Расчет привода турникета

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание работы механизма

Привод турникета возвращает створки в исходное положение после каждого прохода. В соответствии с заданием механизм привода представляет собой исполнительный механизм (электродвигатель постоянного тока) четырехступенчатый нереверсивный редуктор и поводковая муфта. Привод механизма осуществляется коллекторным электродвигателем постоянного тока серии ДПМ-35-Н1-04 с возбуждением от постоянных магнитов, широко применяющегося в системах промышленной автоматики.

Для соединения источников движения с ведомыми механизмами используется поводковая муфта.

Распределение передаточных отношений производится с учетом получения минимальных погрешностей.

Механизм собран в литом корпусе. В механизме установлены шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75).

2. Предварительный выбор двигателя

Электродвигатель - это электрическая машина, предназначенная для преобразования энергии электромагнитного поля в кинетическую энергию вращения вала, побочным эффектом которого является выделение тепла.

По условию ТЗ режим работы привода - нереверсивный, следовательно необходимо выбирать двигатель с относительно большим пусковым моментом.

По условиям задания данный привод должен относится к нереверсивным, работающим в кратковременном режиме. Исходя из заданных параметров, выберем серию двигателей ДПМ.

2.1 Расчет требуемой мощности

Поскольку ДПМ имеет один выход при постоянном моменте нагрузки, то расчетную мощность электродвигателя определяем по формуле:

Расчет мощности двигателя:

,

где Т_н - момент нагрузки на выход вала двигателя, n_вых - скорость оборотов в минуту двигателя.

Вт

Зададим - общий коэффициент полезного действия устройства, определяемый как произведение КПД всех узлов устройства - за отсутствием уточненной кинематической схемы приближенным значением лежащими в пределах 0,6…0,7: .

Требуемая мощность:

Вт

Номинальная мощность двигателя должна удовлетворять условию: .

2.2 Выбор двигателя

Выберем двигатель ДПМ-35-Н1-04, со следующими параметрами:

Напряжение питания, U В - 27,

Номинальная мощность, P_ном Вт - 12,32,

Частота вращения, n_ном об/мин - 6000,

Номинальный вращающий момент, М_ном мНм - 19,6,

Пусковой момент, М_пуск мНм - 68,6,

Потребляемый ток, J_р А - 1,3,

Масса, m кг - 0,8

3. Расчет редуктора

3.1 Кинематический расчет

Определим общее передаточное отношение. По известным значениям скоростей nном и nвых определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

Подставляя полученные в предыдущем пункте значения n_ном и n_вых получаем: .

Определим число ступеней. Согласно критерию минимизации погрешности, считая максемально возможным предаточное отношение в выражении [1, с. 6] равным 8, получим вырожение для определения числа супеней редуктора:

Так как в суммарную погрешность передачи основной вклад вносят последние ступени, принимают их предаточные отношения максимальными и равными 8: .

Тогда передаточное отношение первой ступени будет равно:

3.2 Расчет геометрических размеров

Выбираем модуль .

Назначим число зубьев на всех шестернях (согласно рекомендуемым значениям [1, с. 8]).

Число зубьев ведомых колес для редуктора вычисляется по формуле:

,

где k = 2, 4, 6 - номер колеса.

Полученные результаты представлены в табл. 1.

Таблица 1

Так как, при вычислении числа зубьев ведомых колес получился не целым числом, мы были вынуждены прибегнуть к округлению к ближайшему целому, при этом погрешность передаточного отношения редуктора после подбора числа зубьев во всех ступенях должна отличатся от требуемого передаточного отношения , определенного (2.2) не более чем на 2,5%:

,

где k = 1, 3, 5, 7

Фактическое передаточное отношение редуктора рассчитывается по формуле:

Подставляя значения из таблицы 1, находим i_g:

Погрешность передаточного отношения находится по формуле:

Подставляя значения, получаем:

Так как , следовательно, условие выполняется и выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.

Ширина колес:

мм,

где

Ширина шестерен:

мм,

где

Высота головки зуба:

мм

Высота ножки зуба:

мм

где с^* - коэффициент радиального зазора, значение которого зависит от величины модуля: при ; при , и при

Высота зуба:

мм

Делительный диаметр:

_,

т. к. колесо прямозубое, то ?=0

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Делительное межосевое расстояние

Полученные результаты представлены в табл. 2.

Таблица 2

4. Проверочный расчет требуемой мощности двигателя

Расчет мощности двигателя:

,

где Т_н - момент нагрузки на выход вала двигателя, n_вых - скорость оборотов в минуту двигателя.

Вт

Для проектируемого устройства, состоящего из электродвигателя, муфты и цилиндрического редуктора общий КПД равен:

,

где - коэффициент полезного действия муфты; - коэффициент полезного действия пары подшипников (степень кратна количеству пар подшипников [1, c. 4]); - коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи.

Требуемая мощность:

Вт

Номинальная мощность двигателя должна удовлетворять условию:

,

где - номинальная мощность двигателя по паспорту.

5. Расчет кинематической погрешности редуктора

Назначим для рассчитываемого ДПМ 7-ю степень точности и вид сопряжения - G.

,

где F_р - допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни), выбирается из таблицы [1, с. 12].

f_f - допуск на погрешность профиля зуба

f_f = 7, т. к. m = 0,

Допускаемые значения кинематических погрешностей зубчатых колес:

,

где z - число зубьев колеса; m - модуль передачи в миллиметрах.

Суммарная ошибка ведомого звена

, (5.1)

где - величина кинематической погрешности звена k+1, вызванная погрешностью звена k; - величина собственной кинематической погрешности колеса k+1.

Так как придаточное отношение , то погрешность ведущего колеса k вызовет погрешность поворота колеса k+1, равную:

,

где- величина собственной кинематической погрешности колеса k.

Тогда выражение (5.1) представим как:

Максимальная кинематическая погрешность:

,

где - число зубьев колеса с номером k; - допускаемые отклонения k-го звена; - придаточное отношение от k-го колеса к звену n.

Исходные данные для расчёта

6. Обоснование выбора применяемых материалов

При выборе материалов деталей нам нужно учитывать многие факторы, такие как прочность, жесткость, массу конструкции, обрабатываемость, стоимость и дефицитность материала, влажность и температурные условия работы, агрессивность среды, вид производства, безопасность, эстетичность и другие.

Для обоснования применяемых материалов определим величину окружной скорости быстроходной шестерни по формуле:

,

где - диаметр делительной окружности шестерни, равный 10 мм; - частота вращения входного вала, равная 6000 об/мин.

=3,14 м/с.

турникет двигатель редуктор материал

При такой окружной скорости для цилиндрических прямозубых колес следует назначать прямозубую передачу 7-ой степени точности. Учитывая полученное значение окружной скорости, а также что зубчатые колеса должны иметь малую массу, быть износостойкими, прочными - материал зубчатых колес сталь 45 ГОСТ 1050-88, для которой твердость 42-46 HRC, допускаемое контактное напряжение МПа, напряжение изгиба при постоянной нагрузке МПа. Валы и штифты также изготовлены из стали 45 ГОСТ 1050-88;

Роль смазочных материалов при работе механизмов состоит в снижении потерь на трение, уменьшение изнашивания, а так же в предохранении отертых поверхностей от коррозии. В качестве смазочного материала зубчатых колес, подшипников скольжения применяем консистентную ЦИАТИМ 201 (ГОСТ6267-79).

Литература

1. Сурин В.М. «Техническая механика. Методическое пособие по курсовому проектированию» - Минск.: БГУИР, 2008. - 46 с.

2. Вышинский Н.В. «Техническая механика. Курсовое проектирование» - Минск.: «Бестпринт», 2001. - 164 с.

3. Сурин В.М. «Техническая механика. Учебное пособие» - Минск.: БГУИР, 2004. - 292 с.

4. Справочник конструктора. Точного приборостроения. Под общей редакцией К.Н. Явленского, Б.П. Тимофеева, Е.Е. Чайдановой - Лененград: «Машиностроение», 1989.

5. Крепежные изделия. Справочник студента БГУИР. Составители: В.Н. Куценко, В.А. Столер, Н.Г. Рожнова - Минск.: БГУИР, 2004.

Размещено на Allbest.ru