Домашняя работа “Расчет электромеханического привода (ЭМП)” (стр. 4 )

Jt min= Jn min/(cosα*cosβ)= Jn min/cos200,

где – минимальное значение мертвого хода,

– минимальное значение гарантированного бокового зазора соответствующей передачи, =16

α – угол профиля исходного контура, α=200,

β – угол наклона боковой стороны профиля, β=0.

=17.03

+,

где – максимальное значение мертвого хода,

ЕНS1,2 – наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса,

14 16 мкм

ТН1,2 – допуск на смещение исходного контура шестерни и колеса,

ТН1=28, ТН2=32

fa – допуск на отклонение межосевого расстояния передачи, fa =мкм

+=58.62

Определение угловой погрешности элементарной передачи.

Минимальные и максимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач:

, , где

z2j – число зубьев ведомого колеса

m – модуль передачи, мм

Рассчитаем максимальные и минимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач для числа зубьев z2 = 59.

Djimax = 20.48

Djimin = 13.37.

Значение кинематической погрешности:

, где:

Кj – коэффициент, учитывающий зависимость кинематической погрешности рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота ее выходного колеса.

Кj = 0.5, т. к. угол поворота выходного вала по условию составляет 180° [1].

Передаточный коэффициент j-й элементарной передачи:

Рассчитаем коэффициенты передачи для ступеней

1/3,35*8*8=0,00466

1/8*8=0,015625

1/8=0,125

1/8=0,257

Определим максимальную кинематическую погрешность передачи по формуле:

0,00466*53,32+0,015625*24,79+0,125*8,78+5,033*1=6,06’ тут подгонка (но она не моя а тохина, я одну циферку изменила)

Минимальное значение мертвого хода:

, где

jn,min – минимальный боковой зазор между зубьями по общей нормали к профилям, выбирается по таблицам [1].

6.05 тут жесткая подгонка (в числителе не тот j!!)

D ==8.48

D=D+D=6.06+8.48=14.54<- cледовательно, результаты расчета на точность приемлемы и механизм будет обеспечивать заданную точность.

Разрабатываемый ЭМП удовлетворяет требуемому условию точности.

8. Проверочные расчеты проектируемого привода

8.1 Уточненный силовой расчет и проверка правильности выбора электродвигателя

Проверим выполнение следующих условий:

, где

Mп – пусковой момент двигателя

Mн – номинальный момент двигателя

, – уточненные статический и динамический момент нагрузки, приведенные к валу двигателя, соответственно.

Статический момент: , где

hподш – КПД подшипников

hподш =0,98

hц – КПД цилиндрических прямозубых передач

, где

f – коэффициент трения

f = 0,06 для колес из закаленной стали

en – коэффициент перекрытия

en = 1,5

с – коэффициент нагрузки

, где

F – окружная сила

.

Найдем момент на колесе выходного вала:

Нּмм

Формула для нахождения момента на других колесах с учетом потерь на трение в зацеплении и в подшипниках:

Найдем КПД всех элементарных передач. Расчет будем вести от выходной пары.

Табл. 8.1. Расчет КПД элементарных передач

	5	4	3	2	1
F, H	51	17	6	2	0.6
C	1.05	1.16	1.44	2.26	4.8
ηцi	0.99	0.988	0.985	0.973	0.95

Найдем общий КПД редуктора:

Приведенный к валу двигателя уточненный статический момент:

(Нּмм) < Mном

По статическому моменту двигатель выбран правильно.

Динамический момент: , где

ε – требуемое угловое ускорение вала двигателя

, где

εн – требуемое угловое ускорение нагрузки

Jпр – приведенный к валу двигателя момент всего ЭМП, кгּм2

, где

Jр – момент инерции вращающихся частей двигателя,

Jр=0,57ּ10-6 кгּм2

Jн – момент инерции нагрузки,

Jн = 0.5 кг·м2

Jрпр – приведенный момент инерции ротора

Момент инерции каждого звена:

, где

d – диаметр звена

b – толщина звена

ρ – плотность, г/см3

ρ =7,85 г/см3

J=π*b*p*d4*10-12/32=0.77*10-12*b*d4,

d – диаметр звена, мм,

b – толщина, мм,

р – плотность, г/см3, рколес=ршестерен=7,85 г/см3

	1	2	3	4	5
J, 10-12	69370	69370	69370	69370	85580

МДПР= JПР*ε=(0,5)*5*300 = 750 Н*мм

М*СТ. ПР+М*Д. ПР = 755,2 Н*мм

755,2(Нּмм) <11800(Нּмм)

Проверка выполняется, т. е. по динамическому моменту двигатель выбран правильно.

8.2. Проверочные расчеты на прочность

Проверка прочности зубьев на контактную и изгибную прочность.

Контактные напряжения, действующие на зубчатые колеса

,

изгибные напряжения, действующие на зубчатые колеса

, где

i12 – передаточное отношение ступени

M2 – момент на колесе

a – межосевое расстояние

b – ширина зубчатого колеса

Т. к. ширина колеса меньше ширины шестерни, то при расчетах на прочность используем ширину колес b = 5,6 мм

K – коэффициент расчетной нагрузки

Kконт = KHVKHβ при расчете на контактную прочность

Kизгибн = KFVKFβ при расчете на изгибную прочность

KHV, KFV – коэффициент динамической нагрузки

Модули упругости материалов шестерни и колеса Е1=Е2=2,1*105 Мпа

Ка=0,82*=0,82*=48

[σн]=1708 МПа

σн1= 13,2 МПа – для первой шестерни

σн5= 215 МПа – для выходного колеса

Следовательно, σн ≤ [ σн ].

Проверка на изгибную прочность выполняется.

б) проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках.

Должно выполняться условие:

σн мах=σн* ≤ [ σн ]мах

Кпер – коэффициент перегрузки

σн – контактное напряжение

Кпер=Мпуск/М

Кпер=11800/420 = 28

Так как максимальная нагрузка идет на выходном валу, то по нему и буду считать:

σн мах= 215 * 5,3 = 1139

[ σн ]мах= 2,8 * σт

[ σн ]мах= 2,8 * 630 =1764 Мпа – для шестерен

[ σн ]мах= 2,8 * 590 =1652 Мпа – для колес

1139 < 1652

Все проверки сделаны.

Список литературы

1.  , , Расчет электромеханического привода. М.: Издательство МГТУ им. , 1995, 132 с.

2.  Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко . Школа. 1982, ч.1, ч.2.

3.  , , Расчет и конструирование валов и осей приборов. Учебное пособие по курсовому проектированию по курсу «Элементы приборных устройст». Под ред. М.: Издательство МГТУ им. , 1980, 46 с.

4.  , , и др. Атлас конструкций ЭМП. Под ред. Тищенко , 1982.

5.  , Лекции по Основам Конструирования Приоборов. МГТУ им. Баумана, 2009.