linear motion mechanics

7/23/2019 linear motion mechanics

http://slidepdf.com/reader/full/linear-motion-mechanics 1/52



Вид общий

РЛ 5.84.00.00 ВО

Вал в сборе

РЛ 5.84.01.00


РЛ 5.84.02.00


РЛ 5.84.03.00


РЛ 5.84.04.00


РЛ 5.84.05.00

Муфта в сборе

РЛ 5.84.06.00

Вал

РЛ 5.84.06.01

Крышка в сборе РЛ 5.84.10.00

Втулка

РЛ 5.84.06.02

Вал - шестерня

РЛ 5.84.05.01

Колесо

РЛ 5.84.05.02


РЛ 5.84.04.01

Колесо

РЛ 5.84.04.02


РЛ 5.84.03.01

Колесо

РЛ 5.84.03.02


РЛ 5.84.02.01

Колесо

РЛ 5.84.02.02


РЛ 5.84.01.01

Колесо

РЛ 5.84.01.02

Подшипники

ГОСТ 8338-75

Колесо - Гайка в сборе

РЛ 5.84.08.00

Колесо - Гайка

РЛ 5.84.08.01

Подшибники

ГОСТ 8338-75

Стакан

РЛ 5.84.00.02

Втулка

РЛ 5.84.00.03

Крышка винта в сборе

РЛ 5.84.09.00

Штифт

ГОСТ 3128-70

Колесо

РЛ 5.84.06.03


ГОСТ 8338-75

Штифт

ГОСТ 3128-70


ГОСТ 8338-75

Штифт

ГОСТ 3128-70


ГОСТ 8338-75

Штифт

ГОСТ 3128-70


ГОСТ 8338-75

Штифт

ГОСТ 3128-70

Двигатель в сборе

РЛ 5.84.07.00

Шестерня

РЛ 5.066.07.01

Гайка

ГОСТ 5916-70

Шайба

ГОСТ 11371-78

Двигатель

ДАТ 32461

Подшипник

РЛ 5.84.06.04

Полумуфта

РЛ 5.84.06.05

Штифты

ГОСТ 3128-70

Шпонка

ГОСТ 2360-78

Кинематическая Схема

РЛ 5.84.00.00 С K

Сборка общая

РЛ 5.84.00.00 СБ

Схема деления на составные части

РЛ 5.84.00.00 СС

Таблица составных частей

РЛ 5.84.00.00 СП


ГОСТ 8338-75

Пружина

РЛ 5.84.06.06

Шестерня

РЛ 5.84.06.07

Винт

РЛ 5.84.00.01

Крышка винта

РЛ 5.84.09.01

Уголки

ГОСТ 13737-90

Корпус

РЛ 5.84.00.04

Гайка

ГОСТ 5916-70

Шайба

РЛ 5.84.00.05

Габаритный

РЛ 5.84.00.00 ГЧ

Микровыключатели

Д -301

Винты

ГОСТ 1491-80

Гайки

ГОСТ 5916-70

Шпонка

ГОСТ 23360-78

Штифты

ГОСТ 3128-70

Масса Масштаб Изм . Лист № докум . Подп . Дата

Лит .

Разраб .Пров .Т .контр . Лист Листов

Н .контр .Утв .

РЛ 5.84.00.00 СС

Схема деления на составные части

Симкин Нарыкова

1

Механизм линейных перемещений МГТУ им . Баумана

Кафедра " РЛ 5" Группы ИУ 1-62

у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 0 С С

Копировал Формат A3



Г-Г (2:1)

Д Д

E-E (4:1)

50 H7/h6

M8

8

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

24,6js7

1 N 7 / h 6

6 H7/l0

2 L0/k6

20 L0/k6

32 H7/l0

17 L0/k6

30 H7/l0

Ж Ж

1 5 0

80

292

1 2 3 4 5 6

7

8 9

З

З

10

11

12

13

14

15

16

17 18 19

20

21

22 28

29 30

31

33

34

35

23

43

24

25

26

27

37

38

39

40

32

36

85

44

В

В

А Б

Е

Е

2 N7/h6

В-В (2:1)Г

Г

А

6 0 ± 0 , 0

3

75 ± 0,03

Б

Д-Д (2:1)

Ж-Ж (2:1)

6 H7/k6 2 R8/h8

2 J s9/h8

5 Js11/h10

5 R10/h10

16 H9/k7

41

42

Технические требования :

1. ЭМП должен вращаться плавно , легко , без затираний и бесшумно .

2. Термообработка колес и шестерен - отжиг , закалка , отпуск Твердость зубьев колес HB 200...250 Твердость зубьев шестерен H В 200...250

3. Смазать зубчатые колеса ЦИАТИМ -201 ГОСТ 6267-74 0,3-0,5 грамм на зуб .

4. Смазать подшипники ВНИИНП -257 ГОСТ 1605-70 5. Осевой зазор подшипников регулировать набором

прокладок t=0,05...0,2 мм , устанавливаемых под наружное кольцо

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

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

и заштифтованы по посадке N7/h6 9. Посадки всех шарикоподшипников :

- внутренние L0/k6 - наружные H7/l0

10. Транспортировка производится в любой таре

11. Хранить в сухои помещении 12. Проверить на соответствие технического задания на

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

Техническая характеристика :

Сила на выходном звене F = 400 Н Скорость движения выходного звена V = 0.014 м * с Ход выходного звена S = 90 мм Напряжение питания двигателя U = 200 В Частота питающего тока двигателя f = 50 Гц

Температура эксплуатации -20...+40 о

3 Js7/k6

26 H7/k7

56

110

300

З-З (4:1)

1,5 N7/h6


Лит .

Разраб .Пров .Т .контр . Л ис т Л ис то в


1:1

1

Вид общий

РЛ 5.84.00.00 ВО

Механизм линейных перемещений


МГТУ им . Баумана Кафедра " РЛ 5" Группы ИУ 1-62

Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 0 В О




Г-Г (2:1)

Д Д

E-E (4:1)

50 H7/h6

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

24,6js7

6 H7/l0

2 L0/k6

32 H7/l0

1 5 0

80

292

10

5 4 3 2 1

12

11

8

14

9

7

13

15

20

6

16

17

18

19

22

85

21

M8

8

30 H7/l0

В

В

А Б

Е

Е

2 N7/h6

В-В (2:1)Г

Г

6 0 ± 0 , 0

3

75 ± 0,03

Ж

Ж

А Б

Д-Д (2:1)

5 Js11/h10

5 R10/h10

16 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 1605-70 4. Осевой зазор подшипников регулировать набором

прокладок t=0,05...0,2 мм , устанавливаемых под наружное кольцо

5. Винты ставить на эмаль ХСЭ 6 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 * с Ход выходного звена S = 90 мм

Техническая характеристика :

Сила на выходном звене F = 400 Н Скорость движения выходного звена V = 0.014 м * с Ход выходного звена S = 90 мм Напряжение питания двигателя U = 200 В Частота питающего тока двигателя f = 50 Гц

Температура эксплуатации -20...+40 о

26 H7/k7

56

110

300

Ж-Ж (5:1)

2h12 (-0,1)

3 , 5


Лит .



1:1

1

Сборка общая

РЛ 5.84.00.00 СБ

Механизм линейных перемещений


МГТУ им . Баумана Кафедра " РЛ 5" Группы ИУ 1-62

Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 0 С Б




300

1 5 0

Технические характеристики

1. Сила на выходном звене F = 400 Н 2. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м * с 3. Ход выходного звена S = 90 мм 4. Двигатель - ДАТ 32461 однофазный .

напряжение питания 200 В частота напряжения 50 Гц

5. Условия эксплуатации - УХЛ 4.1 6. Степень защиты IP44

7. Транспортировка и хранение в заводской таре любым видом транспорта 8. Обращать внимание на предупредительные надписи .9. Максимально допустимые нагрузки 3g.

70

6 0 ± 0 , 0

3

75 ± 0,03

Б

Б

10. Условия хранения - закрытые

11. Неуказанные предельные отклонения по ± IT14

2

t = -40 ... +50 C окружающей

среды

Б-Б (5:1)

А

2 H7

3 , 5

А (2,5:1)

M 8

8


Лит .



1:1

1

РЛ 5.84.00.00 ГЧ

Габаритно - монтажный чертеж




Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 0 Г Ч




Двигатель ДА Т 32461

P = 25 Вт n = 5100 об / мин

М ном

= 490*10 -4

Н * м

М пуск

= 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=0,3 3

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 i 0

=174

2. Сила на выходном звене F вых = 400 Н 3. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м * с 4. Ход выходного звена S = 90 мм 5. Двигатель - ДАТ 32461 однофазный , 50 Гц .6. Мощность 25 Вт .7. Подшипники качения N10000092 ГОСТ 8338-75

VII

М пр

= 342.26 Н * мм

VIII

S = 9 0 м

м

F вых

= 400 Н


Лит .



1:1

1

РЛ 5.84.00.00 СК

Кинематическая схема Симкин Нарыкова



Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 0 С К




1 7 , 6

h 7

65*

1 N7/h6

6 H 7

2 L 0 / k 6

2 L 0 / k 6

6 H 7

Z10=42; m=0,4

Z11=20; m=0,4

3 J s 7 / k 6

* Размеры для справок

1. Отверстие под штифт в позиции 4 сверлить в сборе .2. После сборки проверить на биения .

1 3 2 4

8 , 8

h 7

0.02

30,0 ± 0,25


Лит .



4:1

1

РЛ 5.84.05.00 СБ

Вал в сборе Сборочный чертеж




у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 5 . 0 0 С Б




65

2 k 6

2 k 6

3 k 6

8 , 8

h 7

0,25 • 45 (4 фаски )

Ra 1,25

2,5h12

2,5h12

Ra 1,25

R a 2 , 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 АБ 0.04

0,05 А

0.04

Модуль Число зубьев Угол наклона зуба Направление линии зуба Нормальный исходный контур Коэффициент смещения Степень точности по ГОСТ 9178-81

Делительный диаметр Ширина зубчатого венца

m z b - - x - d b

0.4 20 0

ГОСТ 9587-81

0 7H 8.0 5

А (5:1)

1

2

1 . 7

R0,1

R0,05

4 5


Лит .



4:1

1

РЛ 5.84.05.01

Вал - шестерня Механизм линейных перемещений


Сталь 40 Х ГОСТ 4543-71 МГТУ им . Баумана


у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 5 . 0 1


Rz 20 ( )

1. Данные для контроля зубьев по нормам точности по ГОСТ 9178-81 2. Твердость зубьев НВ 200-250 3. Покрытие Химическое оксидирование 4. Неуказанные предельные отклонения размеров : охватывающих по H12,охватываемых по h12

остальных по ± IT12 2



А

А

А-А (2:1)

5 0 h 7

60 js8

1 Js7/h6

1 R6/h6

5 H7/k6

102*

5 6 *

2 3 4 1 5

* Размеры для справок Шестреню в позиции 1 посадить на двигатель в позиции 2 до упора и затем затянуть гайкой в позиции 3

2,5

4 о т в .

4 , 5

H 7


Лит .



2:1

1

Двигатель в сборе Сборочный чертеж

РЛ 5.84.07.00 СБ

Симикн Нарыкова



у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 7 . 0 0 С Б




2 0 k 6

T r 1 2 x 3 - 7 e

2,5 • 45

2 4

0,5 • 45

3 8 , 4

h 1 0

2 • 45

2,5 • 45

1 4

1 7 k 6

0,5 • 45

2 0

4

7,5h12

7

34

62

* Размеры для справок

R a 2 , 5

Ra 2,5

A

0.04 A 0.022 A

m z b - - x - d b

Модуль Число зубьев Угол наклона зуба Направление линии зуба Нормальный исходный контур Коэффициент смещения Степень точности по ГОСТ 9178-81

Делительный диаметр Ширина зубчатого венца

0.6 62 0

ГОСТ 9587-81

0 7H

37.2 8

Ra 2,5

Ra 2,5

8h12


Лит .



4:1

1

РЛ 5.84.08.01

Колесо - Гайка Механизм линейных перемещений


Бронза БрО 10 Ф 1 ГОСТ 613-79 МГТУ им . Баумана


у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 8 . 0 1


Rz 20 ( )

1. Данные для контроля зубьев по нормам точности по ГОСТ 9178-81 2. Твердость зубьев H В 80-100 3. Неуказанные предельные отклонения размеров : охватывающих по H12,

охватываемых по h12

остальных по ± IT12

2



А

A (5:1)

4 , 9

R0,5

Б

Б

Б-Б

Z12=62; m=0,4

Z13=20; m=0,6

1 N7/h6

4 J s 7 / k 6

2 L 0 / k 6

6 H 7

1 N7/h6

2 Js9/h8

6 H7/k6

L0 = 15

3 H7/e7

4 H8/s8

2 R8/h8

65*

2 5 , 6 h 7

* Размеры для справок 1. 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 прижатия L0 = 15 мм 4. Отверстие под штифты в позиции 10 и 11 сверлить в сборе .

1 3

2

8

4 5 6 7 9

10

11

2 L 0 / k 6

6 H 7


Лит .



4:1

1

Муфта в сборе Сборочный чертеж


РЛ 5.84.06.00 СБ



у

р

р

р

Р Л 5 . 8 4 . 0 6 . 0 0 С Б




R a 6 . 3

3,5*

l 0

=15

l 2

=12

F *

3 =125,1 Н

1 7

R a 6 . 3

F 2 =112,6 Н

l *

3 =11,8

А Б

0,62min 2,5*

0,25max

* Размеры для справок 1. Модуль сдвига G = 78500 МПа 2. Длина развернутой пружины L = 228 мм 3. Число рабочих витков i

р = 3.5

4. Число витков полное i п

= 5

5. Шаг пружины t = 3,5 мм 6. Направление навивки пружины - правое

7. Поджато 3/4 витка , зашлифовано 3/4 дуги окружности 8. Длина пружины при рабочей деформации l

2 =12 мм

9. Длина пружины при максимальной деформации l 3

=11,8 мм

0,6 АБ


Лит .



2:1 1

РЛ 5.84.06.06

Пружина Механизм линейных перемещений Симкин Нарыкова

Проволка 65 С 2 ВА -2,5 ГОСТ 14959-79 МГТУ им . Баумана

Кафедра " РЛ 5" Группы ИУ 1-62 И н

в . № п о д л .

П о д п . и д а т а

В з а м . и н в . №

И н в . № д у б л .

П о д п . и д а т

а

С п р а в . №

П е р в . п р и м е н .

Р Л 5 . 8 4 . 0 6 . 0 6


Rz 20 ( )



2 0

2 4 k 7

2 7 ± 0 , 0

8

2 6 k 7

3 5 ± 0 , 0

8

4 0

2 о т в M 1

10H7 4

6 60

4

о т в

2 ± 0 , 0

0 5

А

R a 2 . 5

А (4:1)

M 1

6

0,25 • 45

1. Твердость HB 200...220 2. Покрытие химическое оксидирование 3. Неуказанные предельные отклонения размеров : охватывающих по H12,

охватываемых по h12

остальных по ± IT12

2 8

Ra 2.5

Ra 2.5


Лит .



2:1

1

РЛ 5.84.00.02

Стакан Механизм линейных перемещений Симкин Нарыкова

Сталь 10 ГОСТ 1050-88 МГТУ им . Баумана

Кафедра " РЛ 5" Группы ИУ 1-62 И н

в . № п о д л .

П о д п . и д а т а

В з а м . и н в . №

И н в . № д у б л .

П о д п . и д а т

а

С п р а в . №


Р Л 5 . 8 4 . 0 0 . 0 2


Rz 40 ( )



РЛ 5.84.00.00 Изм .

Лист № докум . Подп . Дата Разраб . Симкин 18.04.08

Расчетно - пояснительная

записка

Лист Листов Пров . Нарыкова

Лит .1 39


МГТУ им . Н .Э .Баумана Группа ИУ 1-62 Кафедра " РЛ 5" И н

в . № п о д л

.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №

И н в . № д у б л

.

П о д п .

и д а т

а

1 8 . 0 4

. 2 0 0 8

С п р а в . №



Р СЧ ТНО

ПОЯСНИТ ЛЬН Я З ПИСК

Курсовой проект

Разработка конструкции механизма линейных

перемещений



РЛ 5.84.00.00 Лист

2 Изм . Лист № докум . Подп . Дата И н в . № п о д л

.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


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 __



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


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 __



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


1

ТЕХНИЧЕСКОЕ З Д НИЕ

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

1 2 Исходные данные для расчета электромеханического привода :

Таблица

1

Тип электродвигателя

Сила на выходном звене F, Н Скорость движения

вых . звена V , м / с -1

Ход вых .звена S ,мм .Тип корпуса

Диаметр и шаг винта выходной пары d/p , d и p в мм

Критерий проектирования

Серия ДАТ

400

0,014

90

Литой

12/3

Максимум быстродействия

Условия эксплуатации

Степень защиты

Вид крепления к основному изделию

Вывод выходного элемента - винта

Вид выходного конца

УХЛ 4.1

IP44 Крепление с помощью ушек

С противоположной сторону

Резьбой

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

принять 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 со скоростью 5100 об / мин , питается постоянным напряжением 200 В частотой 50 Гц ;

мощность двигателя Р = 25 Вт ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


- Редуктор состоит из семи ступеней , передаточное отношение которого равно 174. В конструкции используют литой корпус , который состоит из крышки и корпуса , которые скреплены двум винтами и заштифтованы ( части корпуса изготавливаются из сплава АК 7 ч ГОСТ 1583-93);

- Фрикционная коническая муфта предназначена для предохранения привода от перегрузок .

Когда момент нагрузки превышает максимальный , пружина сжатия сжимается , увлекая за собой полумуфту , в результате чего вал муфты перестает вращаться . Таким образом , не будет происходить передача момента большего допустимого на валы , во - избежании их поломки ;

- Механические ограничители и микровыключатели : при достижении винтом крайнего положения срабатывает микровыключатель , который выключает двигатель . Механический упор сделан для предотвращения большого давления на микровыключатель .

2

ПРЕДВ РИТЕЛЬНЫЙ ВЫ ОР ЭМП

2

1 Расчетная мощность двигателя

P p дв = ξ *

P н

η = ξ *

F н

* V

η = 1,5*

400*0.014 0.4 = 1,5*

5.6 0.4 = 1,5*14 = 21 Вт , где

P н

- номинальная мощность нагрузки , Вт ;

F н

- 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 обычной

точности .

2 2 Выберем двигатель ДАТ 32461

3

Х Р КТЕРИСТИКИ ДВИГ ТЕЛЯ

3 1 Двигатель ДАТ 32461 имеет следующие характеристики :

3.1.1 Частота вращения , n ном

5100 об / мин

3.1.2 Мощность , P дв

25 Вт

3.1.3 Напряжение питания , U 200 В 3.1.4 Частота питания 50 Гц 3.1.5 Масса , m 0,58 кг

3.1.6 Номинальный момент , М ном

490*10 -4

Н * м

3.1.7 Момент инерции , J ротора

9*10 -6

кг * м 2



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


3.1.8 Пусковой момент , М пуск

784*10 -4

Н * м

4

КИНЕМ ТИЧЕСКИЙ Р СЧЕТ ЭМП

4 1 Определение общего передаточного отношения

По известным значениям скоростей на входе n двиг и выходе n н определяем передаточное

отношение редуктора по формуле :

i 0 = n двиг

n н

, где n двиг

- частота вращения двигателя , 5100 об / мин

n н

- частота вращения выходного вала редуктора

n н

= 2* π *V

p =

6.28*14 3

= 29.31 об / мин , где

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

;

p - шаг винта выходной пары , мм

i 0 = 5100 29.31 = 174

4 2 Расчет числа ступеней и распределение общего передаточного отношения по ступеням в соответствии с заданным критерием проектирования ЭМП

Намечаем использовать в редукторе прямозубые цилиндрические колеса , при этом их

оси будут параллельны . Критерий расчета - максимум быстродействия .Рассчитываем число ступеней по следующей формуле :

n опт

= 3*lg( i 0 ) = 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)

i ср

= n

√ i 0 = 2.1;

i 1

= 4

√ (2* i ср

) = 1.4;

i 2 = √ ( i ср ) = 1.4;

i n = i 7 = i 2 ср

i 1 =

2.1 2

1.4 = 3.1

i n-1

= i 6

= i 2 ср

i 2 =

2.1 2

1.4 = 3.1

i

3

= i

4

= i

5

= i

ср

= 2.1



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


4 3 КИНЕМ ТИЧЕСК Я СХЕМ

Д в и г а т е л ь Д А Т 3 2 4 6 1

P = 2 5 В т

n = 5 1 0 0 о б

/ м и н

В х о д н о й в а л

Z 1 = 3 0 ; m = 0 , 3

1

Z 2 = 4 2 ; m = 0 , 3

Z 4 = 4 2 ; m = 0 , 3

2

Z 6 = 4 2 ; m = 0 , 3

Z 3 = 3 0 ; m = 0 , 3

Z 8 = 4 2 ; m = 0 , 3

Z 5 = 2 0 ; m = 0 , 3

3

Z 7 = 2 0 ; m = 0 , 3

Z 9 = 2 0 ; m = 0 , 4

4

Z 1 2 =

6 2 ; m = 0 , 4

Z 1 0 = 4 2 ; m = 0 , 4

V

Z 1 1 = 2 0 ; m = 0 , 4

V I

Z 1 3 = 2 0 ; m = 0 , 6

В ы х о д н о й в а л

Z 1 4 = 2 0 ; m = 0 , 6

V I I

М п р = 3 4 2 . 2

6 Н * м м

V I I I

S

=

9 0 м м

F в ы х = 4 0 0 Н



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


5 Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя

5 1 Крутящий момент на выходе , момент нагрузки :

М вых

= F а

*d 2 * tg( γ + ρ ')

2 , где F а

- сила на выходном звене ( осевое усилие ) , Н

d 2 = d - 0.5p = 12 - 1.5 = 10.5 мм - средний диаметр

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

ρ ' = arctg(f') = arctg f

cos( α /2) = arctg

0.1

cos(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])

М вых

= 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 по формуле ( см . литературу [1])

M 1 =

M

2 i 12

* η 12

* η подш

, где

M 1 - искомый момент на ведущем звене ;

M 2 - известный момент на ведомом звене ;

i 12

- передаточное отношение передачи ;

η 12 - КПД передачи ;

η подш

- КПД подшипников в которых установлен ведущий вал ;

При предварительно расчете примем η подш

= 0.98; η 12 = 0.98;

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

М винт

= М вых

= М 8 = 1019 Н * мм

М 7 = M 8

i 78 * η 78 * η

подш =

1019 3.1 * 0.9604 = 342.26 Н * мм



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


М 6 =

342.26 3.1 * 0.9604

= 114.96 Н * мм

М 5 = 114.96

2.1 * 0.9604 = 57.0 Н * мм

М 4 = 57.0

2.1 * 0.9604 = 28.26 Н * мм

М 3 = 28.26

2.1 * 0.9604 = 14.01 Н * мм

М 2 = 14.01

1.4 * 0.9604 = 10.42 Н * мм

М 1 = 10.42

1.4 * 0.9604 = 7.75 Н * мм

Мы рассчитали статический момент нагрузки , приведенной к валу двигателя , но так как исполнительный механизм работает в области нагрузок , измеряющихся с малым ускорением , то расчет динамического момента нагрузки проводить не будем , то есть М ∑ пр

= М пр ст

5 3 Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя

При оценке будем руководствоваться следующим условием ( см . литературу [1]): М

пр ст ≤ M

ном где М

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

М ном

- номинальный момент двигателя , 49 Н * мм

7.75 Н * мм < 49 Н * мм , что верно

6 КИНЕМ ТИЧЕСКИЙ Р СЧЕТ

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 z 1 выбирают в диапазоне 17...28, причём в нашем случае ( максимум быстродействия ) z

1 назаначем ближе к нижнему пределу .

Расчет общего передаточного отношения и расчет каждой ступени в отдельности произведен с помощью специальной программы ( Программа расчета редкутора - РЛ 5).В результате расчетов было выбрано 7 ступеней передаточных пар , что и проверело наши предварительные расчеты . Результаты расчета сведены в таблицу 2.



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Таблица

2

№ i z ш

z к

1 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 второй передачи .

Z 1 ш = 30; Z 1 к

= Z 1 ш * i 1 = 42;

Z 2 ш = 30; Z 2 к = Z 2 ш * i 2 = 42;

С учетом новых данных , в итоге получается Таблица 3.

Таблица

3

№ i z ш

z к

1 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 могут измениться . Поэтому появляется погрешность реального передаточного отношения относительно рассчитанного , которая не должна превышать 0.27%.

Проверяем : i ф

= ∏ i j = 1.4*1.4*2.1*2.1*2.1*3.1*3.1 = 174.4 - реальное передаточное отношение .

∆i = i ф

- i o i o

= 174.8-174.4

174.8 = 0,23 % относительная погрешность

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



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


7

СИЛОВОЙ Р СЧЕТ

7 1 Выбор материалов и их механические характеристики

Рассчитаем редуктор механизма линейных перемещений на изгибную прочность .

Учитывая небольшие окружные скорости колес , материалом для изготовления

шестерн данной передачи у нас выбрана Сталь 40 Х

Термообработка : отжиг , закалка , отпуск .σ

в = 1000 МПа - предел прочности ;

σ Т

= 800-850 МПа - предел текучести ;

ρ = 7.85 г / см 3

- плотность ;

E

= 2.1 * 10 5

МПа - 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 :

[ σ F ] = σ

-1 n , где n = 1.7 коэффициент запаса

Предел выносливости для углеродистых сталей определяют по формуле :

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

σ -1

= 1000 * 0.43 = 430 МПа

[ σ F

] = 430 1.7

= 253 МПа

Коэффициент Y F

(20) = 4.15, Y F

(62) = 3.73, т .к мы выбрали одинаковые материалы для

колеса и шестерни , следовательно расчет ведем по шестерне .

7 2 Расчет модуля на изгибную прочность Рассчитаем модули каждой элементарной передачи по формуле ( см . литературу [1,4])

m ≥ К m * 3

√ ( M * Y F * K

z * Y m * [ σ F ] ) , где

K m = 1.5- коэффициент для прямозубых колес ;

M - момент , действующий на рассчитываемое колесо ;

K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


z - число зубьев рассчитываемого колеса ;

Y m = 9 - коэффициент ширины зубчатого венца ;

[ σ F

] - допускаемое напряжение при расчете на изгиб ;

Y F

- коэффициент формы зуба ( табличное значение ).

Проведем расчет для последней , самой нагруженной передачи .m ≥ 1.5 *

3 √ (

342.26 * 4.15 * 1.25 20 * 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 прочность Проведем проверочный расчет зубьев на контактную прочность по формуле ( см .

литературу [7]):

σ H = √

M i * К * K

3

α * (i

12 + 1)

3

i 2 12 * d

2 i * b i

≤ [ σ H ]

где M i - крутящий момент на ведомом колесе , Н * мм ;

K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки ; d i = m * Z

i - диаметр делительной окружности ведомого колеса , мм ;

b i = ψ bm * m - ширина венца ведомого колеса , мм ; ψ bm - коэффициент ширины зуба венца ;

K 3

α = 0.82 *

3 √ ( K v * E

пр ), где

K v

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

E пр

= 2* E 1 * E 2 E 1

+ E 2

= 2 * 2.1 * 10

5 * 2.1 * 10

5

2.1 * 10 5

+ 2.1 * 10 5 = 2.1 * 10

5 МПа -

приведенный модуль упругости первого рода ; E 1 и E 2 - модули упругости первого рода , соответственно ведущего и ведомого

колес ;

K 3 α

= 0.82 * 3

√ ( 1.1 * 2.1 * 10 5

) = 50.31 ( Н / мм 2

) 1/3

Тогда контактное напряжение на ведомом колесе :



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


σ H7 = √ ( 342.26 * 1.25 * 50.31

3 * (3.1 + 1)

3

3.1 2

* ( 0.6*20 ) 2

* ( 8 ) ) ≈ 500 МПа ;

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

σ H7

< [ σ H

], т .к . 500 < 650 МПа

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



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


8

ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ Р СЧЕТ

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

( см . литературу [1]) Формулы :

d = mz cos β

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

β = 0;

d a = mz

cos β + 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 );

d f

= mz

cos β

- 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 = ψ bm * m - ширина венца , где ψ bm - коэффициент , равный отношению ширины

зубчатого венца к модулю для шестерн ψ bm = 4;

d m = d 1 +d 2 2 - делительное межосевое расстояние ;

ступень

m, мм d m

, мм

-

z , мм

d, мм

d a , мм

d f , мм

b, мм

1

0.3 10.8

ш

30

9.0

9.6

8.2

4

к

42

12.6

13.2

11.8

3

2

0.3 10.8

ш

30

9.0

9.6

8.2

4

к

42

12.6

13.2

11.8

3

3

0.3 9.3

ш

20

6.0

6.6

5.2

4

к

42

12.6

13.2

11.8

3

4

0.3 9.3

ш

20

6.0

6.6

5.2

4

к

42

12.6

13.2

11.8

3

5

0.4 12.4

ш

20

8.0

8.8

7.0

5

к

42

16.8

17.6

15.7

4

6

0.4 16.4

ш

20

8.0

8.8

7.0

5

к

62

24.8

25.6

23.6

4

7

0.6 24.6

ш

20

12.0

13.2

10.4

8

к

62

37.2

38.4

35.6

6

d d a d f

b



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


9

Р СЧЕТ МУФТЫ

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

( см . литературу [3])

F пр

= М

кр * sin α

R ср * f , где М

кр = 342.26 Н * мм - крутящий момент на 6 валу ,

α = 15 ° - половина угла при вершине конуса ; R ср

- 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 .

R ср

= D 1 + D 2

2 = 9.5 мм , где D

1 и D

2 - диаметры рабочих поверхностей .

Определяем ширину поверхности трения :

ψ = в

R ср

= 0.6, ⇒ b = R ср

* ψ = 9.5 * 0.6 = 5.7

D 1 = 8 мм , D 2 = D 1 + 2*b*sin α = 11 мм

Определим F 2 = F пр

= 342.26* 0.25

9.5 * 0.08 = 112.60 Н - сила пружины , при кратковременных

перегрузках .

9 1

Эскиз муфты

D ср

= 14,5 мм



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


9 2

Расчет пружины

Из условий работы , выберем исходные данные . ( см . литературу [3]) Зададимся рабочим перемещением h = 3 мм .F 1 = 0 Н ⇒ L0 = L1 Материал изготовления пружины возьмем проволку 65 С 2 ВА ГОСТ 14959-79 Пужина устанавливается без предварительной деформации :

L0 = L1 = 15 мм - длина пружины в свободном состоянии .

Диаметр проволки определяем из условий прочности :

d пр

= √ ( 8 * F

пр * с * К

τ π *[ τ ]

);

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

К τ

= 4* с + 2 4* с - 3 = 1.12 - коэффициент увеличения напряжения на внутренней стороне ;

G = 7.85 * 10

4

МПа - модуль упругости второго рода ; [ τ ] = 960 МПа - допустимое напряжение кручения ;

d пр

= √ ( 8 * 112.6*11* 1.12

3.14* 960 ) ≈ 2.5 мм - диаметр пружины ;

D ср

= c * d пр

= 14.5 мм - средний диаметр пружины ;

D = D ср

+ d пр

= 17 мм - наружный диаметр пружины ;

Осевая податливость одного витка :

λ = 8 * c

3

G * d пр ≈ 0.9 мм ;

Количество рабочих витков :

i p = H 0 - ψ * D

ср d пр

= 15 - 0.5 * 14.5

2.5 = 3.5.

Полное количество витков i п

= 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 * d пр

8 * i p * c 3

= 36 Н / мм



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


9 3

Эскиз пружины

3,5 *

l 0

=15

l 2 =12

F

*

3 =125,1 Н

1 7

F 2 =112,6 Н l * 3 =11,8

2,5



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


1

Р СЧЕТ В ЛОВ

Основными нагрузками на валы являются силы от передач . Силы от передач передаются

через насаженные на них детали - зубчатые колёса . При расчёте принимаем , что

насаженные на вал колёса передают силы и моменты валу на середине своей ширины .

Рассчитаем шестой вал на прочность , а также подберем для него подшипники . Из

конструктивных соображений мы изготавливаем вал - шестерню из стали 40 Х .

Характеристики данного материала приведены ранее . Теперь найдем силы , действующие на

вал , при этом осевыми составляющими пренебрегаем в силу их малости .

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

М 6 = 114.96 Н * мм

F = 2 * M k

d - касательная сила , где

М к

- крутящий момент , Н * мм

d - делительный диаметр колеса , мм

F t10 = 2 * 114.96

16.8 = 13.69 Н

F r10

= F t10

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

F t11

= 2 * 114.96

8.0 = 28.74 Н

F r11 = F t11 * tg ( 20 ° ) = 28.74 * 0.36 = 10.46 Н

10 1 Определение опорных реакций

Плоскость XOZ:

? М А

= 0 :

F r10

* 10 - F r11

* ( 10 + 40 ) - R Bx

* 60 = 0

R Bx = F r10 * 10 - F r11 * 50 60 = 49.8 - 523

60 = - 7.89 Н

? М B = 0 :

F r11

* 10 - F r10

* ( 10 + 40 ) + R Ax

* 60 = 0

R Ax = F r10 * 50 - F r11 * 10

60 = 249 - 104.6

60 = 2.41 Н



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Плоскость У OZ:

? М А

= 0 :

F t10 * 10 + F t11 * ( 10 + 40 ) - R B у * 60 = 0

R

B у

= F t10 * 10 + F r11 * 50

60

= 136.9 + 1437

60

= - 26.23 Н

? М B = 0 :

- F t11 * 10 - F t10 * ( 10 + 40 ) + R A у * 60 = 0

R A у

= F t10 * 50 + F t11 * 10

60 =

287.4 + 684.5 60

= 16.2 Н

Так как на вал одновременно действуют изгибающие и крутящий моменты , то расчет на

прочность будем проводить через приведенный момент в опасном сечении « D » , где

M Dx = 78.7 Н * мм

M D у = 263 Н * мм

М кр

= 114,96 Н * мм

Приведенный момент :

М пр

= √ ( М 2 D

+ 0.75 * M 2 кр

) = √ ( М 2 Dx

+ М 2 D у

+ 0.75 *M 2 кр

) =

= √ ( 78.7

2

+ 263

2

+ 0.75 * 114.96

2

) = 292 Н * мм Расчет на прочность ведем по формуле :

d в

≥ 3

√ ( М

пр

0.1 * [ σ F ] ) = √ (

1.7 * М пр

0.1 * σ -1 ) , где

[ σ F ] =

σ -1

1.7 - допустимое напряжение ( 1.7 - коэффициент запаса прочности )

Тогда получаем , что диаметры валиков должны быть не менее :

d в

≥ √ ( 1.7 * 292

0.1 * 253 ) = 2.25 мм

Из конструктивных соображений принимаем диаметр всех валов равным 3 мм .



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


1 2

Эпюры изгибающих и крутящих моментов

0

z y

x

A

B F t10

F r10

F t11

F r11

A B

F t10 F r10 F t11

F r11 R Ay

R Ax R By R Bx

10 40 10

A B C

D 24,1 Н * мм

78,7 Н * мм

1 Н

E

R 1 А

R 1 А

R 1 B

R 1 B

A B

F t10 F r10 F t11

F r11 R Ay

R Ax R By

R Bx

10 40 10

78,7 Н * мм

A B

C D

162 Н * мм 263 Н * мм

1 Н R 1 А

R 1 А

R 1 B

R 1 B

A C D

B 0

115 Н * мм

10 3 Определение прогиба валика

Недостаточноая изгибная жесткость валиков вызывает перекос зубчатых колес и

шкивов , изменение межосевого расстояния , появление излишних люфтов и заклинвания

передач , поэтому размеры валиков проверяют по условию ( см . литератуту [12])

f расч

≤ f пред

, где

f расч

- расчетное значение прогиба валика в местах установки деталей , передающих

силы и моменты , мм ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


f пред

- предельно допускаемое значение прогиба валика , мм .

f пред

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

f ?

= √ ( f 2 x

+ f 2

y ) - суммарный прогиб , мм .

В нашем случае : f пред

= 0.012 мм

Определим реакции на опорах при воздействии единичной силы 1 Н

Плоскость XOZ:

? М А

= 0 :

1 * 50 - R Bx * 60 = 0

R Bx = 50 60 =

5 6 = 0.83 Н

? М B = 0 :

1 * 10 - R Ax * 60 = 0

R Ax = 10 60 =

1 6 = 0.17 Н

f x = ( - S' 1 * 10 * R Ax + S' 2 * ( 2 3 * 30 + 20 ) * R Ax + S' 3 *

20 3 * R Bx ) *

1 EJ

S' 1

= 20 * 24.1 / 2= 241 мм 2

S' 2 = 30 * 78.7 / 2 = 1180.5 мм 2

S' 3 = 10 * 78.7 = 787 мм 2

f x = 1 EJ *11447.65 =

11447.65

E * pi * d 4 =

11447.65

2.1 * 10 5

* 3.14 * 3 4 = 0.21 * 10

-3 мм

Плоскость YOZ:

? М А

= 0 :

1 * 50 - R Bx * 60 = 0

R By = 50 60 =

5 6 = 0.83 Н

? М B = 0 :

1 * 10 - R Ax * 60 = 0



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


R Ay

= 10 60

= 1 6

= 0.17 Н

f y = ( - S'' 1 * 20 3 * R Ay - S'' 2 * 30 * R Ay - S'' 3 * (

2*40 3 + 10 )* R Ay -

- S'' 4 * R By * 2*10

3 ) * 1 EJ

S'' 1 = 10 * 162 / 2= 810 мм 2

S'' 2

= 40 * 162 / 2 = 6480 мм 2

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

S'' 4 = 10 * 263 = 2630 мм 2

f y = 1 EJ *47922.6 =

47922.6

E * pi * d 4 =

47922.6

2.1 * 10 5

* 3.14 * 3 4 = 0.89 * 10

-3 мм

f ?

= √( f2x

+ f2y

) = 1EJ

* √ ( 11447.652

+ 47922.62

) = 49338.9

E * pi * d4

=

= 49338.9

2.1 * 10 5

* 3.14 * 3 4 = 0.9 * 10

-3 мм

Проверка условия : f расч

≤ f пред

0.9 * 10 -3

≤ 12 * 10 -3

мм

Условие выполнено .

11

ПОД ОР ПОДШИПНИКОВ

Осевые 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 . (c м . литературу [12])

( С ) p = 0.01 * P * 3

√ ( 60 * n * Lh ) ;

P = (X*V*F r + Y*F a ) * K σ

* K T ;

где P - эквивалентная динамическая нагрузка ;

X - коэффициент радиальной нагрузки ;

Y - коэффициент осевой нагрузки ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


V - коэффициент вращения ;

F r - радиальная нагрузка на опоры вала , Н ;

K σ

- коэффициент безопасности , учитывающий влияние динамичности нагружения в

условиях эксплуатации .

K

T

- температурный коэффициент , учитывающий влияние температурного режима

работы на долговечность подшипника .

( С ) p - расчётная динамическая нагрузка подшипника , Н ;

n i = n вых

* i 7 * i 6 - частота вращения i- го вала , об / мин ;

n i = 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 F a = 0, соответственно , X = 1, Y = 0;

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

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

подшипника 125 ° );

K σ = 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)::

F rA = √ ( R 2 Ax + R

2 yx ) = √ ( 2.41

2 + 16.2

2 ) = 16.4 Н

F rB = √ ( R 2 Bx + R

2 By ) = √ ( 7.89

2 + 26.23

2 ) = 27.4 Н

P A

= X * V * F rA

* K

σ * K

T = 25.8

P B = 43.14

( С ) pA

= 0.01 * P A

* 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 )



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Поскольку для подшипников серии 1000092 запас по динамической нагрузке получился

больше 100 единиц для самого нагруженного вала , то выполнять расчет для остальных

валов нецелесообразно , так как динамическая нагрузка на подшипники этих валов будет

заведомо меньше . Поэтому подшипники выбраны в соответствие с диаметрами валов из

этой серии .

Диаметр цапф валов 2 мм ., поэтому для всех валов выбираем подшипники с внутренним диаметром 2 мм . и внешним 6 мм .

Все подшипники по ГОСТ 8338-75.

2 6

2,3

12

ВЫ ОР М ТЕРИ Л КОРПУС

Корпус служит для установки подвижных и неподвижных узлов и деталей механизма . На

нем крепятся электродвигатель , крышки и т .д . В корпусе устанавливаем подшипники

качения . Корпус защищает детали и узлы механизма от вредных внешних воздействий ,

создает удобство и безопасность эксплуатации , условия для точной и надежной работы

механизмов .

Материал корпуса механизма линейных перемещений , учитывая срок службы , область

применения и условия эксплуатации , должен обладать следующими свойствами : легкость ,

прочность , долговечность , жесткость , относительно невысокий коэффициент линейного

температурного расширения . Поэтому материалом для корпуса выберем алюминиевый

литейный сплав нормальной прочности АК 7 ч ( АЛ 9) ГОСТ 1583-93 ( упрочненный термической

обработкой ).



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Получение : литье в кокиль , закалка и полное искусственное старение , повышающее

твердость .

Характеристики материала :

модуль упругости Е = 0.7*10 5

МПа ,

твердость HB = 70

коэффициент линейного температурного расширения α = 218*10 -6 1/ С °

13

Р СЧЕТ П ЕР ЕД ЧИ ВИНТ

Г ЙК

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 * d 2 * H r

≤[ q ], где y в

= H r d 2

, H r = y в

* d 2 ;

[ q ] = 8 . . . 10 МПа - допустимое контактное давление для литейной бронзы БрО 10 Ф 1 ГОСТ 613-79;

d 2 = 10.5 мм - средний диаметр резьбы ;

y в

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

= 1.35,

тогда H r = 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 :

τ ср

= F

pi * d * e * H r

≤ [ τ ср

],

где для литейной бронзы БрО 10 Ф 1 ГОСТ 613-79 [ τ

ср ] = (0.2 ... 0.3) * σ

Т σ

Т = 250 МПа

[ τ ср ] = 62.5 МПа

τ ср

= 400

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

1 2 2 Расчет передачи винт - гайка на устойчивость .

Проведем расчет передачи винт - гайка на устойчивость :

n y = F кр

F ≥ [ n y ] , где n y - коэффициент запаса ;

[ n y

] = 2.5 ... 5



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


F кр

= 1.87*E*J

l 2

, где l - длина винта (l = 90 мм )

E = 2.1 * 10 5

МПа - модуль упругости

J = pi * d

4

64 * (0.4 + 0.6* d

d-p ) = 3.14 * 12

4

64 * (0.4 + 0.6* 12 9 ) = 1222

F кр

= 1.87*E*J

l 2 =

1.87*2.1*10 5 *1222

90 2 = 59244 Н

n y

= F кр

F =

59244 400

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

проходит .

14

Р СЧЕТ ШТИФТОВ

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

Диаметр штифта определяется из его расчета на срез по условию :

d ш ≥ 2 * √ (

М кр

pi * d в

* [ τ ср

] ),

где М кр

- крутящий момент на валу , М кр

= 114.96 Н * мм ;

d в

- диаметр вала , d в

= 3 мм .

[ τ ср

] - допускаемое напряжение на срез для штифта ,

[ τ ср

] = 0.2 * σ Т

= 0.2 * 800 = 200 МПа

Таким образом , имеем :

d ш ≥ 2 * √ (

114.96 3.14 * 3 * 200 ) = 0.1 мм

Примем диаметр штифта равным 1 мм .

15

Р СЧЕТ ШПОНОК

Расчет шпонки на смятие производится по формуле :

σ = М

кр d * h * l ≤ [ σ

см ] - для призматических шпонок ( см . литературу [11]), где

[ σ см

]= 120 ...140 МПа ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


где М кр

- момент на валу , М кр

= 342.26 Н · мм ;

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

σ 1 = 1019 16*2*5 = 6.37 МПа ≤ [ σ см ]

σ 2 = 342.26 6*2*4 = 7.13 МПа ≤ [ σ

см ]

σ 3 =

7.75 4.5*0.5*2 = 1.72 МПа ≤ [ σ

см ]

Видно , что запас прочности на смятие нас удовлетворяет .

16 ПРОВЕРК ПР ВИЛЬНОСТИ ВЫ ОР ЭЛЕКТРОДВИГ ТЕЛЯ

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

n i = 1 - 0.5 * pi * C i * e v * f * ( 1 Z 1

+ 1 Z 2

),

где e v - коэффициент перекрытия ( e v = 1.5 );

C i =

F i + 2.92

F i + 0.174 - коэффициент нагрузки ;

F i =

2 * M

i+1 d 2i - окружная сила , Н ;

M i+1

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

M i = M

i+1 i i * η

i * η

опор

- момент силы , действующий на входной вал i- ой передачи , Н

* мм ; η

опор - КПД одной пары опор ;

η i

- уточненный КПД передачи i- ой передачи ;

i i - передаточное отношение i- ой передачи ;

f - коэффициент трения ( для закаленной стали и бронзы со смазкой f = 0.05 ); Z 1 - число зубьев шестерни ;

Z 2 - число зубьев колеса ;

d 2i - диаметр колеса , мм ;

Для седьмой передачи : M

8 = 1019.7 Н * мм ;C



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


F 7 = 2 * M

8 d 27

= 2 * 1019.7

37.2 = 54.82 Н

C 7 = 54.82 + 2.92 54.82 + 0.174 = 1.049

η 7 = 1 - 0.5*3.14*1.049*1.5*0.05 * (

1 20 +

1 62 ) = 0.992

Для шестой передачи :

M 7 = M 8

i 7 * η i * η опор

= 1019.7

3.1 * 0.99 * 0.9 = 369.18 Н * мм

F 6 = 2 * M 7 d 26

= 2 * 369.18

24.8 = 29.77 Н

C 6 = 29.77 + 2.92 29.77 + 0.174 = 1.09

η 6 = 1 - 0.5*3.14*1.09*1.5*0.05 * ( 1 20 +

1 62 ) = 0.992

Для пятой передачи :

M 6 = M 7


= 369.18

2.1 * 0.99 * 0.9 = 133.66 Н * мм

F 5 =

2 * M 6

d 25 =

2 * 133.66

16.8 = 15.91 Н

C 5 = 15.91 + 2.92 15.91 + 0.174 = 1.168

η 5 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * ( 1 20 +

1 42 ) = 0.99

Для четвертой передачи :

M 5 = M 6

i

5

* η

i

* η опор

= 133.66

2.1 * 0.99 * 0.9 = 71.43 Н * мм

F 4 = 2 * M 5 d 24

= 2 * 71.43

12.6 = 11.34 Н

C 4 = 11.34 + 2.92 11.34 + 0.174 = 1.235

η 4 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (

1 20 +

1 42 ) = 0.989

Для третьей передачи :



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


M 4 = M

5 i 4

* η i * η

опор

= 71.43

2.1 * 0.99 * 0.9 = 37.18 Н * мм

F 3 = 2 * M 4 d 23

= 2 * 37.18

12.6 = 6.06 Н

C 3 = 6.06 + 2.92 6.06 + 0.174 = 1.43

η 3 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (

1 20 +

1 42 ) = 0.988

Для второй передачи :

M 3 = M 4


= 37.18

2.1 * 0.99 * 0.9 = 20.40 Н * мм

F 2 = 2 * M 3 d 22

= 2 * 20.4 12.6 = 3.24 Н

C 2

= 3.24 + 2.92 3.24 + 0.174

= 1.79

η 2

= 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * ( 1 20

+ 1 42

) = 0.988

Для первой передачи :

M 2 =

M 3

i 2 * η i * η опор =

20.4

1.4 * 0.99 * 0.9 = 16.36 Н * мм

F 1 = 2 * M 2 d 22

= 2 * 16.36

12.6 = 2.60 Н

C 1 = 2.6 + 2.92 2.6 + 0.174 = 1.98

η 1 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * ( 1 20 +

1 42 ) = 0.987

Тогда , общий уточненный КПД редуктора равен :

η ? = n 7 * n 6 * n 5 * n 4 * n 3 * n 2 * n 1 * n опр 7 = 0.928 * 0.99 7 = 0.865 = 86.5 % где - КПД одной пары опор .

М * ст . пр

= M 1 = M 2


= 16.36

1.4 * 0.99 * 0.9 = 13.11 Н * мм

Уточненные моменты сил на валах незначительно отличаются от найденных в силовом расчете .

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



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


М пуск

≥ М * ст . пр

+ М * дин . пр

М ном

≥ М * ст . пр

где М пуск

= 78.4 Н * мм - пусковой момент двигателя ;

М ном

= 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 = J

пр * e / η

? - динамический момент выходного вала , приведенный к

входному с учетом уточненного КПД , Н * м ;

e = ω

вх t разг

- угловое ускорение входного вала редуктора ;

ωвх

= π * n

30 = 3.14 * 5100

30 = 534 рад / сек - угловая скорость выходного вала ;

t разг

- время разгона двигателя ;

e = 534 0.8 = 630 рад / сек

2

J пр

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

формуле :

J пр

= J р

+ J р . пр

+ J н

i 2 0

, где

J р

- момент инерции ротора двигателя , кг * м 2

;

J н

- момент инерции нагрузки , кг * м 2

;

J р . пр

= J 1

+ J 2 + J 3

i 2 12

+ J 4 + J 5

i 2 1-2 *

2 3-4

+ J 6 + J 7

i 2 1-2 *i

2 3-4 *i

2 5-6

+ J 8 + J 9

i 2 1-2 *i

2 3-4 *i

2 5-6 *i

2 7-8

+

+ J 10

+ J 11

i 2 1-2 *i

2 3-4 *i

2 5-6 *i

2 7-8 *i

2 9-10

+ J

12 + J

13

i 2 1-2 *i

2 3-4 *i

2 5-6 *i

2 7-8 *i

2 9-10 *i

2 11-12

+ J 12

i 2 0

- момент инерции

редуктора , приведенный к входному валу , кг * м 2 ;

J i = pi * b i * ρ* d 4 i *10

-12 / 32 - момент инерции i- го колеса относительно оси его

вращения , кг * мм 2

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

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

d i - делительный диаметр i- го колеса , мм ;



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


ρ - плотность материала колеса ( для стали 40X ρ = 7.85 г / см 3

).

Тогда моменты инерции колес равны:#

J i * 10 -12

[ кг * мм 2

]

J i * 10 -12

/ i 2 1-i [ кг * мм

2 ]

#

J i * 10 -12

кг * мм 2

J i * 10 -12

/ i 2 1-i [ кг * мм

2 ]

1

20.2

20.2

8

58.3

0.99

2

58.3

40.05

9

15.8 10

245.6

0.79

3

20.2 4

58.3

16.21

11

15.78 12

1166

0.41

5

3.99 6

58.3

3.676

13

127.8 14

8855

0.29

7

3.99

Приведенный момент инерции редуктора равен :

J р . пр

= 82.6*10 -6

кг * м 2

Приведенный момент инерции привода равен :

J пр

= 9*10 -6

+ 82.6 * 10 -6

+ 0.101

174 2 = 90.59 * 10

-6 кг * м

2

М * дин . пр

= 90.59 * 10

-6 * 630

0.865 = 0.062 Н * м = 62 Н * мм

Таким образом М

пуск ≥ М *

ст . пр + М *

дин . пр

78.4 ≥ 13.11 + 62 = 75.11 Н * мм ( Верно ) М ном

≥ М * ст . пр

49 ≥ 13.11 Н * мм ( Верно ) C ледовательно , двигатель удовлетворяет необходимым условиям , то есть он выбран верно для данного режима работы .

17

Расчет точностных характеристик привода

Задача проверочного расчета заключается в проверке условия ∆?

< [ δ

0

* s ], где

∆?

- расчётная погрешность электромеханического агрегата , [ δ 0 * s ] - заданная

погрешность электромеханического агрегата . Учитывая назначение механизма , приходим к выводу , что погрешность редуктора будет определяться кинематической и люфтовой погрешностями . Кинематическая точность характеризуется наибольшей погрешностью функции положения при работе передачи в одном направлении . Люфтовая погрешность характеризуется боковым зазором , который предназначается для обеспечения свободного вращения колёс при температурных деформациях , а также для компенсации погрешностей сборки и изготовления , размещения смазки .

Найдем скорость самой быстроходной ступени

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



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


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

φimin = 0.7*K s * (F i1 ' + F i2 '), где K s - коэффициент фазовой компенсации .

F i1 ' и F i2 ' - допуски на кинематическую погрешности колеса и шестерни

соответственно , которые рассчитываются по формуле

F i2 ' = F p + f f , где F p - допуск на накопленную погрешность шага ,f f - допуск на погрешность профиля зуба , все эти величины берутся из таблиц

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

Для колес : F p2 = F p4 = F p6 = 24 мкм ; F p8 = 26 мкм , f f = 9 мкм

F p10 = F p12 = 26 мкм ; F p14 = 30 мкм , f f = 10 мкм

Для шестерен : F p1 = F p3 = F p5 = F p7 = 22 мкм ; f f = 9 мкм

F

p9

= F

p11

= 22 мкм ; F

p11

= 24 мкм ; f

f

= 10 мкм

К s

- коэффициент фазовой компенсации ;

Найдем минимальное и максимальное значения кинематических точностей элементарных передач :

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 учитывают приведенные погрешности монтажа шестерни

F i0 max

= K s

* [ √ ((F i1

) 2

+ (E ? M2

) 2

) + √ ((F i2

) 2

+ (E ? M2

) 2

) ], где

K s

- коэффициент фазовой компенсации . Значения для каждой элементарной передачи

равны : К

1

= 0,83; К

2

= 0,85; К

3

= 0.85

E ? M = √ [ (

e r * tg α

cos β ) 2

+ (e a * tg β) 2

],

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

e r - монтажного радиального биения зубчатого колеса .

Следует отметить , что под монтажным радиальным биением зубчатого колеса понимается

составляющая радиального биения зубчатого венца колеса , вращающегося на рабочей оси ,



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


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 j t min = j n min

cos α * cos β , где

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

соответствующей передачи находим из справочных таблиц .

j n min 1-6 = 11; j n min 7 = 13 j t min 1-6

= 8.5 мкм , j t min 1-6

= 9.6 мкм

Максимальное значение мертвого хода рассчитывают по формуле

j t max = 0.7 * (E HS1 +E HS2 ) + √ (0.5*(T 2 Н 1 + T

2 Н 2 ) + 2*(f a )

2 + p

2 1 + p

2 2 ). Примем значение

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

смещение исходного контура шестерни и колеса T Н

, и наименьшее смещение исходного

контура E HS будем брать из таблиц .EHS1 18 18 18 18 18

EHS2 26 26 26 26 28

TH1 38 38 38 38 38

TH2 45 45 45 45 53

fa 16 16 16 16 16

j t max 1 = j t max 2 = j t max 3 = 64.74 мкм ,

j t max 4 = 67.93 мкм , j t max 5 = j t max 6 = 71.00 мкм , j t max 7 = 75.1 мкм

Следует отметить , что погрешности зубчатых передач обычно оценивают в угловых минутах и относят к ведомому колесу передачи . Если известно значение кинематической погрешности передачи , F i0 в микрометрах , то погрешность указанных передач в угловых

минутах φi0 = F' i0 *180*60

m*z 1 *1000* π =

6.88*F' i0 m*z

1 , мертвый ход всех видов передач в угловых



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


минутах φi0 = 6.88*j

t m*z 1

.

Переведем минимальные кинематические погрешности :

φi min 1 = φ

i 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 вероятностным методом . Для кинетической цепи , состоящей из n элементарных передач , расчетное соотношение для определения погрешности φi0 ?

, приведенной выходному валу имеет вид

φi0 ? = E

p i0 ?

+ t* √ [ ? ( ξ j *V i0 j ) 2

], где

E p i0 j =

φ φi0 min j + φ φi0 max j 2 - координата середины поля рассеяния элементарной

передачи ;

V i0 j = φ φ

i0 max j - φ φ

i0 min j - поле рассеяния элементарной передачи ;

ξ j - передаточный коэффициент j- й передачи .

Значение φ φ

i0 j рассчитывают по формуле

φ φi0 j = φi0 j * K φ , где K φ

- коэффициент , учитывающий зависимость кинематической погрешности

рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота её выходного

колеса . Угол поворота ведомого колеса j- й передачи φ j =

φB ξ j

.

Передаточный коэффициент j- й элементарной передачи определяют по формуле :

ξ j

= 1

i j-B , где i j-B

- передаточное отношение кинематической цепи между выходными

валами j- й передачи и привода .



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Угол поворота выходного винта больше 360 град , К ф

= 1. Для всех последующих

звеньев К ф

также будет равен единице .

Находим координаты середин полей рассеяния элементарных передач : E i1 = E i2 = E i3 = (18.8 + 28.9)/2 = 23.85'; E i4 = (19.4 + 29.9)/2 = 24.65'

E i5 = E i6 = (15.0 + 30.8)/2 = 22.9'; E i7 = (7.38 + 11.3)/2 = 9.4'

V i1 = V i2 = V i3 = 28.9 - 18.8 = 10.1'; V i4 = 29.9 - 19.4 = 10.5'

V i5 = V i6 =30.8 - 15.0 = 15.08'; V i7 = 11.3 -7.38 = 3.92'

Определим передаточные коэффициенты элементарных передач :

ξ 1 =

1 85.0 = 0.012; ξ 2 = 0.025; ξ 3 = 0.052; ξ 4 = 0.109; ξ 5 = 0.227; ξ 6 = 0.455;

ξ 7 = 1;

Находим суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности

цепи :

E p 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 : φ

i0 ? = 22.3 + 0.48* √ 27.04 = 24.8'

Переведем минимальные значения мертвого хода в угловые минуты :

φ

л min 1

= φ

л min 2

= φ

л min 3

= φ

л min 4

= 6.88* 8.5

0.3*42

= 4.64

φл min 5 = φ

л 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 = φ

л 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 : E л 1 = E

л 2 = E л 3 = (4.64 + 35.4)/2 = 20.02'; E

л 4 = (4.64 + 37.1)/2 = 21.30'

E л 5 = E

л 6 = (3.48 + 38.8)/2 = 21.4'; E л 7 = (1.76 + 13.9)/2 = 7.83'

V л 5

= V л 2

= V л 3

= 35.4 - 4.64 = 30.76'; V л 4

= 37.1 - 4.64 = 32.46'



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


V л 5

= V л 6

=38.8 - 3.48 = 35.32'; V л 7

= 13.9 -1.76 = 12.14'

Находим суммарную координату середины поля рассеяния люфтовой погрешности :

E p 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'



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


Список литературы

1. Расчет электромеханического привода , Кокорев Ю .А ., Жаров В .А .,Торгов А .М ., М .: МГТУ им .

Баумана , 1995 г .

2. Атлас конструкций элементов приборных устройств , под ред . О .Ф .Тищенко . М .:

Машиностроение , 1982 г .

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 ,

1988 г .

5. Справочник конструктора машиностроителя т . 1, Анурьев В .И ., М .: Машиностроение , 1979 г

6. Справочник конструктора машиностроителя т . 2, Анурьев В .И ., М .: Машиностроение , 1979 г

7. Элементы приборных устройств , под ред . Тищенко О .Ф ., т .1, М .: Высшая школа , 1982 г .

8. Элементы приборных устройств , под ред . Тищенко О .Ф ., т .2, М .: Высшая школа , 1982 г .9. Элементы приборных устройств , курсовое проектирование , Тищенко О .Ф ., т .1, М .: Высшая

школа , 1982 г .

10. Элементы приборных устройств , курсовое проектирование , Тищенко О .Ф ., т .2, М .: Высшая

школа , 1982 г .

11. Основы расчета и конструированиея деталей и механизмов летательных аппаратов , под

ред . Кестельмана В .Н ., Рощина Г .И ., Машиностроение

12. Расчет и конструирование валов и опор механических передач приборов , И .С . Потапцев ,

Е .В . Веселова , Н .И . Нарыкова , А .В . Якименко , МГТУ им . Баумана , 2000 г

13. Оформление рабочих чертежей деталей и узлов . по курсу « Элементы приборных

устройств »



РЛ 5.84.00.00 Лист


.

П о д п

.

и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а


ПРИЛОЖЕНИЕ 1

Общее передаточное отношение редуктора : 174 Число ступеней редуктора : 7 Передаточное 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 | 3 0 | 4 2 |

| Материал | Сталь 40 Х | Сталь 40 Х |

| Модуль | 0.30 |

| Диаметр выступов | 9.60 | 13.20 |

| Делительный диаметр | 9.00 | 12.60 |

| Ш и ри н а в е н ца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |

| Межосевое расстояние | 10.80 |

??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

***** Ступень № 2 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +

| Количество зубьев | 3 0 | 4 2 |


| Модуль | 0.30 |



| Ш и ри н а в е н ца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |


??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

***** Ступень № 3 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +



| Модуль | 0.30 |



| Ш и ри н а в е н ца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |


??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

***** Ступень № 4 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +



| Модуль | 0.30 |



| Ш и ри н а в е н ца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |


??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????



и д а т а

В з а м .

и н в . №


.

П о д п .

и д а т

а

***** Ступень № 5 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +



| Модуль | 0.40 |

| Диаметр выступов | 8.80 | 17.60 || Делительный диаметр | 8.00 | 16.80 |

| Ш и ри н а в е н ца | 3.60 > 5 | 3.60 > 4 |


??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

***** Ступень № 6 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +



| Модуль | 0.40 |



| Ш и ри н а в е н ца | 3.60 > 5 | 3.60 > 4 |

| Межосевое расстояние | 16.40 |??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

***** Ступень № 7 *****

?????????????????????????????? -?????????????????????????????????????? ¬


+ ?????????????????????????????? + ?????????????????? + ?????????????????? +



| Модуль | 0.60 |



| Ш и ри н а в е н ца | 5.60 > 8 | 5.60 > 6 |


??????????????????????????????? + ??????????????????????????????????????

linear motion mechanics

Documents

Transcript of linear motion mechanics