Расчет привода турникета

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 n_ном и n_вых 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:

гдевеличина 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).

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.