Прерыватель электромеханический

Диаметр окружностей  выступов зубчатого колеса:

d_a5=d₅+2∙h_a5=50+1=11 мм

Расчет диаметра окружности впадин для колес с  внешним зацеплением осуществляется по выражению:    d_f=d - 2∙ h_f

Для шестерни:              d_f4=d₄ - 2∙ h_f4=10 – 2∙0,75=8,5

Для зубчатого  колеса: d_f5=d₅ - 2∙ h_f5=60 – 2∙0,75=58,5

Межосевое расстояние зубчатой пары вычисляется по выражению:

а₄₅=0,5(d₄+ d₅)=0,5(10+50)=30

Шаг шестерни и зубчатого колеса находится из выражения:

p_h=π∙m=3,14∙0,5=1,57 мм

 

3.2.3. Расчет геометрических размеров кулачка

 

Радиусы кулачка: r=14 мм, R=15,1 мм

Зная длительность размыканий контактов в процентах  ко времени, можно найти угол α выступа кулачка рассчитываемый из соотношения:

Откуда α=90⁰

Угол набегания γ выбирается из условия 5⁰ ≤ γ ≤ 15⁰ принимается γ=13⁰

Угол сбегания выбирается из условия 5⁰ ≤ γ ≤ 10⁰ принимается γ=10⁰

 

4. Расчет пластичных  пружин контактов

 

При расчёте  пружин необходимо определять напряжение σ_max в опасном сечении.

Исходными данными для расчёта являются:

F- усилие прижатия контактов, F = 0,3Н.

∆s – зазор между разомкнутыми контактами, ∆s =1,5мм.  

 

Материал для  пружин контактов - сталь 65 Г, модуль упругости  Е=2,1*10⁵МПа

Расчёт напряжение σ_max в опасном сечении осуществляется с помощью выражения:

  [4.1]

где l, b, h – длинна, ширина и толщина пружины соответственно.

h, b - толщина и ширина  пружин    контактов,    выбираемая   из ассортимента пластин, принимается    h=1 мм, b=0,5мм.

Прогиб пружины f, который должен быть больше зазора между контактами ∆s = 1,5   мм, определяется по формуле:

   [4.2]

Задавшись значением f=2   мм,   из формулы    [4.2]     можно выразить

длину пружины l .

Тогда:

 

5. Проверочный расчет требуемой мощности двигателя.

 

Полезная мощность электродвигателя в соответствии с методикой, | определяется по формуле: N_дв = М_н • ω,

где М_н - номинальный момент электродвигателя для ДПМ-30-Н1-09

М_н =100∙10^-4Н ∙ м,

ω - угловая скорость вращения электродвигателя ω=n_дв∙π/30 (здесь n_дв - частота вращения электродвигателя n_дв =6000 об/мин).

Тогда N_дв = М_н ∙ π ∙ n_дв/30 =100∙10^-4∙ 3,14∙ 6000/30= 6,2 Вт

Требуемая мощность для привода редуктора определяется по формуле:

 Вт

где Mg – необходимый крутящий момент привода Mg=1 Н∙мм

n_дв - частота вращения двигателя, n_дв = 6000об/мин

Для  нормальной  работы  механизма должно  соблюдаться   условие

N_дв >N_m; 6,28>6,2. Условие соблюдается.

 

 

 

                  

 

6. Выбор подшипников  качения.

 

При выборе подшипников  качения для заданных условий  эксплуатации необходимо учитывать величину и направление нагрузки; характер приложения нагрузки; частоту вращения колец; необходимую долговечность; среду в которой работает подшипник; рабочую температуру; специфические требования к узлу, определяемые конструкцией машины, механизма или прибора, а также условиями его эксплуатации.

Критерием выбора подшипников качения является превышение табличного значения динамической грузоподъемности [C] для выбранного подшипника над расчётным значением динамической грузоподъёмности С_расч для проектируемого подшипникового узла, т.е С_расч ≤[C].

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется в соответствии с ГОСТ 18854-82 и  ГОСТ 18855-82. 

     С_расч=QL^1/α,     (5.1)

Где α-коэффициент, зависящий от формы тел качения (α=3 для шарикоподшипников), Q-приведённая нагрузка подшипника, L-долговечность подшипника.

  Приведённая нагрузка подшипника:

 

Q=(XK_kF_r+YF_a)K_dK_t,    (5.2)

 

Где X,Y –коэффициенты радиальной F_r и осевой F_a нагрузок;

K_k –кинематический коэффициент равный 1, т.к вращ. внутренее кольцо.

K_d-коэффициент динамичности , К_t- температурный коэффициент, при нормальных условиях равен 1.

Окружная сила F_t4 на выходном валу

 

                                                

Радиальная сила F_r, Н действующая на подшипник определяем

                                                   

    

Осевая сила F_a, Н действующая на подшипник равна окружной силе F_t4

 

                                         F_t4=F_a=3 H.

 

По таблице  выбираем параметры X и Y

X=0,56

Y=0.

Значение приведённой  нагрузки Q определяем

                              

Из выражения (5.1) получим С=0,308*3000^1/3=4,44Н. Отсюда нам подходят шарикоподшипники  с динамической грузоподъёмностью не менее<4,44Н.

7. Расчет детальной размерной цепи

 

Характеристики звеньев размерной цепи:

AΔ, А_i- номинальный размер замыкающего i –го составляющего звена;

TAΔ - поле допуска;

 Ec(AΔ) - координата середины поля допуска замыкающего звена размерной цепи А.

T – поле допуска  i-го составляющего звена;

 Ec – координата середины поля допуска i-го составляющего звена размерной цепи A;

 A_max, A_min – наибольшее и наименьшее значения размера А;

 Es, Ei - верхнее и нижнее отклонение размера;

 n, p – число увеличивающих и уменьшающих звеньев в цепи.

 

_{Расчет  размерной цепи по методу полной взаимозаменяемости. В качестве детальной размерной цепи возьмём вал ГУИР 01.06.000.003}

_{Найдем  номинальный размер замыкающего звена  по формуле:}

_{Наибольшее  и наименьшее значения размера соответственно будут равны:}

_{Допуск:}

_{Координата  середины поля допуска:}

_{Верхнее и нижнее отклонение размера:}

_{Отсюда  следует, что} 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. 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.

Учитывая,  что  корпус редуктора должен  иметь  малую  массу, быть прочным и находиться в нормальных условиях, он изготовлен из серого чугуна СЧ15, ГОСТ1412-85;

Зубчатые колеса также должны иметь малую массу,  быть износостойкими, прочными. Исходя из этого, зубчатые колеса изготовлены из легированной конструкционной стали 40X, ГОСТ4543-74;

Валы также  изготовлены из стали 40Х, ГОСТ4543-74;

Штифты и  стопорные кольца изготовлены,  соответственно, из стали 45, ГОСТ1050-74 и стали 50ХФА, ГОСТ 14959-69;

Роль смазочных  материалов при работе  механизмов  состоит  в снижении потерь на трение,  уменьшение изнашивания,  а так  же  в предохранении поверхностей от коррозии.  В качестве  смазочного материала зубчатых  колес,    роликовых  подшипников  используется ЦИАТИМ 201, ГОСТ6227-74.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                         

 

8. Литература:

 

 

     1. Элементы приборных устройств(Основной  курс):Учебное пособие  для   студентов  ВУЗов.В  2х  частях. Под редакцией О.Ф.Тищенко. -М.:Высшая школа,1982.

     2. Милосердин Ю.В., Семенов Б.Д.,  Кречко Ю.А."Расчет и конструирование механизмов приборов и установок": Учебное пособие  для инженерно-физических и приборостроительных специальностей вузов.

     3. Элементы приборных устройств  (Курсовое проектирование):учебное  пособие для  студентов  вузов.в 2х частях. Под  редакцией О.Ф.Тищенко.-М.:Высшая школа,1982.

     4. Атлас конструкций элементов приборных устройств.Под редакцией О.Ф.Тищенко.-М.:Высшая школа,1982.

     5. Микроэлектродвигатели для систем  автоматики (Технический справочник). Под редакцией Э.А.Лодочника,Ю.М.Юферева.1969г.

     6. Техническая механика: Курсовое проектирование: Учеб. пособие./ Н.В. Вышинский – Мн.: «Бестпринт», 2001. – 164 с.: ил. 55.