Проектирование конструкции механизма линейных перемещений

Вид общийРЛ5.84.00.00 ВО

Вал в сбореРЛ5.84.01.00





Муфта в сбореРЛ5.84.06.00

ВалРЛ5.84.06.01

Крышка в сбореРЛ5.84.10.00

ВтулкаРЛ5.84.06.02

Вал-шестерняРЛ5.84.05.01

КолесоРЛ5.84.05.02









ПодшипникиГОСТ 8338-75

Колесо-Гайка в сборе

РЛ5.84.08.00

Колесо-ГайкаРЛ5.84.08.01

ПодшибникиГОСТ 8338-75

СтаканРЛ5.84.00.02

ВтулкаРЛ5.84.00.03

Крышка винта в сборе

РЛ5.84.09.00

ШтифтГОСТ 3128-70










Двигатель в сборе

РЛ5.84.07.00

ШестерняРЛ5.066.07.01

ГайкаГОСТ 5916-70

ШайбаГОСТ 11371-78

ДвигательДАТ 32461

ПодшипникРЛ5.84.06.04

ПолумуфтаРЛ5.84.06.05

ШтифтыГОСТ 3128-70

ШпонкаГОСТ 2360-78

Кинематическая Схема

РЛ5.84.00.00 СKСборка общаяРЛ5.84.00.00 СБ

Схема деления на составные части

РЛ5.84.00.00 СС

Таблица составных частей

РЛ5.84.00.00 СП


ПружинаРЛ5.84.06.06

ШестерняРЛ5.84.06.07

ВинтРЛ5.84.00.01

Крышка винтаРЛ5.84.09.01

УголкиГОСТ 13737-90

КорпусРЛ5.84.00.04

ГайкаГОСТ 5916-70

ШайбаРЛ5.84.00.05

ГабаритныйРЛ5.84.00.00 ГЧ

Микровыключатели

Д-301

ВинтыГОСТ 1491-80

ГайкиГОСТ 5916-70

ШпонкаГОСТ 23360-78

ШтифтыГОСТ 3128-70

Масса МасштабИзм. Лист № докум. Подп. Дата

Лит.

Разраб.Пров.Т.контр. Лист Листов

Н.контр.Утв.

РЛ5.84.00.00 СС

Схема деленияна составные части

СимкинНарыкова

1

Механизм линейных перемещенийМГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.00.00ССКопировал Формат A3

Г-Г (2:1)

Д Д

E-E (4:1)

Ç50 H7/h6

M8

8

10,8js7 10,8js7 9,3js7 9,3js7 12,4js7 16,4js7

24,6js7

Ç1N7

/h6

Ç6 H7/l0

Ç2 L0/k6Ç20 L0/k6

Ç32 H7/l0

Ç17 L0/k6

Ç30 H7/l0

Ж Ж

150

80292

123456

7

8 9

З

З

10

11

12

1314

15

16

171819

20

21

2228

2930

31

33

34

35

23

43

24

25

26

27

37

38

39

40

32

36

85

44

В

В

А Б

Е

Е

Ç2 N7/h6

В-В (2:1)Г

Г

А

60±0

,03

75±0,03

Б

Д-Д (2:1)

Ж-Ж (2:1)

Ç6 H7/k62 R8/h8

2 Js9/h8

5 Js11/h10

5 R10/h10Ç16 H9/k7

41

42

Технические требования:

1. ЭМП должен вращаться плавно, легко, без затиранийи бесшумно.

2. Термообработка колес и шестерен - отжиг, закалка, отпускТвердость зубьев колес HB 200...250Твердость зубьев шестерен HВ 200...250

3. Смазать зубчатые колеса ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-740,3-0,5 грамм на зуб.

4. Смазать подшипники ВНИИНП-257 ГОСТ 1605-705. Осевой зазор подшипников регулировать набором

прокладок t=0,05...0,2 мм, устанавливаемых поднаружное кольцо

6. Винты ставить на эмаль ХСЭ6 красного цвета.7. Покрытие деталей - антикоррозийное по специальной

инструкции.8. Все колеса установлены на вал по посадке Js7/k6

и заштифтованы по посадке N7/h69. Посадки всех шарикоподшипников:

- внутренние L0/k6- наружные H7/l0

10. Транспортировка производится в любой таре11. Хранить в сухои помещении12. Проверить на соответствие технического задания на

специальном стенде:Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*сХод выходного звена S = 90 мм

Техническая характеристика:

Сила на выходном звене F = 400 НСкорость движения выходного звена V = 0.014 м*сХод выходного звена S = 90 ммНапряжение питания двигателя U = 200 ВЧастота питающего тока двигателя f = 50 ГцТемпература эксплуатации -20...+40 о

Ç3 Js7/k6

26 H7/k7

56

110

300

З-З (4:1)

Ç1,5 N7/h6


Лит.



1:11

Вид общий

РЛ5.84.00.00 ВО

Механизм линейных перемещений


МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.00.00ВОКопировал Формат A1

Г-Г (2:1)

Д Д

E-E (4:1)

Ç50 H7/h6

10,8js7 10,8js7 9,3js7 9,3js7 12,4js7 16,4js7

24,6js7

Ç6 H7/l0

Ç2 L0/k6

Ç32 H7/l0

150

80292

10

54321

12

11

8

14

9

7

13

1520

6

16

17

18

19

22

85

21

M8

8

Ç30 H7/l0

В

В

А Б

Е

Е

Ç2 N7/h6

В-В (2:1)Г

Г

60±0

,03

75±0,03

Ж

Ж

А Б

Д-Д (2:1)5 Js11/h10

5 R10/h10Ç16 H9/k7

Технические требования:

1. Обеспечить плавность хода и бесшумность работы.2. Смазать зубчатые колеса ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74

0,3-0,5 грамм на зуб.3. Смазать подшипники ВНИИНП-257 ГОСТ 1605-704. Осевой зазор подшипников регулировать набором

прокладок t=0,05...0,2 мм, устанавливаемых поднаружное кольцо

5. Винты ставить на эмаль ХСЭ6 красного цвета.6. Покрытие деталей - антикоррозийное по специальной

инструкции.7. Проверить на соответствие технического задания на

специальном стенде:Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*сХод выходного звена S = 90 мм

Техническая характеристика:

Сила на выходном звене F = 400 НСкорость движения выходного звена V = 0.014 м*сХод выходного звена S = 90 ммНапряжение питания двигателя U = 200 ВЧастота питающего тока двигателя f = 50 ГцТемпература эксплуатации -20...+40 о

26 H7/k7

56

110

300

Ж-Ж (5:1)

Ç2h12(-0,1)

3,5


Лит.



1:11

Сборка общая

РЛ5.84.00.00 СБ

Механизм линейных перемещений


МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.00.00СБКопировал Формат A1

300

150

Технические характеристики

1. Сила на выходном звене F = 400 Н2. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*с3. Ход выходного звена S = 90 мм4. Двигатель - ДАТ32461 однофазный.

напряжение питания 200 Вчастота напряжения 50 Гц

5. Условия эксплуатации - УХЛ4.16. Степень защиты IP447. Транспортировка и хранение в заводской таре

любым видом транспорта8. Обращать внимание на предупредительные надписи.9. Максимально допустимые нагрузки 3g.

70

60±0

,03

75±0,03

Б

Б

10. Условия хранения - закрытые

11. Неуказанные предельные отклонения по ± IT142

t = -40 ... +50 Cокружающейсреды

Б-Б (5:1)

А

Ç2 H7

3,5А (2,5:1)

M8

8


Лит.



1:11

РЛ5.84.00.00 ГЧ

Габаритно-монтажныйчертеж



в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.00.00ГЧКопировал Формат A2

Двигатель ДАТ32461P = 25 Вт n = 5100 об/мин

Мном = 490*10-4

Н*м

Мпуск = 784*10-4

Н*м

U = 200 В f = 50 Гц

Входной вал

Z1=30; m=0,3

1

Z2=42; m=0,3

Z4=42; m=0,3

2

Z6=42; m=0,3

Z3=30; m=0,3

Z8=42; m=0,3

Z5=20; m=0,33

Z7=20; m=0,3 Z9=20; m=0,4

4

Z12=62; m=0,4

Z10=42; m=0,4

V

Z11=20; m=0,4

VI

Z13=20; m=0,6

Выходной вал

Z14=20; m=0,6

Технические характеристики

1. Общее передаточное отношение i0 =174

2. Сила на выходном звене Fвых = 400 Н

3. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*с4. Ход выходного звена S = 90 мм5. Двигатель - ДАТ32461 однофазный, 50 Гц.6. Мощность 25 Вт.7. Подшипники качения N10000092 ГОСТ 8338-75

VII

Мпр = 342.26 Н*мм

VIII

S = 90мм

Fвых = 400 Н


Лит.



1:11

РЛ5.84.00.00 СК

Кинематическая схемаСимкинНарыкова


в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.00.00СККопировал Формат A2

Ç17,6h

7

65*

Ç1 N7/h6

Ç6H7

Ç2L0

/k6

Ç2L0

/k6

Ç6H7

Z10=42; m=0,4

Z11=20; m=0,4

Ç3Js

7/k6

* Размеры для справок1. Отверстие под штифт в позиции 4 сверлить в сборе.2. После сборки проверить на биения.

13 24

Ç8,8h7

0.02

30,0±0,25


Лит.



4:11

РЛ5.84.05.00 СБ

Вал в сбореСборочный чертеж



в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


65

Ç2k6

Ç2k6

Ç3k6

Ç8,8h7

0,25•45Å (4 фаски)

Ra 1,25

2,5h12

2,5h12

Ra 1,25

Ra2,5

Ra 1,25

7,5h12 5h12

Ra 2,5

Ra 2,5

А

А

0.02 A

Б В

0.02 В

0.02 Б

0.022 АБ0.040,05 А

0.04МодульЧисло зубьевУгол наклона зубаНаправление линии зубаНормальный исходный контурКоэффициент смещенияСтепень точности по ГОСТ 9178-81Делительный диаметрШирина зубчатого венца

mzb--x-db

0.4200

ГОСТ 9587-8107H8.05

А (5:1)1

Ç2 Ç1.7

R0,1

R0,05

45Å


Лит.



4:11

РЛ5.84.05.01

Вал-шестерняМеханизм линейных перемещений


Сталь 40Х ГОСТ 4543-71МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

РЛ5.84.05.01Копировал Формат A3

Rz 20 ( )

1. Данные для контролязубьев по нормам точностипо ГОСТ 9178-812. Твердость зубьев НВ 200-2503. Покрытие Химическое оксидирование4. Неуказанные предельныеотклонения размеров:охватывающих по H12,охватываемых по h12

остальных по ± IT122

А

А

А-А (2:1)

50h7

Ç60 js8

1 Js7/h6

1 R6/h6

Ç5 H7/k6

102*

56*

23 4 1 5

* Размеры для справокШестреню в позиции 1 посадить на двигатель в позиции 2 до упораи затем затянуть гайкой в позиции 3

2,5

4от

в.Ç4

,5H7


Лит.



2:11

Двигатель в сбореСборочный чертеж

РЛ5.84.07.00 СБ

СимикнНарыкова


в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


Ç20k

6

Tr12

x3-

7e

2,5•45Å

Ç24

0,5•45Å

Ç38,4h

10

2•45Å

2,5•45ÅÇ1

4

Ç17k

6

0,5•45Å

Ç20

4

7,5h12

7

34

62

* Размеры для справок

Ra2,5

Ra 2,5

A

0.04 A 0.022 A

mzb--x-db

МодульЧисло зубьевУгол наклона зубаНаправление линии зубаНормальный исходный контурКоэффициент смещенияСтепень точности по ГОСТ 9178-81Делительный диаметрШирина зубчатого венца

0.6620

ГОСТ 9587-8107H37.28

Ra 2,5

Ra 2,5

8h12


Лит.



4:11

РЛ5.84.08.01

Колесо-ГайкаМеханизм линейных перемещений


Бронза БрО10Ф1 ГОСТ 613-79МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


Rz 20 ( )

1. Данные для контролязубьев по нормам точностипо ГОСТ 9178-812. Твердость зубьев HВ 80-1003. Неуказанные предельныеотклонения размеров:охватывающих по H12,охватываемых по h12


А

A (5:1)

4,9

R0,5

Б

ББ-Б

Z12=62; m=0,4

Z13=20; m=0,6

Ç1 N7/h6

Ç4Js

7/k6

Ç2L0

/k6

Ç6H7

Ç1 N7/h6

2 Js9/h8

Ç6 H7/k6

L0 = 15

Ç3 H7/e7

Ç4 H8/s8

2 R8/h8

65*

Ç25,6

h7

* Размеры для справок1. Колесо в позиции 3 садится на подшипник в позиции 4.2. Затем садится на вал в позиции 1 до упора.3. Пружина устанавливается без предварительного прижатияL0 = 15 мм4. Отверстие под штифты в позиции 10 и 11 сверлить в сборе.

13

2

8

45 6 79

10

11

Ç2L0

/k6

Ç6H7


Лит.



4:11

Муфта в сбореСборочный чертеж


РЛ5.84.06.00 СБ


в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


Ra6.3

3,5*

l0 =15

l2 =12

F*

3 =125,1 Н

Ç17

Ra6.3

F2 =112,6 Н

l*

3 =11,8

АБ

0,62minÇ2,5*

0,25max

* Размеры для справок1. Модуль сдвига G = 78500 МПа2. Длина развернутой пружины L = 228 мм3. Число рабочих витков iр = 3.5

4. Число витков полное iп = 5

5. Шаг пружины t = 3,5 мм6. Направление навивки пружины - правое7. Поджато 3/4 витка, зашлифовано 3/4 дуги окружности8. Длина пружины при рабочей деформации l2 =12 мм

9. Длина пружины при максимальной деформации l3 =11,8 мм

0,6 АБ


Лит.



2:11

РЛ5.84.06.06

ПружинаМеханизм линейных перемещений


Проволка 65С2ВА-2,5 ГОСТ 14959-79МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


Rz 20 ( )

Ç20

Ç24

k7

Ç27±

0,08

Ç26

k7

Ç35±

0,08

Ç40

2от

вM1

10H74

660

4от

вÇ2

±0,005

А

Ra2.5

А (4:1)

M1

6

0,25•45Å1. Твердость HB 200...2202. Покрытие химическоеоксидирование3. Неуказанные предельныеотклонения размеров:охватывающих по H12,охватываемых по h12


Ra 2.5

Ra 2.5


Лит.



2:11

РЛ5.84.00.02

СтаканМеханизм линейных перемещений


Сталь 10 ГОСТ 1050-88МГТУ им. БауманаКафедра "РЛ5"Группы ИУ1-62Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

Спра

в.№

Перв

.при

мен.


Rz 40 ( )

РЛ5.84.00.00Изм. Лист № докум. Подп. ДатаРазраб. Симкин 18.04.08

Расчетно-пояснительнаязаписка

Лист ЛистовПров. Нарыкова

Лит.1 39


МГТУ им. Н.Э.БауманаГруппа ИУ1-62Кафедра "РЛ5"Ин

в.№

подл

.По

дп.и

дата

Взам

.инв

.№Ин

в.№

дубл

.По

дп.и

дата

18.04

.2008

Спра

в.№

Перв

.при

мен.

Копировал Формат A4

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Курсовой проект"Разработка конструкции

механизма линейныхперемещений "

РЛ5.84.00.00Лист

2Изм. Лист № докум. Подп. ДатаИнв.

№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Содержание

Содержание __

1. Техническое задание __1.1. Основная задача __1.2. Исходные данные __1.3. Дополнительные указания __1.4. Назначение и принцип действия ЭМП __

2. Предварительный выбор __2.1. Расчет мощности двигателя __2.2. Выбор двигателя __

3. Характеристики двигателя __

4. Кинематический расчет ЭМП __4.1. Определение общего передаточного отношения __4.2. Расчет числа ступеней __4.3. Кинематическая схема __

5. Предварительная оценка правильности выбора ЭМП __5.1. Крутящий момент на выходе, момент нагрузки __5.2. Определение крутящих моментов действующих на каждом

валу __5.3. Предварительная оценка правильности выбора

электродвигателя __

6. Кинематический расчет __6.1. Расчет числа зубьев шестерен и зубчатых колес __

7. Силовой расчет __7.1. Выбор материала и их механические характеристики __7.2. Расчет модуля на изгибную прочность __7.3. Расчет на контактную прочность __

8. Геометрический расчет __

9. Расчет муфты __9.1. Эскиз муфты __9.2. Расчет пружины __9.3. Эскиз пружины __

10. Расчет валов __10.1. Определение опорных реакций __10.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов __10.3. Определение прогиба валика __

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


11. Подбор подшипников __

12. Выбор материала корпуса __

13. Расчет передачи винт-гайка __13.1. Расчет передачи винт-гайка на прочность __13.2. Расчет передачи винт-гайка на устойчивость __

14. Расчет штифтов __

15. Расчет шпонок __

16. Проверка правильности выбора электродвигателя __

17. Расчет точностных характеристик привода __

Список литературы __

Приложение 1 __

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

1.1. Разработать конструкцию конструкцию механизма линейных перемещений попредложенной схеме (рис. 1) в соответствии с заданным вариантом.

1.2. Исходные данные для расчета электромеханического привода:

Таблица 1.ТипэлектродвигателяСила на выходномзвене F, НСкорость движениявых. звена V , м/с -1

Ход вых.звена S ,мм.Тип корпуса

Диаметр и шагвинта выходнойпары d/p , d и p вммКритерийпроектирования

Серия ДАТ

400

0,014

90

Литой

12/3

Максимум быстродействия

УсловияэксплуатацииСтепень защиты

Вид крепления косновномуизделиюВывод выходногоэлемента-винта

Вид выходногоконца

УХЛ4.1

IP44

Крепление с помощью ушек

С противоположной сторону

Резьбой

1.3 Дополнительные УказанияЛинейные перемещения выходного звена обеспечиваются с помощью передачи винт-гайка навыходе механизма. Для передачи винт-гайка использовать резьбу трапецеидальную,нормальную по СТ СЭВ 146-75.Число заходов винта z=1. При предварительном расчетепринять η=0,4.

1.4. Назначение и принцип действия ЭМПЭлектромеханический привод следящей системы состоит из:

-Двигатель типа ДАТ 32461, который крепится к корпусу. Вал двигателя вращается соскоростью 5100 об/мин, питается постоянным напряжением 200В частотой 50Гц;мощность двигателя Р = 25 Вт;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


-Редуктор состоит из семи ступеней, передаточное отношение которого равно 174. Вконструкции используют литой корпус, который состоит из крышки и корпуса, которыескреплены двум винтами и заштифтованы (части корпуса изготавливаются из сплаваАК7ч ГОСТ 1583-93);

-Фрикционная коническая муфта предназначена для предохранения привода от перегрузок.Когда момент нагрузки превышает максимальный, пружина сжатия сжимается, увлекая засобой полумуфту, в результате чего вал муфты перестает вращаться. Таким образом, небудет происходить передача момента большего допустимого на валы, во-избежании ихполомки;

-Механические ограничители и микровыключатели: при достижении винтом крайнегоположения срабатывает микровыключатель, который выключает двигатель. Механическийупор сделан для предотвращения большого давления на микровыключатель.

2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ЭМП

2.1 Расчетная мощность двигателя.

Pp дв =ξ*Pнη = ξ*

Fн * V

η = 1,5*400*0.014

0.4 = 1,5*5.6

0.4 = 1,5*14 = 21 Вт, где

Pн - номинальная мощность нагрузки, Вт;

Fн - статическая сила на выходном звене, 400 Н;

V - Скорость движения выходного звена, 0,014 м/с -1;ξ - коэффициент запаса мощности.

Примем ξ, выбрав значение из диапазона 1.2…2.5 для следящих приводов обычнойточности.

2.2 Выберем двигатель ДАТ32461

3. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ

3.1 Двигатель ДАТ 32461 имеет следующие характеристики:

3.1.1 Частота вращения, nном 5100 об/мин

3.1.2 Мощность, Pдв 25 Вт

3.1.3 Напряжение питания, U 200 В3.1.4 Частота питания 50 Гц3.1.5 Масса, m 0,58 кг

3.1.6 Номинальный момент, Мном 490*10-4

Н*м

3.1.7 Момент инерции, Jротора 9*10-6

кг*м2

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


3.1.8 Пусковой момент, Мпуск 784*10-4

Н*м

4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЭМП

4.1. Определение общего передаточного отношенияПо известным значениям скоростей на входе nдвиг и выходе nн определяем передаточное

отношение редуктора по формуле:

i0 =nдвигnн

, где nдвиг - частота вращения двигателя, 5100 об/мин

nн - частота вращения выходного вала редуктора

nн =2*π*Vp =

6.28*143 = 29.31 об/мин, где

V - скорость движения выходного звена, 14 мм/с -1;

p - шаг винта выходной пары, мм

i0 =5100

29.31 = 174

4.2 Расчет числа ступеней и распределение общего передаточного отношения поступеням в соответствии с заданным критерием проектирования ЭМП

Намечаем использовать в редукторе прямозубые цилиндрические колеса, при этом ихоси будут параллельны. Критерий расчета - максимум быстродействия.Рассчитываем число ступеней по следующей формуле:

nопт = 3*lg( i0 ) = 3*lg(174) = 6.72 ≈ 7

Выбираем число ступеней равным 7.Расчитаем передаточное отношение для каждой ступени в отдельности (см.

литературу [8], стр. 55-56)

iср =n√ i0 = 2.1;

i1 =4√ (2* iср ) = 1.4;

i2 = √ ( iср ) = 1.4;

in = i7 =i2

срi1

=2.1

2

1.4 = 3.1

in-1 = i6 =i2

срi2

=2.1

2

1.4 = 3.1

i3 = i4 = i5 = iср = 2.1

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


4.3 КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА

Двиг

ател

ьДА

Т324

61P

=25

Втn

=51

00об

/мин

Вход

ной

вал

Z1=3

0;m=

0,3

1

Z2=4

2;m=

0,3

Z4=4

2;m=

0,3

2

Z6=4

2;m=

0,3

Z3=3

0;m=

0,3

Z8=4

2;m=

0,3

Z5=2

0;m=

0,3

3

Z7=2

0;m=

0,3

Z9=2

0;m=

0,4

4

Z12=

62;m

=0,4

Z10=

42;m

=0,4

V

Z11=

20;m

=0,4

VI

Z13=

20;m

=0,6

Выхо

дной

вал

Z14=

20;m

=0,6

VII

М пр=

342.2

6Н*

мм

VIII

S=9

0мм

F вых

=40

0Н

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


5. Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя

5.1 Крутящий момент на выходе, момент нагрузки:

Мвых = Fа *d2 *tg(γ+ρ')

2 , где Fа - сила на выходном звене (осевое усилие) , Н

d2 = d - 0.5p = 12 - 1.5 = 10.5 мм - средний диаметр

резьбы;γ = 20° - угол подъема винтовой линии;

ρ' = arctg(f') = arctgf

cos(α/2)= arctg

0.1cos(30°/2)

=

5.9° - приведенный угол трения;где f = 0.1 - коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки;

α = 30° - угол профиля трапецеидальной резьбы;(формула - см. литературу [8])

Мвых = 400*10.5*tg(25.9°)

2 = 1019.7 Н*мм

5.2 Определение крутящих моментов действующих на каждом валу

Приведение моментов ведется последовательно от передачи к передаче поформуле (см. литературу [1])

M1 =M2

i12 * η12 * ηподш, где

M1 - искомый момент на ведущем звене;

M2 - известный момент на ведомом звене;

i12 - передаточное отношение передачи;

η12 - КПД передачи;

ηподш - КПД подшипников в которых установлен ведущий вал;

При предварительно расчете примем ηподш = 0.98; η12 = 0.98;

Момент на выходно зубчатом колесе равен моменту на винте и равен моментунагрузки:

Мвинт = Мвых = М8 = 1019 Н*мм

М7 =M8

i78 * η78 * ηподш=

10193.1 * 0.9604 = 342.26 Н*мм

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


М6 =342.26

3.1 * 0.9604 = 114.96 Н*мм

М5 =114.96

2.1 * 0.9604 = 57.0 Н*мм

М4 =57.0

2.1 * 0.9604 = 28.26 Н*мм

М3 =28.26

2.1 * 0.9604 = 14.01 Н*мм

М2 =14.01

1.4 * 0.9604 = 10.42 Н*мм

М1 =10.42

1.4 * 0.9604 = 7.75 Н*мм

Мы рассчитали статический момент нагрузки, приведенной к валу двигателя, нотак как исполнительный механизм работает в области нагрузок, измеряющихсяс малым ускорением, то расчет динамического момента нагрузки проводить небудем, то есть М∑пр

= Мпр ст

5.3 Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя

При оценке будем руководствоваться следующим условием (см. литературу [1]):Мпр ст ≤ Mном

где Мпр ст - статистический момент приведенный к валу двигателя, Н*мм

Мном - номинальный момент двигателя, 49 Н*мм

7.75 Н*мм < 49 Н*мм , что верно

6. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

6.1 Расчет числа зубьев шестерен и зубчатых колес.Необходимо определить количества зубьев на колесах и передаточные отношения

элементарных передач.Для цилиндрических зубчатых передач с нулевыми колесами внешнего зацепления

z1 выбирают в диапазоне 17...28, причём в нашем случае ( максимум быстродействия ) z1назаначем ближе к нижнему пределу.

Расчет общего передаточного отношения и расчет каждой ступени в отдельностипроизведен с помощью специальной программы (Программа расчета редкутора - РЛ5).В результате расчетов было выбрано 7 ступеней передаточных пар, что и проверелонаши предварительные расчеты. Результаты расчета сведены в таблицу 2.

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Таблица 2.

№ i zш zк1 1.4 20 28

2 1.4 20 28

3 2.1 20 42

4 2.1 20 42

5 2.1 20 42

6 3.1 20 62

7 3.1 20 62

Из конструктивных соображений увеличим количество зубьев первой и второйпередачи.

Z1ш = 30; Z1к = Z1ш * i1 = 42;

Z2ш = 30; Z2к = Z2ш * i2 = 42;

С учетом новых данных, в итоге получается Таблица 3.Таблица 3.

№ i zш zк1 1.4 30 42

2 1.4 30 42

3 2.1 20 42

4 2.1 20 42

5 2.1 20 42

6 3.1 20 62

7 3.1 20 62

Вследствие выбора колёс из стандартного ряда передаточные отношения могутизмениться. Поэтому появляется погрешность реального передаточного отношенияотносительно рассчитанного, которая не должна превышать 0.27%.

Проверяем:iф = ∏ ij = 1.4*1.4*2.1*2.1*2.1*3.1*3.1 = 174.4 - реальное передаточное отношение.

∆i =iф - ioio

=174.8-174.4

174.8 = 0,23 % относительная погрешность

Таким образом, выбор количества зубьев на колесах и число передач проведен успешно.

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


7. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ

7.1 Выбор материалов и их механические характеристики

Рассчитаем редуктор механизма линейных перемещений на изгибную прочность.Учитывая небольшие окружные скорости колес, материалом для изготовленияшестерн данной передачи у нас выбрана Сталь 40Х

Термообработка: отжиг, закалка, отпуск.σв = 1000 МПа - предел прочности;

σТ = 800-850 МПа - предел текучести;

ρ = 7.85 г/см3

- плотность;

E = 2.1 * 105МПа - модуль упругости первого рода;

α = (10.6-12.4)*10-6

1/С° - коэффициент линейного расширения;НВ общая = 200-250 - твердость;HRC поверхности = 50-55 - твердость поверхности;

Допустимые изгибные напряжения для шестерн и колес определяются по формуле:

[σF ] =σ-1n , где n = 1.7 коэффициент запаса

Предел выносливости для углеродистых сталей определяют по формуле:σ-1 = 0.43*σв

Т.к. шестерня и колесо у нас из одного материала следовательно:σ-1 = 1000 * 0.43 = 430 МПа

[σF ] =4301.7 = 253 МПа

Коэффициент YF (20) = 4.15, YF (62) = 3.73, т.к мы выбрали одинаковые материалы для

колеса и шестерни, следовательно расчет ведем по шестерне.

7.2 Расчет модуля на изгибную прочностьРассчитаем модули каждой элементарной передачи по формуле (см. литературу [1,4])

m ≥ Кm *3√ (

M * YF * K

z * Ym * [σF ]), где

Km = 1.5- коэффициент для прямозубых колес;

M - момент, действующий на рассчитываемое колесо;K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


z - число зубьев рассчитываемого колеса;Ym = 9 - коэффициент ширины зубчатого венца;

[σF ] - допускаемое напряжение при расчете на изгиб;

YF - коэффициент формы зуба (табличное значение).

Проведем расчет для последней, самой нагруженной передачи.

m ≥ 1.5 *3√ (

342.26 * 4.15 * 1.2520 * 9 * 253 ) ≈ 0.509

Выбранное значение модуля последней передачи 0.6 полностью подтвердилось расчетом.Следовательно остальные назначенные программой модули верны.

7.3 Расчет на контактную прочностьПроведем проверочный расчет зубьев на контактную прочность по формуле (см.

литературу [7]):

σH = √Mi *К * K

3α * (i12 + 1)

3

i2

12 * d2

i * bi

≤ [σH ]

гдеMi - крутящий момент на ведомом колесе, Н*мм;

K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки;di = m * Zi - диаметр делительной окружности ведомого колеса, мм;

bi = ψbm * m - ширина венца ведомого колеса, мм;

ψbm - коэффициент ширины зуба венца;

K3

α = 0.82 *3√ ( Kv * Eпр ), где

Kv = 1.1 (окружная скорость V < 15 м/с)

Eпр =2* E1 * E2E1 + E2

=2 * 2.1 * 10

5* 2.1 * 10

5

2.1 * 105+ 2.1 * 10

5 = 2.1 * 105

МПа -

приведенный модуль упругости первого рода;E1 и E2 - модули упругости первого рода, соответственно ведущего и ведомого

колес;

K3

α = 0.82 *3√ ( 1.1 * 2.1 * 10

5) = 50.31 (Н/мм

2)1/3

Тогда контактное напряжение на ведомом колесе:

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


σH7 = √(342.26 * 1.25 * 50.31

3* (3.1 + 1)

3

3.12* ( 0.6*20 )

2* ( 8 )

) ≈ 500 МПа;

[σH ] = 2.6 * 250 = 650 МПа - Допустимое контактное напряжение

σH7 < [σH ], т.к. 500 < 650 МПа

Таким образом, выбранные модули нам подходят и из условия изгибной прочности, и изусловия контактной прочности.

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


8. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Мы произвели с помощью той же программы, данные расчета указаны в Приложении №1Из конструкторских соображений мы увеличили ширину венца всех шестерн и колес.

(см. литературу [1])Формулы:

d =mz

cosβ - делительный диаметр, где β - угол наклона зубьев, колёса прямозубые

β = 0;

da =mz

cosβ + 2*m*(h'a + x) - диаметр выступов, где h'a = 1 - коэффициент граничной

высоты;х = 0 - коэффициент смещение производящего контура ( редкуктор

выполняется с нулевыми колесами);

df =mz

cosβ - 2*m*(h'a + c' - x) - диаметр впадин, где c' - коэффициент радиального

зазора,если m < 0.5, c' = 0.25; 0.5 < m < 1, с' = 0.35;

b = ψbm * m - ширина венца, где ψbm - коэффициент, равный отношению ширины

зубчатого венца к модулю для шестерн ψbm = 4;

dm =d1 +d22 - делительное межосевое расстояние;

ступеньm, ммdm , мм

-

z , мм

d, ммda , мм

df , мм

b, мм

10.310.8

ш309.09.68.24

к4212.613.211.83

20.310.8

ш309.09.68.24

к4212.613.211.83

30.39.3

ш206.06.65.24

к4212.613.211.83

40.39.3

ш206.06.65.24

к4212.613.211.83

50.412.4

ш208.08.87.05

к4216.817.615.74

60.416.4

ш208.08.87.05

к6224.825.623.64

70.624.6

ш2012.013.210.48

к6237.238.435.66

d d ad f

b

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


9. РАСЧЕТ МУФТЫ

Из конструктивных соображений, с целью уменьшения габаритов муфты возьмемфрикционную коническую муфту на 6 валу.

(см. литературу [3])

Fпр =Мкр * sin αRср * f , где Мкр = 342.26 Н*мм - крутящий момент на 6 валу,

α = 15° - половина угла при вершине конуса;Rср - средний радиус рабочей поверхности конусов, мм;

f - коэффициент трения поверхностей.Для рабочих поверхностей выберем материалы:Закаленная сталь по стали со смазкой.f = 0.08[p] = 0.6 МПа

Зададимся средним радиусом рабочей поверхности конусов.

Rср =D1 + D2

2 = 9.5 мм, где D1 и D2 - диаметры рабочих поверхностей.

Определяем ширину поверхности трения:

ψ =в

Rср= 0.6, ⇒ b = Rср * ψ = 9.5 * 0.6 = 5.7

D1 = 8 мм, D2 = D1 + 2*b*sin α = 11 мм

Определим F2 = Fпр =342.26* 0.259.5 * 0.08 = 112.60 Н - сила пружины, при кратковременных

перегрузках.

9.1 Эскиз муфты

Dср = Ç14,5мм

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


9.2 Расчет пружиныИз условий работы, выберем исходные данные. (см. литературу [3])Зададимся рабочим перемещением h = 3 мм.F1 = 0 Н ⇒ L0 = L1Материал изготовления пружины возьмем проволку 65С2ВА ГОСТ 14959-79Пужина устанавливается без предварительной деформации:L0 = L1 = 15 мм - длина пружины в свободном состоянии.

Диаметр проволки определяем из условий прочности:

dпр = √(8 * Fпр *с* Кτ

π*[ τ ]);

Примем с = 11, т.к. пружина нужна очень жесткая, для обеспечения необходимой силы.

Кτ =4*с + 2

4*с - 3 = 1.12 - коэффициент увеличения напряжения на внутренней стороне;

G = 7.85 * 104МПа - модуль упругости второго рода;

[τ] = 960 МПа - допустимое напряжение кручения;

dпр = √(8 * 112.6*11* 1.12

3.14* 960 ) ≈ 2.5 мм - диаметр пружины;

Dср = c * dпр = 14.5 мм - средний диаметр пружины;

D = Dср + dпр = 17 мм - наружный диаметр пружины;

Осевая податливость одного витка:

λ =8 * c

3

G * dпр≈ 0.9 мм;

Количество рабочих витков:

ip =H0 - ψ * Dср

dпр=

15 - 0.5 * 14.52.5 = 3.5.

Полное количество витков iп = 5;

ψ = 0.5 - коэффициент определяющий форму зацепов;

L2 = L0 - h = 12 мм - длина пружины при рабочей деформации;

L3 = 11.8 мм - длина пружины при максимальной деформации;

Жесткость пружины:

к =

G * dпр

8 * ip * c3 = 36 Н/мм

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


9.3 Эскиз пружины

3,5*

l0 =15

l2 =12

F*

3 =125,1 Н

Ç17

F2 =112,6 Нl*

3 =11,8

Ç2,5

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


10 РАСЧЕТ ВАЛОВ

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы от передач передаютсячерез насаженные на них детали - зубчатые колёса. При расчёте принимаем, чтонасаженные на вал колёса передают силы и моменты валу на середине своей ширины.

Рассчитаем шестой вал на прочность, а также подберем для него подшипники. Изконструктивных соображений мы изготавливаем вал-шестерню из стали 40Х.Характеристики данного материала приведены ранее. Теперь найдем силы, действующие навал, при этом осевыми составляющими пренебрегаем в силу их малости.

Из силового расчета мы знаем крутящий момент, действующий на рассматриваемыйвал. (См. литературу [12])

М6 = 114.96 Н*мм

F =2 * Mkd - касательная сила, где

Мк - крутящий момент, Н*мм

d - делительный диаметр колеса, мм

Ft10 =2 * 114.96

16.8 = 13.69 Н

Fr10 = Ft10 * tg ( 20° ) = 13.69 * 0.36 = 4.98 Н - радиальная сила;

Ft11 =2 * 114.96

8.0 = 28.74 Н

Fr11 = Ft11 * tg ( 20° ) = 28.74 * 0.36 = 10.46 Н

10.1 Определение опорных реакций

Плоскость XOZ:

?МА = 0 :

Fr10 * 10 - Fr11 * ( 10 + 40 ) - RBx * 60 = 0

RBx =Fr10 * 10 - Fr11 * 50

60 =49.8 - 523

60 = - 7.89 Н

?МB = 0 :

Fr11 * 10 - Fr10 * ( 10 + 40 ) + RAx * 60 = 0

RAx =Fr10 * 50 - Fr11 * 10

60 =249 - 104.6

60 = 2.41 Н

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Плоскость УOZ:

?МА = 0 :

Ft10 * 10 + Ft11 * ( 10 + 40 ) - RBу * 60 = 0

RBу =Ft10 * 10 + Fr11 * 50

60 =136.9 + 1437

60 = - 26.23 Н

?МB = 0 :

- Ft11 * 10 - Ft10 * ( 10 + 40 ) + RAу * 60 = 0

RAу =Ft10 * 50 + Ft11 * 10

60 =287.4 + 684.5

60 = 16.2 Н

Так как на вал одновременно действуют изгибающие и крутящий моменты, то расчет напрочность будем проводить через приведенный момент в опасном сечении «D», где

MDx = 78.7 Н * мм

MDу = 263 Н * мм

Мкр = 114,96 Н * мм

Приведенный момент:

Мпр = √( М2

D + 0.75 * M2

кр ) = √( М2

Dx + М2

Dу + 0.75 *M2

кр ) =

= √( 78.72+ 263

2+ 0.75 * 114.96

2) = 292 Н * мм

Расчет на прочность ведем по формуле:

dв ≥ 3√ (Мпр

0.1 * [ σF ]) = √ (

1.7 * Мпр0.1 * σ-1

) , где

[ σF ] =σ-1

1.7 - допустимое напряжение ( 1.7 - коэффициент запаса прочности )

Тогда получаем, что диаметры валиков должны быть не менее:

dв ≥ √ (1.7 * 292

0.1 * 253 ) = 2.25 мм

Из конструктивных соображений принимаем диаметр всех валов равным 3 мм.

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


10.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов0

zy

x

A

BFt10

Fr10

Ft11Fr11

A BFt10

Fr10 Ft11

Fr11RAy

RAxRBy

RBx

10 40 10

A BCD

24,1 Н*мм

78,7Н*мм

1 Н

E

R1

А

R1

А

R1

B

R1

B

A BFt10

Fr10 Ft11

Fr11RAy

RAxRBy

RBx

10 40 10

78,7Н*мм

A BC D

162 Н*мм263 Н*мм

1 НR1

А

R1

А

R1

B

R1

B

A C D B0

115 Н*мм

10.3 Определение прогиба валика

Недостаточноая изгибная жесткость валиков вызывает перекос зубчатых колес ишкивов, изменение межосевого расстояния, появление излишних люфтов и заклинванияпередач, поэтому размеры валиков проверяют по условию (см. литератуту [12])

fрасч ≤ fпред , где

fрасч - расчетное значение прогиба валика в местах установки деталей, передающих

силы и моменты, мм;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


fпред - предельно допускаемое значение прогиба валика, мм.

fпред = (0.01 ... 0.03) * m, где m - модуль зацепления, мм

f ? = √( f2

x + f2

y ) - суммарный прогиб, мм.

В нашем случае: fпред = 0.012 мм

Определим реакции на опорах при воздействии единичной силы 1 Н

Плоскость XOZ:

?МА = 0 :

1 * 50 - RBx * 60 = 0

RBx =50

60 =5

6 = 0.83 Н

?МB = 0 :

1 * 10 - RAx * 60 = 0

RAx =10

60 =1

6 = 0.17 Н

fx = ( - S'1 * 10 * RAx + S'2 * (2

3 * 30 + 20 ) * RAx + S'3 *203 * RBx ) *

1EJ

S'1 = 20 * 24.1 / 2= 241 мм2

S'2 = 30 * 78.7 / 2 = 1180.5 мм2

S'3 = 10 * 78.7 = 787 мм2

fx =1

EJ *11447.65 =11447.65

E * pi * d4 =

11447.65

2.1 * 105* 3.14 * 3

4 = 0.21 * 10-3

мм

Плоскость YOZ:

?МА = 0 :

1 * 50 - RBx * 60 = 0

RBy =50

60 =5

6 = 0.83 Н

?МB = 0 :

1 * 10 - RAx * 60 = 0

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


RAy =10

60 =1

6 = 0.17 Н

fy = ( - S''1 *203 * RAy - S''2 * 30 * RAy - S''3 * (

2*403 + 10 )* RAy -

- S''4 * RBy *2*103 ) *

1EJ

S''1 = 10 * 162 / 2= 810 мм2

S''2 = 40 * 162 / 2 = 6480 мм2

S''3 = 40 * ( 263 - 162 ) / 2 = 2020 мм2

S''4 = 10 * 263 = 2630 мм2

fy =1

EJ *47922.6 =47922.6

E * pi * d4 =

47922.6

2.1 * 105* 3.14 * 3

4 = 0.89 * 10-3

мм

f ? = √( f2x + f

2y ) =

1EJ * √( 11447.65

2+ 47922.6

2) =

49338.9

E * pi * d4 =

=49338.9

2.1 * 105* 3.14 * 3

4 = 0.9 * 10-3

мм

Проверка условия : fрасч ≤ fпред

0.9 * 10-3

≤ 12 * 10-3

ммУсловие выполнено.

11 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВОсевые нагрузки на опоры отсутствуют, поэтому будем использовать радиальные

однорядные подшипники. Так как частота вращения всех валов больше, чем 1 об/мин,значит, расчёт проводим по динамической грузоподъёмности. (cм. литературу [12])

(С)p = 0.01 * P *3√ ( 60 * n * Lh ) ;

P = (X*V*Fr + Y*Fa ) * Kσ * KT ;

гдеP - эквивалентная динамическая нагрузка;X - коэффициент радиальной нагрузки;Y - коэффициент осевой нагрузки;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


V - коэффициент вращения;Fr - радиальная нагрузка на опоры вала, Н;

Kσ - коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамичности нагружения в

условиях эксплуатации.KT - температурный коэффициент, учитывающий влияние температурного режима

работы на долговечность подшипника.(С)p - расчётная динамическая нагрузка подшипника, Н;

ni = nвых * i7 * i6 - частота вращения i-го вала, об/мин;

ni = 29.31 * 3.1 * 3.1 = 281.66 об/мин

Lh - требуемая долговечность.

В данном приводе выбираем Lh равной ресурсу работы двигателя;

Lh = 5000 ч;

Для прямозубых цилиндрических колёс Fa = 0, соответственно, X = 1, Y = 0;

V = 1 - так как у всех подшипников в этой конструкции вращается внутреннеекольцо;

Температурный коэффициент запаса выберем равным КT = 1,05 (рабочая температура

подшипника 125°);Kσ = 1,05;

Выбираем равным для нагрузки типа:- умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150% от расчётной нагрузки;

Используем значения реакций в опорах, полученные из расчета валов (см. пункт 10.1)::

FrA = √ ( R2

Ax + R2

yx ) = √ ( 2.412+ 16.2

2) = 16.4 Н

FrB = √ ( R2

Bx + R2

By ) = √ ( 7.892+ 26.23

2) = 27.4 Н

PA = X * V * FrA * Kσ * KT = 25.8

PB = 43.14

(С)pA = 0.01 * PA *3√ ( 60 * 281.66 * 5000) = 113.2 Н

(С)pB = 189.3 Н

Выбираем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:Подшипник из серии 1000092 (C = 280 Н)

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Поскольку для подшипников серии 1000092 запас по динамической нагрузке получилсябольше 100 единиц для самого нагруженного вала, то выполнять расчет для остальныхвалов нецелесообразно, так как динамическая нагрузка на подшипники этих валов будетзаведомо меньше. Поэтому подшипники выбраны в соответствие с диаметрами валов изэтой серии.

Диаметр цапф валов 2мм., поэтому для всех валов выбираем подшипники с внутреннимдиаметром 2мм. и внешним 6мм.Все подшипники по ГОСТ 8338-75.

Ç26

2,3

12 ВЫБОР МАТЕРИАЛА КОРПУСА

Корпус служит для установки подвижных и неподвижных узлов и деталей механизма. Нанем крепятся электродвигатель, крышки и т.д. В корпусе устанавливаем подшипникикачения. Корпус защищает детали и узлы механизма от вредных внешних воздействий,создает удобство и безопасность эксплуатации, условия для точной и надежной работымеханизмов.

Материал корпуса механизма линейных перемещений, учитывая срок службы, областьприменения и условия эксплуатации, должен обладать следующими свойствами: легкость,прочность, долговечность, жесткость, относительно невысокий коэффициент линейноготемпературного расширения. Поэтому материалом для корпуса выберем алюминиевыйлитейный сплав нормальной прочности АК7ч (АЛ9) ГОСТ 1583-93 (упрочненный термическойобработкой).

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Получение: литье в кокиль, закалка и полное искусственное старение, повышающеетвердость.

Характеристики материала:

модуль упругости Е = 0.7*105МПа,

твердость HB = 70

коэффициент линейного температурного расширения α = 218*10-6

1/С°

13 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА

12.1 Расчет передачи винт-гайка на прочность

Основной вид разрушения - износ резьбы.Проверим гайку на прочность, т. к. она из более мягкого материала (см. литературу

[11]):

q =2*F

pi * d2 * Hr≤[ q ], где yв =

Hrd2

, Hr = yв * d2 ;

[ q ] = 8 ... 10 МПа - допустимое контактное давление для литейной бронзы БрО10Ф1ГОСТ 613-79;

d2 = 10.5 мм - средний диаметр резьбы;

yв = 1.2 ... 1.5 - коэффициент высоты гайки, примем в = 1.35,

тогда Hr = 1.35* 10.5 = 14.18 мм

q =2 * 400

3.14 * 10.5 * 14.18 = 1.7 МПа < [ q ] по износостойкости проходит.

Сделаем проверку резьбы гайки на срез:

τср =F

pi * d * e * Hr≤ [ τср ],

где для литейной бронзы БрО10Ф1 ГОСТ 613-79[ τср ] = (0.2 ... 0.3) * σТ

σТ = 250 МПа

[ τср ] = 62.5 МПа

τср =400

3.14 * 12 * 0.65 * 14.18 = 1.15 МПа ≤ 62.5 МПа - по срезу проходит.

12.2 Расчет передачи винт-гайка на устойчивость.

Проведем расчет передачи винт-гайка на устойчивость:

ny =FкрF ≥ [ ny ] , где ny - коэффициент запаса;

[ ny ] = 2.5 ... 5

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Fкр =1.87*E*J

l2 , где l - длина винта (l = 90 мм)

E = 2.1 * 105МПа - модуль упругости

J =pi * d

4

64 * (0.4 + 0.6*d

d-p ) =3.14 * 12

4

64 * (0.4 + 0.6*129 ) = 1222

Fкр =1.87*E*J

l2 =

1.87*2.1*105*1222

902 = 59244 Н

ny =FкрF =

59244400 = 148 > 2.5 - таким образом по устойчивости передача винт-гайка

проходит.

14. РАСЧЕТ ШТИФТОВ

Для изготовления штифтов выберем углеродистую сталь 40Х. Рассчитывать штифт будемдля шестого вала.Физико-механические характеристики стали 40Х даны выше.

Диаметр штифта определяется из его расчета на срез по условию:

dш ≥ 2 * √ (Мкр

pi * dв * [ τср ]),

где Мкр - крутящий момент на валу, Мкр = 114.96 Н*мм;

dв - диаметр вала, dв = 3 мм.

[ τср ] - допускаемое напряжение на срез для штифта,

[ τср ] = 0.2 * σТ = 0.2 * 800 = 200 МПа

Таким образом, имеем:

dш ≥ 2 * √ (114.96

3.14 * 3 * 200 ) = 0.1 мм

Примем диаметр штифта равным 1 мм.

15. РАСЧЕТ ШПОНОК

Расчет шпонки на смятие производится по формуле:

σ =Мкр

d * h * l ≤ [ σсм ] - для призматических шпонок (см. литературу [11]), где

[ σсм ]= 120 ...140 МПа;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


где Мкр - момент на валу, Мкр = 342.26 Н·мм;

d - диаметр вала, d = 3 мм;h - высота шпонки, h = 2мм;K - размер выступающей из паза части шпонки K = 0.8 мм;l - длина шпонки, l = 4 мм;

σ1 =1019

16*2*5 = 6.37 МПа ≤ [ σсм ]

σ2 =342.26

6*2*4 = 7.13 МПа ≤ [ σсм ]

σ3 =7.75

4.5*0.5*2 = 1.72 МПа ≤ [ σсм ]

Видно, что запас прочности на смятие нас удовлетворяет.

16. ПРОВЕРКА ПРАВИЛЬНОСТИ ВЫБОРА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Рассчитаем КПД полученного механизма от выходного вала к входному. Дляопределения КПД элементарной передачи используем формулу (см. литературу [1]):

ni = 1 - 0.5 * pi * Ci * ev * f * (1

Z1+

1Z2

),

где ev - коэффициент перекрытия ( ev = 1.5 );

Ci =Fi + 2.92

Fi + 0.174 - коэффициент нагрузки;

Fi =2 * Mi+1d2i

- окружная сила, Н;

Mi+1 - момент силы, действующий на выходной вал i-ой передачи;

Mi =Mi+1

ii * ηi * ηопор- момент силы, действующий на входной вал i-ой передачи, Н

*мм;ηопор - КПД одной пары опор;

ηi - уточненный КПД передачи i-ой передачи;

ii - передаточное отношение i-ой передачи;

f - коэффициент трения ( для закаленной стали и бронзы со смазкой f = 0.05 );Z1 - число зубьев шестерни;

Z2 - число зубьев колеса;

d2i - диаметр колеса, мм;

Для седьмой передачи:M8 = 1019.7 Н*мм;C

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


F7 =2 * M8d27

=2 * 1019.7

37.2 = 54.82 Н

C7 =54.82 + 2.92

54.82 + 0.174 = 1.049

η7 = 1 - 0.5*3.14*1.049*1.5*0.05 * (1

20 +1

62 ) = 0.992

Для шестой передачи:

M7 =M8

i7 * ηi * ηопор=

1019.73.1 * 0.99 * 0.9 = 369.18 Н*мм

F6 =2 * M7d26

=2 * 369.18

24.8 = 29.77 Н

C6 =29.77 + 2.92

29.77 + 0.174 = 1.09

η6 = 1 - 0.5*3.14*1.09*1.5*0.05 * (1

20 +1

62 ) = 0.992

Для пятой передачи:

M6 =M7


369.182.1 * 0.99 * 0.9 = 133.66 Н*мм

F5 =2 * M6d25

=2 * 133.66

16.8 = 15.91 Н

C5 =15.91 + 2.92

15.91 + 0.174 = 1.168

η5 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (1

20 +1

42 ) = 0.99

Для четвертой передачи:

M5 =M6


133.662.1 * 0.99 * 0.9 = 71.43 Н*мм

F4 =2 * M5d24

=2 * 71.4312.6 = 11.34 Н

C4 =11.34 + 2.92

11.34 + 0.174 = 1.235

η4 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (1

20 +1

42 ) = 0.989

Для третьей передачи:

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


M4 =M5


71.432.1 * 0.99 * 0.9 = 37.18 Н*мм

F3 =2 * M4d23

=2 * 37.1812.6 = 6.06 Н

C3 =6.06 + 2.92

6.06 + 0.174 = 1.43

η3 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (1

20 +1

42 ) = 0.988

Для второй передачи:

M3 =M4


37.182.1 * 0.99 * 0.9 = 20.40 Н*мм

F2 =2 * M3d22

=2 * 20.412.6 = 3.24 Н

C2 =3.24 + 2.92

3.24 + 0.174 = 1.79

η2 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (1

20 +1

42 ) = 0.988

Для первой передачи:

M2 =M3


20.41.4 * 0.99 * 0.9 = 16.36 Н*мм

F1 =2 * M2d22

=2 * 16.3612.6 = 2.60 Н

C1 =2.6 + 2.92

2.6 + 0.174 = 1.98

η1 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (1

20 +1

42 ) = 0.987

Тогда, общий уточненный КПД редуктора равен:

η? = n7 * n6 * n5 * n4 * n3 * n2 * n1 * nопр7= 0.928 * 0.99

7= 0.865 = 86.5 %

где - КПД одной пары опор.

М*ст. пр = M1 =M2


16.361.4 * 0.99 * 0.9 = 13.11 Н*мм

Уточненные моменты сил на валах незначительно отличаются от найденных в силовомрасчете.

Условия правильного выбора двигателя определяется соотношением (с учетомдинамического режима работы):

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Мпуск ≥ М*ст. пр + М*дин. прМном ≥ М*ст. пр

где Мпуск = 78.4 Н*мм - пусковой момент двигателя;

Мном = 49 Н*мм - номинальный момент двигателя;

М*ст. пр - статистический момент выходного вала, приведенный к входному с учетом

уточненного КПД, Н*м;М*дин. пр = Jпр * e / η? - динамический момент выходного вала, приведенный к

входному с учетом уточненного КПД, Н*м;

e =ωвх

tразг- угловое ускорение входного вала редуктора;

ωвх =π* n30 =

3.14 * 510030 = 534 рад/сек - угловая скорость выходного вала;

tразг - время разгона двигателя;

e =534

0.8 = 630 рад/сек2

Jпр - момент инерции всего механизма, приведенный к входному валу, который ищем по

формуле:

Jпр = Jр + Jр. пр +Jн

i2

0

, где

Jр - момент инерции ротора двигателя, кг*м2;

Jн - момент инерции нагрузки, кг*м2;

Jр. пр = J1 +J2 + J3

i2

12

+J4 + J5

i2

1-2 *2

3-4

+J6 + J7

i2

1-2 *i2

3-4 *i2

5-6

+J8 + J9

i2

1-2 *i2

3-4 *i2

5-6 *i2

7-8

+

+J10 + J11

i2

1-2 *i2

3-4 *i2

5-6 *i2

7-8 *i2

9-10

+J 12 + J13

i2

1-2 *i2

3-4 *i2

5-6 *i2

7-8 *i2

9-10 *i2

11-12

+J12

i2

0

- момент инерции

редуктора, приведенный к входному валу, кг*м2;

Ji = pi * bi * ρ* d4

i *10-12

/ 32 - момент инерции i-го колеса относительно оси его

вращения, кг * мм2;

ij-(j+1) - передаточное отношение между j-м и (j+1)-м зубчатыми колесами, образующими

элементарную передачу;bi - ширина i-ого колеса, мм;

di - делительный диаметр i-го колеса, мм;

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


ρ - плотность материала колеса (для стали 40X ρ = 7.85 г/см3).

Тогда моменты инерции колес равны:#

Ji * 10-12

[ кг * мм2]

Ji * 10-12

/ i2

1-i [ кг * мм2]

#

Ji * 10-12

кг * мм2

Ji * 10-12

/ i2

1-i [ кг * мм2]

1

20.2

20.2

8

58.3

0.99

2

58.3

40.05

9

15.810

245.6

0.79

3

20.24

58.3

16.21

11

15.7812

1166

0.41

5

3.996

58.3

3.676

13

127.814

8855

0.29

7

3.99

Приведенный момент инерции редуктора равен:

Jр. пр = 82.6*10-6

кг*м2

Приведенный момент инерции привода равен:

Jпр = 9*10-6

+ 82.6 * 10-6

+0.101

1742 = 90.59 * 10

-6кг*м

2

М*дин. пр =90.59 * 10

-6* 630

0.865 = 0.062 Н*м = 62 Н*мм

Таким образомМпуск ≥ М*ст. пр + М*дин. пр78.4 ≥ 13.11 + 62 = 75.11 Н*мм (Верно)Мном ≥ М*ст. пр49 ≥ 13.11 Н*мм (Верно)

Cледовательно, двигатель удовлетворяет необходимым условиям, то есть он выбран вернодля данного режима работы.

17. Расчет точностных характеристик привода

Задача проверочного расчета заключается в проверке условия ∆? < [ δ0 * s ], где

∆? - расчётная погрешность электромеханического агрегата, [ δ0 * s ] - заданная

погрешность электромеханического агрегата. Учитывая назначение механизма, приходим квыводу, что погрешность редуктора будет определяться кинематической и люфтовойпогрешностями. Кинематическая точность характеризуется наибольшей погрешностьюфункции положения при работе передачи в одном направлении. Люфтовая погрешностьхарактеризуется боковым зазором, который предназначается для обеспечения свободноговращения колёс при температурных деформациях, а также для компенсации погрешностейсборки и изготовления, размещения смазки.

Найдем скорость самой быстроходной ступениv=pi*d*n/60=3.14*0,0014*5100/60=3,7 м/c. Теперь, учитывая что v < 5 м/с, назначим

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


для редуктора степень точности 7-G согласно ГОСТу 1758-81. Для данной степениточности рассчитаем минимальное значение кинематической погрешности по формуле ( cм.литературу [1])

φimin = 0.7*Ks * (Fi1 ' + Fi2 '), где Ks - коэффициент фазовой компенсации.

Fi1 ' и Fi2 ' - допуски на кинематическую погрешности колеса и шестерни

соответственно, которые рассчитываются по формулеFi2 ' = Fp + ff , где Fp - допуск на накопленную погрешность шага,

ff -допуск на погрешность профиля зуба, все эти величины берутся из таблиц

методического пособия «Расчет электромеханического привода» по ред. Кокорев Ю.А. ЖаровВ.А. Торгов А.М. (см. литературу [1])

Для колес: Fp2 = Fp4 = Fp6 = 24 мкм; Fp8 = 26 мкм, ff = 9 мкм

Fp10 = Fp12 = 26 мкм; Fp14 = 30 мкм, ff = 10 мкм

Для шестерен: Fp1 = Fp3 = Fp5 = Fp7 = 22 мкм; ff = 9 мкм

Fp9 = Fp11 = 22 мкм; Fp11 = 24 мкм; ff = 10 мкм

Кs - коэффициент фазовой компенсации;

Найдем минимальное и максимальное значения кинематических точностей элементарныхпередач:

F'i0 min 1 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм

F'i0 min 2 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм

F'i0 min 3 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм

F'i0 min 4 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 9 + 22 + 9 ) = 35.61 мкм

F'i0 min 5 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 36.70 мкм

F'i0 min 6 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 36.70 мкм

F'i0 min 7 = 0.71 * 0.75 * ( 30 + 10 + 24 + 10 ) = 39.93 мкм

При расчете максимального значения кинематической погрешности учитываютприведенные погрешности монтажа шестерни

Fi0 max = Ks * [ √ ((Fi1 )2+ (E?M2 )

2) + √ ((Fi2 )

2+ (E?M2 )

2) ], где

Ks - коэффициент фазовой компенсации. Значения для каждой элементарной передачи

равны: К1 = 0,83; К2 = 0,85; К3 = 0.85

E?M = √ [ (er * tg α

cos β )2+ (ea * tg β)

2],

учитывая что β- делительный угол наклона линии зуба равен 0, так как мы используемпрямозубую передачу, α- угол исходного профиля колеса равен 20°, приходим к выводу, чтосуммарная погрешность монтажа прямозубого колеса не зависит отea - монтажного осевого биения зубчатого колеса, а зависит только от

er - монтажного радиального биения зубчатого колеса.

Следует отметить, что под монтажным радиальным биением зубчатого колеса понимаетсясоставляющая радиального биения зубчатого венца колеса, вращающегося на рабочей оси,

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


определяемая радиальным биением поверхности, сопряженной с посадочным местом колеса.F'i0 max 1 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм

F'i0 max 2 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм

F'i0 max 3 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм

F'i0 max 4 = 0.83 * ( 26 + 9 + 22 + 9 ) = 54.8 мкм

F'i0 max 5 = 0.83 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 56.4 мкм

F'i0 max 6 = 0.83 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 56.4 мкм

F'i0 max 7 = 0.83 * ( 30 + 10 + 24 + 10 ) = 61.4 мкм

Определим минимальное значение мертвого хода по формуле jt min =jn min

cos α* cos β , где

α= 20°, β= 0°.Значение jn min - минимального значения гарантированного бокового зазора

соответствующей передачи находим из справочных таблиц.jn min 1-6 = 11; jn min 7 = 13

jt min 1-6 = 8.5 мкм, jt min 1-6 = 9.6 мкм

Максимальное значение мертвого хода рассчитывают по формуле

jt max = 0.7 * (EHS1 +EHS2 ) + √ (0.5*(T2

Н1 + T2

Н2 ) + 2*(fa )2+ ∆p

21 + ∆p

22 ). Примем значение

радиального зазора в опорах шестерни равным радиальному зазору в опорах вала и равным∆p = 20 мкм, значение допуска на отклонение межосевого расстояния fa , допусков на

смещение исходного контура шестерни и колеса TН , и наименьшее смещение исходного

контура EHS будем брать из таблиц.

EHS11818181818

EHS22626262628

TH13838383838

TH24545454553

fa1616161616

jt max 1 = jt max 2 = jt max 3 = 64.74 мкм,

jt max 4 = 67.93 мкм, jt max 5 = jt max 6 = 71.00 мкм, jt max 7 = 75.1 мкм

Следует отметить, что погрешности зубчатых передач обычно оценивают в угловыхминутах и относят к ведомому колесу передачи. Если известно значение кинематическойпогрешности передачи , Fi0 в микрометрах, то погрешность указанных передач в угловых

минутах ∆φi0 =F'i0 *180*60

m*z1 *1000* π =6.88*F'i0m*z1

, мертвый ход всех видов передач в угловых

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


минутах ∆φi0 =6.88*jtm*z1

.

Переведем минимальные кинематические погрешности:

∆φi min 1 = ∆φi min 2 = ∆φi min 3 = 6.88 *34.53

0.3*42 = 18.8'

∆φi min 4 = 6.88 *35.61

0.3*42 = 19.4'

∆φi min 5 = ∆φi min 6 = 6.88 *36.7

0.4*42 = 15.0'

∆φi min 7 = 6.88 *39.93

0.6*62 = 7.38'

Переведем максимальные кинематические погрешности:

∆φi max 1 = ∆φi max 2 = ∆φi max 3 = 6.88 *53.1

0.3*42 = 28.9'

∆φi max 4 = 6.88 *54.8

0.3*42 = 29.9'

∆φi max 5 = ∆φi max 6 = 6.88 *56.4

0.4*42 = 30.8'

∆φi min 7 = 6.88 *61.4

0.6*62 = 11.3'

Расчет погрешности механизма линейных перемещений будем проводить вероятностнымметодом. Для кинетической цепи, состоящей из n элементарных передач, расчетноесоотношение для определения погрешности ∆φi0 ? , приведенной выходному валу имеет вид

∆φi0 ? = Ep

i0 ? + t*√ [ ? ( ξj *Vi0 j )2], где

Ep

i0 j =∆φ φ

i0 min j + ∆φ φi0 max j

2 - координата середины поля рассеяния элементарной

передачи;

Vi0 j = ∆φφ

i0 max j - ∆φφ

i0 min j - поле рассеяния элементарной передачи;

ξj - передаточный коэффициент j-й передачи.

Значение ∆φφ

i0 j рассчитывают по формуле

∆φ φi0 j = ∆φi0 j * Kφ , где

Kφ - коэффициент, учитывающий зависимость кинематической погрешности

рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота её выходного

колеса. Угол поворота ведомого колеса j-й передачи φj =φB

ξj.

Передаточный коэффициент j-й элементарной передачи определяют по формуле:

ξj =1

ij-B, где ij-B - передаточное отношение кинематической цепи между выходными

валами j-й передачи и привода.

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Угол поворота выходного винта больше 360 град, Кф = 1. Для всех последующих

звеньев Кф также будет равен единице.

Находим координаты середин полей рассеяния элементарных передач:Ei1 = Ei2 = Ei3 = (18.8 + 28.9)/2 = 23.85'; Ei4 = (19.4 + 29.9)/2 = 24.65'

Ei5 = Ei6 = (15.0 + 30.8)/2 = 22.9'; Ei7 = (7.38 + 11.3)/2 = 9.4'

Vi1 = Vi2 = Vi3 = 28.9 - 18.8 = 10.1'; Vi4 = 29.9 - 19.4 = 10.5'

Vi5 = Vi6 =30.8 - 15.0 = 15.08'; Vi7 = 11.3 -7.38 = 3.92'

Определим передаточные коэффициенты элементарных передач:

ξ1 =1

85.0 = 0.012; ξ2 = 0.025; ξ3 = 0.052; ξ4 = 0.109; ξ5 = 0.227; ξ6 = 0.455;

ξ7 = 1;

Находим суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешностицепи:

Ep

i0 ? = 0.012*23.85 + 0.025*23.85 + 0.052*23.85 + 0.109*24.65 + 0.227*22.9 +

+ 0.455*22.9 + 1*9.4 = 22.3'

Наконец, определим кинематическую погрешность всей цепи:∆φi0 ? = 22.3 + 0.48*√27.04 = 24.8'

Переведем минимальные значения мертвого хода в угловые минуты:

∆φл min 1 = ∆φл min 2 = ∆φл min 3 = ∆φл min 4 = 6.88*8.5

0.3*42 = 4.64

∆φл min 5 = ∆φл min 6 = 6.88*8.5

0.4*42 = 3.48

∆φл min 7 = 6.88*9.6

0.6*62 = 1.76

Переведем максимальные значения мертвого хода в угловые минуты:

∆φл max 1 = ∆φл max 2 = ∆φл max 3 = 6.88*64.7

0.3*42 = 35.4

∆φл max 4 = 6.88*67.93

0.3*42 = 37.1

∆φл max 5 = ∆φл max 6 = 6.88*71.00

0.4*42 = 38.8

∆φл max 7 = 6.88*75.1

0.6*62 = 13.9

Находим координаты середин полей рассеяния элементарных передач:Eл1 = Eл2 = Eл3 = (4.64 + 35.4)/2 = 20.02'; Eл4 = (4.64 + 37.1)/2 = 21.30'

Eл5 = Eл6 = (3.48 + 38.8)/2 = 21.4'; Eл7 = (1.76 + 13.9)/2 = 7.83'

Vл5 = Vл2 = Vл3 = 35.4 - 4.64 = 30.76'; Vл4 = 37.1 - 4.64 = 32.46'

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Vл5 = Vл6 =38.8 - 3.48 = 35.32'; Vл7 = 13.9 -1.76 = 12.14'

Находим суммарную координату середины поля рассеяния люфтовой погрешности:

Ep

л ? = 0.012*20.02 + 0.025*20.02 + 0.052*20.02 + 0.109*21.3 + 0.227*21.4 +

+ 0.455*21.4 + 1*7.83 = 18.7'Наконец, определим люфтовую погрешность всей цепи:

∆φл ? = 17.74 + 0.39*√1781.9 = 27.2'

Тогда суммарная угловая погрешность ЗМ определяется по формуле:?? = ∆φi0 ? + ∆φл ? = 24.8 + 27.2 = 52.0'

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


Список литературы

1. Расчет электромеханического привода, Кокорев Ю.А., Жаров В.А.,Торгов А.М., М.:МГТУ им.Баумана, 1995г.2. Атлас конструкций элементов приборных устройств, под ред. О.Ф.Тищенко. М.:Машиностроение, 1982г.3. Конструирование приборных муфт, И.С. Потапцев, А.А. Буцев, Е.В. Матвеенко,Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2001.4. Расчет электромеханического привода. Кокорев Ю.А., Жаров В.А.,Ожерельев А.Я., М. МВТУ,1988г.5. Справочник конструктора машиностроителя т. 1, Анурьев В.И., М.: Машиностроение, 1979г6. Справочник конструктора машиностроителя т. 2, Анурьев В.И., М.: Машиностроение, 1979г7. Элементы приборных устройств, под ред. Тищенко О.Ф., т.1, М.: Высшая школа, 1982г.8. Элементы приборных устройств, под ред. Тищенко О.Ф., т.2, М.: Высшая школа, 1982г.9. Элементы приборных устройств, курсовое проектирование, Тищенко О.Ф., т.1, М.: Высшаяшкола, 1982г.10. Элементы приборных устройств, курсовое проектирование, Тищенко О.Ф., т.2, М.: Высшаяшкола, 1982г.11. Основы расчета и конструированиея деталей и механизмов летательных аппаратов, подред. Кестельмана В.Н., Рощина Г.И., Машиностроение12. Расчет и конструирование валов и опор механических передач приборов, И.С. Потапцев,Е.В. Веселова, Н.И. Нарыкова, А.В. Якименко, МГТУ им. Баумана, 2000г13. Оформление рабочих чертежей деталей и узлов. по курсу «Элементы приборныхустройств»

РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та


ПРИЛОЖЕНИЕ №1

Общее передаточное отношение редуктора: 174Число ступеней редуктора: 7Передаточное отношение последней ступени: 3.1

???????????-????????????????????????????????????????????????????????-¬| | | Назначенные числа зубьев || N ступени | Передаточное отношение +?????????????????????????????+| | | Шестерня | Колесо |???????????-+?????????????????????????+??????????????+??????????????+| 1 | 1.40 | 30 | 42 || 2 | 1.40 | 30 | 42 || 3 | 2.10 | 20 | 42 || 4 | 2.10 | 20 | 42 || 5 | 2.10 | 20 | 42 || 6 | 3.10 | 20 | 62 || 7 | 3.10 | 20 | 62 |???????????-+?????????????????????????+??????????????+??????????????-

РАСЧЕТНЫЕ РАЗМЕРЫ ПЕРЕДАЧ***** Ступень № 1 *****

??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬| Параметр | Шестерня | Колесо |+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+| Количество зубьев | 30 | 42 || Материал | Сталь 40Х | Сталь 40Х || Модуль | 0.30 || Диаметр выступов | 9.60 | 13.20 || Делительный диаметр | 9.00 | 12.60 || Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 || Межосевое расстояние | 10.80 |???????????????????????????????+??????????????????????????????????????

***** Ступень № 2 *****??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬| Параметр | Шестерня | Колесо |+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+| Количество зубьев | 30 | 42 || Материал | Сталь 40Х | Сталь 40Х || Модуль | 0.30 || Диаметр выступов | 9.60 | 13.20 || Делительный диаметр | 9.00 | 12.60 || Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 || Межосевое расстояние | 10.80 |???????????????????????????????+??????????????????????????????????????



РЛ5.84.00.00Лист


№по

дл.

Подп

.ида

таВз

ам.и

нв.№

Инв.

№ду

бл.

Подп

.ида

та





Engineering

Проектирование конструкции механизма линейных перемещений