, динамических (сил инерции) М_дин, весовых (от массовых нагрузок) М_вес, аэродинамических (от ветровых нагрузок) М_аэр;

Моменты приводятся к выходному n-валу, на котором установлен РО:

М_ро = М­_ст + М­_дин­ + М_вес + М_аэр

Статический момент М_ст учитывается через коэффициент потерь на трение в опорах одного вала серводвигателя П=0,002 для опор качения. Задаваясь кинематической схемой и числом валом n=1, вращающийся момент преобразуется в формулу 2:

М_ро = (2) [1]

Подсчитаем моменты от каждой нагрузки по отдельности:

-Аэродинамический момент

М_аэр = 0, так как привод находится под РПУ

-Динамический момент вычисляется по формуле:

М_дин = J*ε

J – момент инерции облучателя
J = 1 [кг*м²]

ε - угловое ускорение (см. ТЗ)

ε=14,22 [рад/с²]

М_дин = 1 кг*м² * 14,22 рад/с² = 14,22 [Н*м]

-Весовой момент вычисляется по формуле:

М_вес = m*g*R

m = 10 кг

R = 0 м

Так как РО расположен на оси вращения ОПУ, R = 0

М_ро = = 14,28 [Н*м]

Потребная мощность по формуле (1):

W_po = 14,28 * 0,21 = 3 [Вт]

Исходя из расчетов, я выбрал электродвигатель компании Maxon EC40 (рис. 7)


Рис. 7


Характеристики двигателя:

Wдв (Вт)	nдв (об/мин)	Мном (мН*м)	V (В)	Kп
96	3110	161	24	2.4

Редуктор выбрал планетарный компании Maxon GP42C ввиду его компактности, небольшого веса и способности выдавать большие передаточные числа (Рис.8)


Рис. 8


Редуктор имеет следующие характеристики:

Редукция i = 1 : 756

М (выходной момент) = 3-15 H*м

---

4.2.2. Кинематический расчет

Общее передаточное число вычисляется по формуле:



i_мех = 3110 / 100 = 31

n_ро =100 об/мин [из ТЗ]

4.2.3. Силовой расчет

Вращающий момент на входном валу двигателя (M₁ = Т_вх)

Н*м

Вращающий момент на выходном валу (M₂ = Т_вых)

= 3*31*0,97 = 46,5 Н*м

4.2.4. Проектировочный расчет вала (поз. 4, раздел 4.2.1)

В современных машинах наиболее широко используется вращательное движение деталей. Менее распространено поступательное движение и его комбинация с вращательным (винтовое движение). Движение поступательно перемещающихся частей машин обеспечивается специальными устройствами, называемыми направляющими. Для осуществления вращательного движения используют специальные детали – валы и оси, которые своими специально приспособленными для этого участками – цапфами (шипами) или пятами – опираются на опорные устройства, называемые подшипниками или подпятниками.

Валом называют деталь (как правило, гладкой или ступенчатой ци­линдрической формы), предназначенную для поддержания установленных на ней шкивов, зубчатых колес, звездочек, катков и т. д., и для передачи вра­щающего момента.

При работе вал испытывает изгиб и кручение, а в отдельных случаях помимо изгиба и кручения валы могут испытывать деформацию растяже­ния (сжатия).

Некоторые валы не поддерживают вращающиеся детали и работают только на кручение (карданные валы автомобилей, валки прокатных станков и др.). 

Вал (рис. 9) 1 имеет опоры 2, называемые подшипниками. Часть вала, охватываемую опорой, называют цапфой. Концевые цапфы именуют ши­пами 3, а промежуточные — шейками 4.




Рис. 9
Прямой вал: 1 — вал; 2 — опоры вала; 3 — цапфы; 4 — шейка

Расчет вала:

Материал – Сталь 40Х, σ_-1 = 495 Мпа

Расчет минимальных диаметров валов:

d_вх

---

K = 3,1 8 мм

d_вых K = 3,1 15 мм [3]

Согласно ГОСТ 12080-66 получаем:

d_вх = 8 мм

d_вых =15 мм

Размеры шпоночного соединения: b = 5 мм, h = 5 мм

F_см = = = 3875 Н

σ_см = 0,4 σ_-1 = 332 МПа => l_p 4,6 мм [3]

l_p = 16 мм.

Длины участков вала:

L₁ = 40 мм, L₂ = L₁ + 40 мм = 80 мм, L₃ = L₁ = 40 мм.

Для этого вала выбираю 8ой квалитет, так как мне необходимо обеспечить точную сборку детали, плавность хода и механическую прочность детали.

На основании квалитета и диаметра вала (по ГОСТу 25347-82) выбираю шероховатость Ra=2,5 [7].

---

4.2.5. Прочностной расчет вала

Построение эпюр для вала выходного, силы от колеса:

F_t = = 633 Н – окружная сила

F_r = F_t * tgα = 633 0,364 = 230 Н – радиальная сила [3]

Определим реакции опор:

В плоскости OYZ:

-F_r*40 + R_by*120 =0

R_by=104,5 H

F_r*40-R_ay*120 = 0

R_ay=125,5 H

В плоскости XOZ:

R_bx*120-F_t*40 = 0

R_bx=287,7 H

-R_ax*120+F_t*40 = 0

R_ax= 345,3 H

Изгибающий момент в плоскости XOZ, сечение B: M_xb = 0

сечение С: M_xc = R_ax*40 = 10359 Н*мм.

Изгибающий момент в плоскости YOZ,

сечение В: M_yb = 0

сечение С: M_yc = -R_ay*40 = - 3765 H*мм.

Расчетная схема вала для построения эпюр:



Эпюра М_х:



Эпюра М_y:



Эпюра N (осевые факторы):



Эпюра М_кр:



Опасным местом является место зубчатого зацепления.

Коэффициент перегрузки К_п = 2.4 (см.4.2.1)

М_х = 10359 Н*мм;

М_у = -3765 Н*мм;

F = 1 H;

М_кр = -15000 Н*м;

M_max = = 11021 H*мм;

F_max = К_п * F = 2,4 * 1 = 2,4 H;

W = 0.1*d³ = 337,5 мм³

А = 176,6 мм²

Диаметр в сечении d = 15 мм

σ =10³*M_max/W+F_max/A = 24 МПа ≤ [σ] = 490 МПа, значит условия прочности выполняются.

По итогам расчета мной самостоятельно был выпущен чертеж КМУ.000000.002 (см. 10. Приложение).

4.2.6. Проектировочный расчет зубчатого колеса и шестерни (поз.3, раздел 4.2.1.)

В современных технологиях используются десятки видов различных механических передач, которые предназначены для передачи крутящегося момента от одного вала к другому. Так же есть виды передач, которые преобразуют поступательные движения во вращательные. В этих передачах используются различные виды шестерней, конические шестерни, цилиндрические и другие. Технологически все шестерни имеют основание с круговым (или продольным) зубчатым радиусом. Передача крутящегося момента происходит в результате зацепления зубьями двух (или более) шестерней. Практически все виды шестерней относятся к тому или иному виду:

---

• 
  Прямозубые шестерни;
  
• 
  Косозубые шестерни;
  
• 
  Шестерни с внутренним зацеплением;
  
• 
  Винтовые шестерни;
  
• 
  Секторные шестерни;
  
• 
  Шестерни с круговыми зубьями;
  
• 
  Конические шестерни;
  
• 
  Зубчатые рейки;
  
• 
  Шестерня-звезда.
  

Прямозубые шестерни (рис. 10) используются наиболее часто и являются одними из первых придуманных зубчатых колёс. Прообразы прямозубых шестерней появились тысячи лет назад. Сейчас прямозубые шестерни изготавливают из различных материалов, металла, пластика, а также изготавливают композитные детали используя сочетания разных металлов и пластика. Прямозубые шестерни позволяют передать поступательный момент только на валы, находящиеся в одной плоскости (параллельные).


Рис. 10


Расчет колеса и шестерни:

Межосевое расстояние в первом приближении:

а_ω ≥ 3,1 * [2]

а_ω ≥ 82 мм

Число зубьев:

Z_ш = 7

Z_к = 42

Модуль зуба:

а_ω = => m = = 3,337 мм

По ГОСТ 9563-60 берем модуль:

m = 3,5 мм

Делительные диаметры:

d_ш = m*Z_ш = 24,5 мм

d_к = m*Z_к = 147 мм [2]

Межосевое расстояние:

а_ω = = 82 мм

Размеры зубьев:

h = 2,25*m = 7,875 мм, h_a = 3,5 мм, h_f = 4,375 мм

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

b_ω = 0,2 * a_ω = 16,4 мм => b_k = 11,5 мм, b_ш = 16,5 мм

Для отверстия зубчатого колеса выбираю 9ый квалитет, чуть ниже, чем для вала, так как мне необходимо обеспечить точную сборку детали, плавность хода и механическую прочность детали. На основании квалитета и диаметра отверстия выбираю шероховатость Ra=2,5 [7].

4.2.7. Прочностной расчет колеса

σ_H ≤ σ_HP [6]

где σ_HP – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение σ_HP

---

Смотрите также файлы

• Способов кодированияКодирование Для того чтобы сохранить, обработать и передать информацию, её нужно зафиксировать с помощью кодов.pdf

• Задача Найти купонную ставку еврооблигаций правительства России, если известны следующие данные.docx

• Пищевые отравления и основы их профилактики.docx

• Сабата олданылатын лтты ойындарды рлі таырыбына Курсты жмыс Орындаан Бекетова Э.docx

• Контрольная работа по дисциплине Лесоведение Вариант 1 Выполнила студент Институт леса и природопользования курс 2.docx