Техническое задание 2 Введение (технико-экономическое обоснование конструкции и принцип действия изделия) 2 - davaiknam.ru o_O
Главная
Поиск по ключевым словам:
страница 1
Похожие работы
Название работы Кол-во страниц Размер
Техническое задание на выполнение работы 1 43.71kb.
Техническое задание на выполнение научно-исследовательской работы 1 35.02kb.
Технико-экономическое обоснование автоматизированных информационных... 1 151.9kb.
Н. П. Терешина, В. Г. Летягин, А. В. Шобанов технико-экономическое... 1 266.05kb.
«Технико-экономический анализ и обоснование «рыночной новизны» новой... 1 224.32kb.
Технико-экономическое обоснование Ночного клуба cosmo 1 41.01kb.
"Технико-экономическое обоснование выращивания зерновых эфирномасличных... 5 1128.18kb.
Технико-экономическое обоснование применения электролизных установок... 1 21.73kb.
Технико-экономическое задание 1 35.58kb.
Руководство финансово экономической деятельностью организации 1 25.19kb.
Дипломного проекта специальности 080801 "Прикладная информатика в... 1 19.92kb.
Лекция 3 Вращение тела вокруг главной или центральной оси 1 34.27kb.
Направления изучения представлений о справедливости 1 202.17kb.

Техническое задание 2 Введение (технико-экономическое обоснование конструкции и принцип - страница №1/1

Оглавление


+–Техническое задание 2

–Введение (технико-экономическое обоснование конструкции и принцип действия изделия) 2

+Выбор двигателя 3

+Кинематический расчет редуктора 3

Определение общего передаточного отношения 3

Определение числа ступеней 4

Определение чисел зубьев редуктора 4

+Силовой расчет 5

Предварительны проверочный расчёт выбранного двигателя 5

Определение модуля передач 7

Выбор материалов элементов передач 7

Расчет допускаемых напряжений 7

Проектный расчёт на изгибную прочность 9

+Геометрический расчет 10

+Точностной расчет 11

Определение кинематической погрешности 11

Расчет погрешности мертвого хода передачи 12

+Проверочные расчеты 16

Проверка правильности выбора двигателя 16

Проверочные расчеты на прочность 18

Проверка прочности зубьев на контактную и изгибную прочность 18

Проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках 20

–Расчет предохранительной муфты 21

–Расчет ограничителя выходного вала 21

–Расчет размерной цепи 21

–Расчет валов и осей 22

–Расчет подшипников 23

–Список используемой литературы 23





+–Техническое задание


Разработать технический проект с выпуском рабочей документации на электромеханическую часть исполнительного механизма.
Исходные данные для проектирования:

Момент нагрузки



Частота вращения выходного вала



Угловое ускорение вращения выходного вала



Момент инерции нагрузки



Температура эксплуатации

–20…+40 °С

Род тока

постоянный

Срок службы не менее

определяется сроком службы двигателя

Рабочий угол поворота выходного вала

±90 град

Точность отработки не хуже

20'

Дополнительные указания

в механизме предусмотреть предохранительную муфту, корпус одноплатный



–Введение (технико-экономическое обоснование конструкции и принцип действия изделия)



+Выбор двигателя


Предварительный выбор электродвигателя осуществляется, исходя из соотношения :



– коэффициент запаса,

– момент нагрузки на выходном валу

– частота вращения выходного вала редуктора

– КПД редуктора. Для цилиндрического зубчатого редуктора:

Получаем

Исходя из полученных условий, выбираем двигатель ДПР–52–Ф1–03 со следующими техническими характеристиками:


Напряжение питания





Род тока




постоянный

Номинальная мощность



4.6 Вт

Номинальные момент





Пусковой момент





Частота вращения выходного вала



4500 об/мин

Момент инерции ротора



1.7·10-6 кг·м2

Масса



0.25 кг

Срок службы не менее



2500 ч.



+Кинематический расчет редуктора

Определение общего передаточного отношения


По известным значениям скоростей на входе и выходе определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

Получаем 321.


Определение числа ступеней


По заданному в условии задания критерию – минимизация габаритов. Находим число ступеней редуктора и осуществляем разбивку i0 по ступеням.

Получаем:

Выбираем число ступеней равное 5.


Определение чисел зубьев редуктора


Согласно рекомендациям назначаем число зубьев колес и шестерен из стандартного ряда. Полученные результаты представлены в табл.1

Таблица 1 Определение чисел зубьев редуктора



Номер ступени

Передаточное отношение

Назначенные числа зубьев

Шестерня

Колесо

1

2.22

18

40

2

2.82

17

48

3

3.12

17

53

4

3.94

17

67

5

4.11

17

70

Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда, результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность () фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 2%, где .

Фактическое передаточное отношение находим по формуле:

Вычисляем погрешность передаточного отношения: .

Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен, верно.

На рис. 2 показана кинематическая схема редуктора.


+Силовой расчет

Предварительны проверочный расчёт выбранного двигателя


Поскольку в момент пуска двигателя нужно учесть инерционность двигателя и нагрузки, необходимо, чтобы двигатель обеспечивал нужное угловое ускорение нагрузки. Общий момент нагрузки на выходном валу рассчитывается по формуле:



– статический момент нагрузки

– динамический момент нагрузки

– момент инерции нагрузки

– требуемое угловое ускорение вращения выходного вала

Получаем:

Крутящие моменты, действующие на каждом валу из соотношения приведения моментов:



– искомый момент на ведущем звене,

- известный момент на ведомом звене,

– передаточное отношение передачи,

– КПД передачи (),

– КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал ().
Расчет ведем от выходного звена.









Проверим правильность выбора двигателя. При кратковременном включении принимаем, что двигатель выбран верно, если:







- коэффициент, учитывающий инертность собственного зубчатого механизма

– момент инерции ротора двигателя

– момент инерции нагрузки










Следовательно, двигатель подходит.

Определение модуля передач

Выбор материалов элементов передач


Определение модуля зацепления связано с расчётом колёс на прочность (изгибную и контактную). Проектным расчётом будет расчёт зубьев на изгибную прочность, а проверочным – на контактную. Для проведения этих расчётов необходимо выбрать материалы. Материал выбирают с учётом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации (окружной скорости, состояния среды), массы, габаритов и стоимости.

У шестерён материал должен быть прочнее, согласно этому выберем материалы Сталь 50 и сталь 20Х соответственно для колёс и шестерён:


Шестерни: сталь 20Х

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее)

 = 7,85 г/см3

– предел прочности

– предел текучести

HRC = 52


Колеса: сталь 50

Термообработка: поверхностная закалка

 = 7,85 г/см3

– предел прочности

– предел текучести

HRC = 48

Расчет допускаемых напряжений




– предел выносливости на изгибе

– коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса

– коэффициент долговечности

– коэффициент запаса прочности (т.к. условия работы обычные, то )

Выбираем .





– число циклов нагружения



– частота вращения зубчатого колеса

– число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым,

– срок службы передачи.



И у шестерен, и у колес .






– предел контактной выносливости поверхности зубьев

,

.

– коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей,

– коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса,

– коэффициент безопасности,

– коэффициент долговечности




для закаленных шестерен





Следовательно, допускаемое контактное напряжение .

Допускаемое напряжение изгиба .

Проектный расчёт на изгибную прочность


Выбираем открытый тип передачи.

Модуль зацепления:





– коэффициент расчетной нагрузки, выбираем

- крутящий момент, действующий на колесо

– коэффициент нагрузки выбираем

– число зубьев колеса

– коэффициент ширины зубчатого венца, выбираем

– допускаемое напряжение изгиба

– коэффициент формы зуба (для шестерен , для колес )

Для шестерен значения больше, чем для колес, а, следовательно, и отношение больше, поэтому расчет веду по шестерне.



Полученные значения для каждой ступени занесем в табл. 2 с учетом ГОСТа.

Таблица 2 Расчет модуля зацепления


№ ступени

Модуль, m

по расчету

по ГОСТу

1

0.23

0.6

2

0.37

0.6

3

0.58

0.6

4

0.82

1.25

5

1.16

1.25

+Геометрический расчет


Делительный диаметр

Диаметр вершин зубьев



Диаметр впадин



Ширина колес , для шестерен , для колес .

Делительное межосевое расстояние

Результаты вычислений занесем в табл. 3.



Таблица 3 Геометрический расчет

№ колеса

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10



18

40

17

48

17

53

17

67

17

70



0.6

0.6

0.6

0.6

0.6

0.6

1.25

1.25

1.25

1.25



10.8

24

10.2

28.8

10.2

31.8

21.25

83.75

21.25

87.5



12

25.2

11.4

30

11.4

33

23.75

86.25

23.75

90



9.18

22.38

8.58

27.18

8.58

30.18

18.125

80.625

18.125

84.375



2.7

2.4

2.7

2.4

2.7

2.4

5.625

5

5.625

5



17.4

19.5

21

52.5

54.375



+Точностной расчет


Расчёт кинематических цепей на точность регламентируется ГОСТ 21098-82. Требования стандарта распространяются на кинематические цепи, состоящие из нерегулируемых зубчатых, червячных и реечных передач. В качестве показателей точности принимают кинематическую погрешность и погрешность мёртвого хода . Общая погрешность кинематической цепи находится как сумма указанных погрешностей, приведённых к одному валу устройства, как правило, выходному.

Должно выполняться условие: , где



– погрешность передачи;

=20’ – заданная погрешность передачи.

Определим значение вероятностным методом.


Определение кинематической погрешности


Назначим для рассчитываемого ЭМП 6-ю степень точности и вид сопряжения — H.



– коэффициент фазовой компенсации, выбирается из таблиц [1]

, где

– допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни), выбирается из таблиц [1]

– допуск на погрешность профиля зуба



– приведенные погрешности монтажа шестерни и колеса соответственно .

Минимальные и максимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач:



, , где

– число зубьев ведомого колеса

Значение кинематической погрешности:



, где:

– коэффициент, учитывающий зависимость кинематической погрешности рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота ее выходного колеса [1].

Координата середины поля рассеяния:

Поле рассеяния:
Координата середины поля рассеяния суммарной погрешности:

Максимальная вероятностная кинематическая погрешность:



, где

t1 – коэффициент, учитывающий процент риска

Пусть по условию задан риск 10%, поэтому, исходя из [1], назначаем t1 = 0,26




Расчет погрешности мертвого хода передачи


Передаточный коэффициент j-й элементарной передачи:

Минимальное значение мертвого хода: ,



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

Максимальное значение мертвого хода:



, где

– наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса

– допуск на смещение исходного контура шестерни и колеса

– допуск на отклонение межосевого расстояния передачи

– радиальные зазоры в опорах шестерни и колеса.

Координаты середины поля рассеяния мертвого хода :

Поле рассеяния мертвого хода :

Координата середины поля рассеяния мертвого хода:



Значение мертвого хода: , где



t2 – коэффициент, учитывающий процент риска

По условию задан риск 10%, поэтому, исходя из [1], назначаем t2 = 0,21



Таблица 6 Точностной расчет




1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

d, мм

10.8

24

10.2

28.8

10.2

31.8

21.25

83.75

21.25

87.5

Z

18

40

17

48

17

53

17

67

17

70



17.4

19.5

21

52.5

54.375

EHS

5

7

5

7

5

7

12

12

12

12

Fr, мкм

15

18

15

18

15

18

25

25

25

25

TH

25

30

25

30

25

30

45

45

45

45

i

2.22

2.82

3.12

3.94

4.11

K

0.83

0.93

0.97

0.96

0.96

Ks

0,75

0,74

0,75

0,80

0,90



8

8

8

8

8

8

8

8

8

8

Fр, мкм

16

19

16

19

16

19

22

32

22

32



24

27

24

27

24

27

30

40

30

40

, мкм

23.72

23.40

23.72

34.72

39.06

, мкм

42.33

47.43

49.47

67.20

67.20

, угл. мин

6.80

5.59

5.13

2.85

3.07

, угл. мин

12.13

11.33

10.70

5.52

5.28



1

1

1

1

0.5

, угл. мин

6.80

5.59

5.13

2.85

1.54

, угл. мин

12.13

11.33

10.70

5.52

2.64

Eij, угл. мин

9.47

8.46

7.92

4.19

2.09

Vij, угл. мин

5.33

5.74

5.57

2.67

1.10

j

0.007

0.020

0.062

0.243

1

jn,min, мкм

0

0

0

0

0

, угл. мин

0

0

0

0

0

fa

9

9

11

11

11

jt max, мкм

38.8

38.8

40.1

64.4

64.4

, угл. мин

11.10

9.27

8.68

5.29

5.06



5.55

4.64

4.34

2.65

2.53



11.10

9.27

8.68

5.29

5.06


Вычислим суммарную погрешность передачи:



Разрабатываемый ЭМП удовлетворяет требуемому условию точности.


+Проверочные расчеты

Проверка правильности выбора двигателя


Так как по условию задан режим работы – кратковременный, то при правильном выборе двигателя должны выполняться следующие условия:



, где

Mп – пусковой момент двигателя

Mн – номинальный момент двигателя

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

Статический момент: , где

подш – КПД подшипников



подш =0,98

ц – КПД цилиндрических прямозубых передач



, где

f – коэффициент трения f = 0,06 для колес из закаленной стали

– коэффициент перекрытия = 1,5

с – коэффициент нагрузки , где

F – окружная сила .

Найдем момент на колесе выходного вала:



Н·мм

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.

Таблица 4 Расчет КПД элементарных передач


Параметр

1

2

3

4

5

i

2.22

2.82

3.12

3.94

4.11

М

5.95

15.84

42.8

128.3

510

F

0.50

1.10

2.69

3.06

11.66

c

5.10

3.16

1.96

1.85

1.23

ηцi

0,942

0,964

0,978

0,981

0,987

Найдем общий КПД редуктора:






Приведенный к валу двигателя уточненный статический момент:

(Н·мм) < 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, кг·м2

, где

Jр – момент инерции вращающихся частей двигателя,

Jр=1.7·10-6 кг·м2

Jн – момент инерции нагрузки, Jн = 0.15 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

Таблица 5 Расчет момента инерции каждого звена



Параметр

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

d

10.8

24

10.2

28.8

10.2

31.8

21.25

83.75

21.25

87.5

b

2.7

2.4

2.7

2.4

2.7

2.4

5.625

5

5.625

5

J·10-8

2.83

61.4

2.25

127

2.25

189

88

18957

88

22588




(Н·мм)

(Н·мм) < 54(Н·мм)

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


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 мм



K – коэффициент расчетной нагрузки

Kконт = KHVKHβ при расчете на контактную прочность

Kизгибн = KFVKFβ при расчете на изгибную прочность

KHV, KFV – коэффициент динамической нагрузки



KFV =1.2

K, K – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба



K =1,05, т.к. колеса расположены между опорами [1]



Kизгибн = KFVKFβ = 1.2·1.05 = 1.26

Kконт = KHVKHβ = 1.1·1.03 = 1.13

(Е1 = E2 = 2.1·105 МПа для материалов шестерни и колеса)

Проверку ведем для наиболее нагруженной ступени редуктора

Проверка на контактную прочность:

(МПа)

МПа

МПа

, т.е. зубчатые колеса удовлетворяют условиям контактной прочности
Проверка на изгибную прочность:

(МПа)

МПа

, т.е. зубчатые колеса удовлетворяют условиям изгибной прочности

Проверка прочности зубьев при кратковременных перегрузках


Проверка на контактную прочность:

, где:

Kпер – коэффициент перегрузки



условие выполняется для колеса и для шестерни

Проверка на изгибную прочность:



, где:

условие выполняется для колеса и для шестерни

–Расчет предохранительной муфты




–Расчет ограничителя выходного вала




–Расчет размерной цепи




–Расчет валов и осей


Для расчёта диаметров остальных валов будем использовать следующую формулу:

, где

Мкр - момент, действующий на вал [Н·мм];

[σ] – допускаемое напряжение для выбранного материала [МПа].

Значение [σ] зависит от характера нагрузки и определяется соотношением:



, где

σ-1 – предел выносливости материала при симметричном цикле;

n – коэффициент запаса, назначаем n=1.5 (по характеру работы привода).

В качестве материала для валов выбираем сталь 40Х после улучшения. С характеристиками: σ-1=380 МПа; HB 280.

В итоге получаем [σ]=253 МПа.

Рассчитаем диаметры всех валов и, исходя из технологических соображений, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72 .



Таблица 6 Расчет диаметров валов

№ вала

Диаметр, d

по расчету

по ГОСТу

1

2.36

5

2

1.82

5

3

1.31

5

4

0.90

3

5

0.60

3


–Расчет подшипников




–Список используемой литературы


  1. Ю.А. Кокорев, В.А. Жаров, А.М. Торгов, Расчет электромеханического привода. М.: Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995, 132 с.

  2. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф. Высш. Школа. 1978, ч.1, ч.2.

  3. Элементы приборных устройств. Под ред. Тищенко О.Ф. Высш. Школа. 1982, ч.1, ч.2.






Я сидел на диете 14 дней и потерял всего две недели. Тоти Филдс
ещё >>