. Т.к. кинематические погрешности отнесены к ведомому колесу элементарной передачи, то передаточные коэффициенты рассчитывают между соответствующим ведомым колесом и выходным валом, на котором установлено выходное колесо.



Определим максимальную кинематическую погрешность передачи при условии поворота выходного вала на 360 градусов:

Но по заданию угол поворота выходного вала составляет не более 80 градусов, поэтому необходимо ввести поправочные коэффициенты.



По найденным углам поворота выбираем табличный коэффициент поправки:



Определим значения кинематических погрешностей элементарных передач, для чего умножим полученные значения максимальной и минимальной погрешностей на соответствующие поправочные коэффициенты.



Определим максимальную кинематическую погрешность передачи при условии поворота выходного вала на 80 градусов:



При анализе проведенных расчетов можно сделать выводы о том, что с уменьшением угла поворота выходного вала увеличивается точность передачи.


3.8.2. Расчет суммарной погрешности мертвого хода
Рассчитаем максимальные погрешности мертвого хода элементарных передач по формулам:Погрешности мертвого хода элементарных передач в угловых единицах найдем по формуле:

Результаты представим в виде таблицы.



Определим погрешность мертвого хода кинематической цепи по формуле:



Тогда суммарная погрешность передачи будет равна




4. Расчет валов и подбор шарикоподшипников
Основной целью данного расчета является определение диаметров валов из рсчетов на прочность и жесткость.

Для всех валов выберем материал

Рассмотрим вал 5 (выходной вал). Крутящий момент на валу М2=12,2Нм. С учетом коэффициента запаса по мощности примем момент, равный

МПР2= М2=1.2*12.2Нм=14,64Нм=14640нмм.

Приблизительное значение диаметра вала можно определить из соотношения


Реакции в опорах будем рассчитывать следующим образом.



В


вертикальной плоскости:

Эпюра изгибающих моментов:



В


горизонтальной плоскости:

Эпюра изгибающих моментов:



Таким образом, суммарный изгибающий момент равен



С
уммарные радиальные опорные еакции будут равны:





Производя аналогичные рассуждения для остальных валов, можно найти их диаметры и подобрать к ним шарикоподшипники. Т.к. все рассуждения остаются прежними, в основном изменяются значения, подставляемые в формулы, то считаю, что наиболее целесообразно привести уже рассчитанные значения.


Представим результаты в виде таблицы значений.


вала

dв, мм

dц, мм

D,мм

B,мм

подшип.

Мкр.,Нмм

dш,мм

2

4

3

7

2.5

2000083

164

1.59

3

5

3

7

2.5

2000083

636

1.59

4

9

7

14

4

2000087

2925

2.6

5

12

10

22

6

1000900

14640

3.96

5. Расчет параметров муфты


Проектирование предохранительной фрикционной муфты проводит по следующей схеме. После расчета диаметра вала d1 на прочность выбирают наружный диаметр фрикционных дисков. Обычно DH = (3…6)d1. DH приводят к значению, выбранному по ГОСТ 6636–69. Внутренний диаметр дисков d берут по диаметру вала d1 с учетом ступенчатой конструкции вала.

Число пар поверхностей трения


z = 8Мпр/p(D2Н - d2вн)Dср[p]fо,,

где Мпр – момент предохранения;



Dср=(DН + d1)/2;

[p] –допускаемое давление на трущихся поверхностях; fо – коэффициент трения покоя (0,3...0,8).Диски с выступами – шлицами на наружном диаметре изготавливают обычно из стали толщиной 0,5…1 мм с нанесением на трущиеся поверхности металлокерамики, а диски с пазами для зацепления со шлицами на валу – из закаленной стали такой же толщины без покрытия. Если по расчетам число поверхностей трения получается меньше единицы, то берут диски только из стали, уменьшают габаритные размеры муфты и ведут новый расчет. Больше восьми дисков брать не рекомендуется. Чтобы уменьшить число дисков, нужно или увеличить габаритные размеры муфты, или применить материалы с более высокими fo и [p].

Силу сжатия пружин определят по формуле Pпр= 2Mпр/ DсрZ fо.

Диаметр расположения центров гнезд под пружины Do = [(DH + d1)/2] + (2...4) мм .

Количество пружин m =pDo/(dотв + ); dотв = Dп+ 2 ·.

Поскольку предполагается ставить муфту на выходной вал, то по расчетам выходного вала на прочность его диаметр d1 =12мм, примем наружный диаметр фрикционных дисков DH = 3* d1=36мм.

Dср=(DН + d1)/2=(36+12)/2=24мм.

По таблице выбираем материал фрикционной пары – сталь-металлокерамика, коэффициент трения fo =0.8 и допустимое давление [p]=0.3 МПа.

Число пар поверхностей трения

Сила сжатия пружин равна

Диаметр расположения центров гнезд под пружины

Do = [(DH + d1)/2] + (2...4) мм=30+2=32мм.

Примем количество пружин равным m=6.

Тогда сила сжатия одной пружины при предварительной деформации будет равна Pпр1=P/m=63.3H.

Сила пружины Р3 при максимальной допустимой деформации .

Примем число рабочих витков пружины равным mвит=6.

Тогда сила сжатия одного витка будет равна Pвит=70.6/6=11.7H. По таблице выбираем наиболее подходящую пружину - №146, Pвит=11.8Н, dпров=0.5мм, Dпр=4.2мм, к=12.34Н/мм (где к – жесткость одного витка).


6. Расчет цепи передачи выходной вал – потенциометр
Потенциометр типа ПТП-2, его предельный угол измерений равен 330 град, а допустимый угол поворота вала равен 80 град. Поэтому передаточное отношение ступени равно

Выберем количество зубьев колеса на валу потенциометра и шестерни на выходном валу.



Материалы колес возьмем аналогичные, что и для колес всего редуктора, т.е. для шестерни Сталь 45, для колеса Сталь 35 (см. п. 3.5), расчет также будем вести по колесу.

Найдем модуль зацепления.

Геометрические параметры колес найдем по тем же формулам, что и в п.3.6.





m, мм

d1,2, мм

da 1,2, мм

df 1,2, мм

b2, мм

b1, мм

а, мм

Z1=22

0.8

17.6

19.2

16

----------

9.2

44.8

Z2=90

72

73.6

70.4

8

----------

7.Расчет размерной цепи


Размерная цепь – это совокупность взаимосвязанных размеров, образующих замкнутый контур и определяющих взаимное расположение поверхностей и осей одной детали или нескольких деталей в сборке.

Рассмотрим размерную цепь для вала. Для регулирования осевого зазора предусмотрены компенсаторы в виде прокладок. Известны номинальные размеры, составляющие размерную цепь, рассчитаем предельные толщины компенсатора.



Номинальные размеры:



Будем использовать метод равных допусков.

1.Найдем средний допуск.

2.По таблице допусков и величине номинального размера находим квалитет, допуск которого приблизительно равен среднему допуску. Данные будем заносить в таблицу по мере расчета.



3.Проверим правильность выбора квалитетов.



4.Расположение полей допусков (3-й столбец таблицы): h – для охватываемых поверхностей, Н – для охватывающих поверхностей.

5.Вычислим предельные значения и предельные отклонения для замыкающего звена.

Диаграмма замыкающего размера: на верхней – допускаемые пределы размера (исходные данные), на нижней – расчетные.



Как видно, результаты не совсем удовлетворяют заданным, поэтому необходимо провести корректировку решения.

Попробуем изменить некоторые размеры, т.е.

Проверим:



Как видно, коррекция обеспечила заданные условия, т.е. размеры компенсатора удовлетворяют исходным данным, поэтому в дальнейшей коррекции нет необходимости.


8. Список использованной литературы





  1. О.Ф. Тищенко, Н.П. Нестерова и др. «Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование» Ч1, Ч2 :под ред. О.Ф. Тищенко. –М.: Высш. школа, 1978.

2. Кокорев Ю.А. и др."Расчет электромеханического привода" учеб. пособ. М. МГТУ 1995

3. Кокорев Ю.А. "Проектирование корпусных деталей приборов" учеб.пособ. МВТУ 1980



4. Буцев А.А., Еремеев А.И., Кокорев Ю.А. "Атлас конструкций ЭПУ" М. Машиностроение 1982





База данных защищена авторским правом ©bezogr.ru 2016
обратиться к администрации

    Главная страница