Расчет привода

Схема всего привода

Где 1,2,3,4 – цилиндрические прямозубые передачи редуктора;

5 – цилиндрическая открытая прямозубая передача; 6 – винтовая

передача

Для расчета привода задаемся следующими условиями:

1. Cистема обеспечивает регулирование по номиналам скорости загрузки – выгрузки изделий в зоне реактора в диапазоне м/c Расчет ведем для наибольшей скорости загрузки так как при быстрой загрузке пластин в камеру они не успеют прогреться и из-за термических напряжений разрушатся

2. Сила сопротивления перемещения лодочки - Н.

Мощность на выходе привода:

Вт

Расчет передачи винт – гайка

Передача винт-гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное

Берем стандартный винт со следующими параметрами резьбы:

• Шаг резьбы – S = 20 мм

• Расчетный диаметр – d_p = 14 мм

Параметры резьбы

1. Определим угол подъема резьбы по формуле:

2. Определяем нормальное усилие:

Н

где F_a - cила сопротивления перемещения лодочки, оно же осевое усилие в передаче

3. По формуле Герца-Беляева считаем фактическое контактное напряжение:

МПа

где Е – модуль упругости Е = 210⁵ МПа

 и b_w – характеристики геометрии подшипника гайки

4. Расчетные контактные напряжения на выносливость согласно табл 13 (для материала – сталь20Х):

МПа

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для неравномерной структуры (поверхностная закалка) =1.2.

HRC = 26 – твердость зубьев винта

Таким образом МПа – винт удовлетворяет нагрузкам системы

5. Частота вращения ходового винта :

об/мин

Выбор электродвигателя

Выберем электродвигатель для привода

Известно  что в миниатюрных приводах КПД не высок

Задаемся  = 40% и считаем мощность на выходе редуктора:

Вт

Выбираем электродвигатель – ЭД-5ТУ27-06-1/22-73.

Его параметры:

• номинальный ток – не более 07 А,

• номинальное напряжение – 12В,

• частота вращения – не менее 3000 об/мин,

• вращающий момент – 00098 Нм,

• пусковой момент – 0024 Нм,

• КПД – 42%.

Считаем мощность развиваемую электродвигателем:

Вт

Таким образом - электродвигатель способен привести привод в действие

Расчет открытой цилиндрической передачи

Для расчета открытой цилиндрической прямозубой передачи необходимо:

1. Момент на ведомом колесе:

H м

2. Угловая скорость ведомого колеса:

3. Передаточное отношение: =2.07

1. Выбираем материалы зубчатых колес в соответствии с рекомендациями §1.1 (“Проектирование миниатюрных высоконагруженных зубчатых и червячных передач” под ред ВЗГребенкина): - для шестерни – сталь 40X улучшенную, твердостью HB=270,для колеса – сталь 40X улучшенную, твердостью HB=260.

2. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле(1.1) и табл. 1.3:

для шестерни:

Mпа,

Mпа;

где - базовый предел контактной выносливости;

- коэффициент безопасности, для равномерной структуры (улучшение) =1.1.

для колеса:

Mпа,

Mпа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем меньшее из двух, т.е. - =536 Mпа.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (1.3) и табл.1.4:

для шестерни: Mпа;

=260+ HB= 260+270=530 МПа;

для колеса: Mпа;

=260+ HB= 260+260=520 МПа;

где - базовый предел выносливости зубьев по излому(в зависимости от материала и термообработки);

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние реверсивности приложения нагрузки;

3. Межосевое расстояние передачи по формуле:

амм

для стальных прямозубых колес, нарезанных стандартным инструментом =495 МПа;

- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно межосевого расстояния. По табл. 1.8 определяем 0.2

коэффициент ,с учетом фомулыи согласно табл. 1.

Тогда, амм;

округляем, а=18 мм.

4. Назначаем модуль передачи: m=0.5,согласно табл.1.9.

5. Определяем суммарное число зубьев колес:

;

где  - уголнаклона зубьев, для прямозубой передачи =0.

6. Число зубьев шестерни и колеса :

принимаем =23;

7. Уточняем передаточное число:

.

Погрешность передаточного числа:

не превышает 4%, что допустимо.

8. Определяем диаметры делительных окружностей:

• шестерни: мм

• колеса: мм.

9. Уточняем межосевое расстояние:

мм

10. Определяем расчетную ширину колес:

мм

по принимаем 4 мм.

11. Усилия в зацеплении

• окружное:

H

• радиальное:

H

• осевое:

H

где =20 - угол зацепления.

12. Определим окружную скорость:

м/c

13. Согласно §1.1 и табл.1.1 назначаем 9-ую степень точности.

Коэффициенты расчетной нагрузки ипо табл.1.6 и табл.1.7:

; ;;;

;

;

;

;

14. Фактическое контактное напряжение:

МПа

Здесь - коэффициент, зависящий от формы сопряженных поверхностей зубьев; для передач, составленных из нулевых колес ;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; для стальных колес =275 МПа;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач =1.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1.

Таким образом МПа

15. Выполним проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба. По табл.1.10 в зависимости от

и

определяем

и

Вычисляем отношения

; ;

Расчет ведем по материалу шестерни, т.к.

.

Считаем:

МПа;

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых передач =1;

- коэффициент, зависящий от угла наклона зубьев,

;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

Таким образом

=218.23 МПа.

16. Окончательные размеры зубчатых колес:

• Делительные диаметры: мм

мм

• Диаметры вершин зубьев:

шестерни - мм

колеса - мм

• Диаметры впадин зубьев:

шестернимм

колеса мм

• Ширина венцов:

Шестерни мм

колеса мм

Здесь - коэффициент высоты головки зуба, принимаемый по ГОСТ 9587-81 равным 1, -коэффициент радиального зазора, принимаемый по ГОСТ 9587-81 для мм =0.35.

17. КПД открытой цилиндрической передачи:

или 90%

где - поправочный коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на КПД;

- коэффициент перекрытия, =1.5;

- коэффициент трения, =0.6.