Электромеханический привод машины разборки писем

Структурная схема привода включает двигатель того или иного типа и передачу.

Последняя служит для передачи энергии двигателя к рабочим органам и может быть механической, электрической, гидравлической, пневматической и комбинированной. В приборных устройствах широко применяются в качестве двигателей электродвигатели различных типов и механические редукторы и мультипликаторы для передачи движения к исполнительным органам механизма.

Приводы такого типа называют электромеханическими (ЭМП). В данном курсовом проекте необходимо спроектировать в соответствии с прилагаемой кинематической схемой электромеханический привод машины разборки писем.

Исходные данные для выполнения курсового проекта приведены в таблице 1. Таблица 1 – Исходные данные для выполнения курсового проекта

Наиболее подходящим является двигатель 71А6/910 мощностью 0,37 кВт с частотой вращения 1000 об/мин. Тогда , 3 РАСЧЕТ РЕДУКТОРА Процесс проектирования редуктора состоит в решении ряда вопросов, из которых основными являются: - кинематический расчет редуктора, - геометрический расчет редуктора, - расчет приведенного момента инерции редуктора.

Кинематический расчет редуктора состоит в определении общего передаточного отношения и распределении его по ступеням.

Геометрический расчет редуктора заключается в нахождении числа зубьев колес, выборе модуля зацепления и определении основных размеров колес.

Расчет приведенного момента инерции редуктора состоит в определении инертности всех звеньев механизма, приведенной к одному звену. 3.1 Кинематический расчет Кинематический расчет – разбивка общего передаточного отношения по ступеням.

Учитывая, что тип передачи выбран, выбор кинематической схемы механизма состоит в определении числа ступеней. При определении числа ступеней и распределении общего передаточного отношения по ступеням необходимо учитывать требования, предъявляемые к механизму и условия работы.

Необходимое передаточное число редуктора i p ед : (5) где n дв - частота вращения вала электродвигателя, n дв = 1000 об/мин; n вых - скорость вращения выходного вала, n вых = 25 об/мин. Передаточное число цилиндрической прямозубой передачи выбираем из условия i пр.цил =3…5. Примем i пр.цил =3,3. Тогда передаточное число червячной передачи: 3.2 Геометрический расчет Геометрический расчет состоит в определении межосевых расстояний валов и геометрических размеров передач механизма.

Произведем геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Основными параметрами зубчатой передачи, определяющими габариты редуктора, являются: число зубьев z зубчатых колес и модуль m . Выбираем номинальный модуль m из ряда: m =0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5 мм.

Принимаем модуль m =2,5 мм. 1. Рассчитаем геометрические размеры прямозубой цилиндрической передачи. Для пары зубчатых колес, образующих ступень с передаточным отношением i 1,2 = z 2 / z 1 , необходимо назначить число зубьев малого колеса z 1 , тогда число зубьев второго колеса найдется из соотношения z 2 = z 1 i 1,2 . Рекомендуемое минимальное число зубьев на меньшем колесе находиться в пределах 17 z 1 28, примем z 1 = 20. тогда z 2 =20 3,3=66. Делительный диаметр шестерни: d д1 = m z 1 = 2,5 20 = 50 мм.

Делительный диаметр ведомого колеса: d д2 = m z 2 = 2,5 66 = 165 мм.

Диаметр основной окружности шестерни: d о1 = d д1 cos 20 ° =50 cos 20 ° =47 мм Диаметр основной окружности ведомого колеса: d о2 = d д2 cos 20 ° =165 cos 20 ° =155 мм Диаметр окружности выступов шестерни: d а1 = m ( z 1 +2 h *)=2,5(20+2 1)=55 мм Диаметр окружности выступов ведомого колеса: d а2 = m ( z 2 +2 h *)=2,5(66+2 1)=170 мм Диаметр окружности впадин шестерни: d f 1 = d д1 - 2 m ( h *+ c *)=50-5 (1+0,25)=43,8 мм Диаметр окружности впадин ведомого колеса: d f 2 = d д2 - 2 m ( h *+ c *)=165-5 (1+0,25)=158,8 мм Межосевое расстояние: а 12 = ( d д1 + d д2 )/2=(50+165)/2=107,5 мм Высота зуба: h з = h * m +( h *+ c *) m =2,5+(1+0,25) 2,5=2,5+3,125=5,6 мм Ширина венца ведомого колеса: в к =(3…15) m =14 m =14 2,5=35 мм Ширина венца шестерни: в ш = в к +(0,5…1)=35+1=36 мм 2. Рассчитаем геометрические размеры червячной передачи. Для червячных передач число зубьев z 2 червячного колеса зависит от передаточного отношения i 12 , числа заходов z 1 червяка и определяется выражением z 2 = z 1 i 12 . Число заходов червяка рекомендуется применять равным z 1 = 1 при i 12 > 30 и z 1 = 2 при 10 i 12 30. Минимальное число зубьев червячного колеса принимают равным 26...28. Примем число заходов червяка z 1 = 2, тогда число зубьев z 2 =2 13=26. Примем коэффициент диаметра червяка q =12. Тогда диаметр делительного цилиндра червяка: d д1 = m q = 2,5*12 = 30 мм.

Диаметр делительной окружности червячного колеса: d д2 = m z 2 =2,5 26 = 65 мм.

Диаметр начальной окружности червяка: d 1 = m q =30мм.

Диаметр начальной окружности червячного колеса: d 2 = d д1 =65мм.

Диаметр окружности выступов червяка: d а1 = d д1 +2 h * m =30+2 1 2,5=35мм.

Диаметр окружности выступов червячного колеса: d а2 = d д2 +2 m ( h *+ c *)=80+2 2,5(1+0,25)=71,3мм.

Диаметр окружности впадин червяка: d f 1 = d д1 -2 m ( h *+ c *)=30-2 2,5(1+0,25)=23,8мм.

Диаметр окружности впадин червячного колеса: d f 2 = d д2 -2 m ( h *+ c *)=65-2 2,5(1+0,25)=58,8 мм.

Межосевое расстояние: a 12 =( d д1 + d д2 )/2=(30+65)/2=47,5 мм. Угол подъема витка червяка к делительному цилиндру: =arctg(z 1 /q)= arctg(2/12)=9,5 ° Длина нарезанной части червяка: l =12 m 3.3 Проверочный расчет Расчет модуля (проверочный расчет) для прямозубой и косозубой цилиндрической передачи производят исходя из условия прочности зубьев наиболее нагруженного колеса на изгиб по следующей формуле: (6) где m - модуль зацепления, мм; К m - коэффициент, который принимается равным К m = 1,4 для прямозубых колес и К m = 1,12 для косозубых колес; T max -максимальный крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо, Нмм; К 1 - коэффициент концентрации нагрузки, характеризующий неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса, принимают К 1 = 1...1,5, причем меньшие значения - для нешироких колес при симметричном расположении относительно опор. При постоянной нагрузке и колесах с неупрочненными зубьями при окружных скоростях меньше 15 м/с можно принимать К 1 = 1; К 2 - коэффициент динамичности нагрузки принимают К 2 =1...1,3 в зависимости от точности изготовления колес и окружных скоростей: меньшие значения коэффициента при более высокой точности изготовления и при меньших окружных скоростях; z к - число зубьев рассчитываемого колеса; - коэффициент, равный отношению ширины венца зубчатого колеса к модулю: = b / m . Коэффициент принимает значения от 3 до 16, причем меньшие значения выбирают для малогабаритных колес невысокой точности; у - коэффициент формы зуба, значения которого зависят от числа зубьев; [ и ] - значение допускаемого напряжения на изгиб.

Значения [ и ] в Мпа для некоторых материалов равны: для стали СтЗ - 200; для стали 35 - 390; для дюралюминия - 250; для бронзы и латуни - 135; для текстолита - 45; для капрона - 30. Следовательно, m =2,5 выбран верно.

Проверим правильность выбора модуля для червячного колеса по формуле: (7) Это значит, что для червячного колеса модуль также выбран правильно. 4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КПД ВЫБРАННОГО ПРИВОДА Коэффициент полезного действия (к.п.д.) редуктора зависит от числа ступеней и величины потерь, вызванных трением в опорах и в зацеплении зубчатых колес.

Учитывая, что редуктор представляет собой кинематическую цепь с последовательным соединением звеньев, выражение для коэффициента полезного действия редуктора будет иметь вид: (8) где - к.п.д. зубчатых пар, входящих в состав редуктора; - к.п.д. одной пары подшипников; п - число ступеней передачи. При проектировании передач можно пользоваться следующими значениями коэффициентов полезного действия для одной пары подшипников: скольжения - = 0,96 ... 0,98; качения - =0,99 - 0,995. Коэффициент полезного действия для пары цилиндрических зубчатых колес определяется по формуле: (9) где f - коэффициент трения в зацеплении (для передач со смазкой f = 0,1, при несмазываемых передачах для пары сталь-сталь f = 0,12...0,15, для пары сталь-бронза или сталь-латунь f =0,08...0,12); - коэффициент перекрытия пары зубчатых колес с числом зубьев z 1 и z 2 , (при определении к.п.д. можно принять - 1,5); с - коэффициент, учитывающий влияние в малонагруженных передачах на значение к.п.д. собственных потерь на трение. При окружной силе F f > 30 Н с = 1, а при F Значение коэффициента определяется по эмпирической формуле: с = (2,92+ F t /(0,174+ F t ). (10) Таким образом, При ориентировочных расчетах червячных передач с ведущим червяком можно принимать значения коэффициента полезного действия =0,70…0,80 для двухзаходнего червяка.

Коэффициента полезного действия муфты принимается равным =0,6. Таким образом, коэффициент полезного действия выбранного привода будет равен: 5 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НЕОБХОДИМОЙ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ Выбор электродвигателя по мощности заключается в установлении номинального значения мощности, которое должно быть больше или по крайней мере равно расчетному значению мощности на валу двигателя. Мощность двигателя определяется из баланса мощностей в установившемся режиме работы. (11) (12) где – общий КПД привода, К – коэффициент запаса, учитывает возможные падения напряжения в сети, появление динамических воздействий, отклонение условий эксплуатации. К=1,05…1,1. Мощность же выбранного электродвигателя равна 0,37 кВт Мощность двигателя больше требуемой мощности, следовательно, выбранный двигатель удовлетворяет поставленным требованиям. 6 СОСТАВЛЕНИЕ И РЕШЕНИЕ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ ЭЛЕКТРОПРИВОДА Уравнением движения тела называют зависимость, связывающую параметры движения с инерциальными характеристиками тела и силовыми воздействиями на него. При вращательном движении уравнение движения имеет вид: (13) где I – приведенный момент инерции электропривода; М – приведенный момент сил электропривода.

Задачу о движении системы звеньев с одним начальным звеном (вал электродвигателя) сводят с помощью метода приведения к задаче о движении одного звена. Это звено называется звеном приведения.

Обычно за звено приведения принимают вал электродвигателя. Звено приведения должно обладать динамическими мерами движения всей системы, т.е. приведенной массой (приведенным моментом инерции) и приведенной силой (приведенным моментом сил). Динамическими мерами движения являются мощность и кинетическая энергия.

Приведенной силой или приведенным моментом сил называют условную силу или условный момент сил, которые будучи приложенными к звену приведения развивают мощность, равную мощности всех сил, действующих на составляющие звенья привода. (14) В данном случае действует только один момент. (15) Произведем расчет приведенного момента сил электропривода: Нм Таким образом момент приведения привода равен 0,7 Нм. 6.2 Расчет приведенного момента инерции электропривода Приведенной массой (приведенным моментом инерции) называют условную массу (условный момент инерции), имея который звено приведения обладает кинетической энергией равной кинетической энергии всех звеньев системы. (16) где К i – кинетическая энергия каждого звеня системы; к – количество звеньев системы. Для расчета воспользуемся кинематической схемой редуктора, изображенной на рисунке 2.

Следовательно, решение дифференциального уравнения движения электропривода имеет вид: 7 ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА МАТЕРИАЛОВ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА Для изготовления деталей механических устройств основным материалом являются различные металлы. В данном курсовом проекте все передачи можно отнести а слабонагруженным, режим работы редуктора постоянный, нереверсивный, поэтому конструкционные и смазочные материалы можно выбирать из обычной номенклатуры без специальных требований к ним.

Червячное колесо изготавливаем из двух частей: венец – бронза БрОФ7-0,2 – обладает высокими механическими и хорошими антифрикционными свойствами, хорошо обрабатывается резанием и давлением; центр – сталь 45 ГОСТ 1050-88 – сталь углеродистая качественная конструкционная, обладает удачным сочетанием прочности и пластичности.