Храповой механизм

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФФЕСИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

Воронежский государственный технический университет

(ФГБОУВПО «Воронежский государственный технический университет»)

Радиотехнический факультет

Кафедра радиоэлектронных устройств и систем

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: «Прикладная механика»

Расчетно-пояснительная записка

Воронеж 2012

Содержание

1. Анализ технического задания

2. Виды храповых механизмов

3. Выбор материалов

4. Силовой расчёт механизма

5. Геометрический расчет

6. Расчет прочности вала

7. Определение сил зацепления

8. Расчет и выбор пружины

9. Описание конструкции механизма

Заключение

Список используемой литературы



1. Анализ технического задания

Храповой механизм относится к механизмам прерывистого движения, он получил применение в конструкциях современных электронно-механических часов, используется для преобразования вращательного движение, во вращательное с остановками. Конструктивно такие механизмы содержат храповое колесо, собачку и пружину. Собачка обычно прижимается к храповому колесу с помощью пружины, как и в моем механизме. Профиль зуба у колеса может быть с поднутрением и без него.

Для того чтобы механизм правильно функционировал необходимо произвести правильный выбор конструкционных материалов.

Материалами валов, осей обычно являются углеродистые и легированные стали, обладающие высокой прочностью. В малонагруженных механизмах валы, не подвергающиеся термообработке, изготавливают из углеродистых сталей 20 (ГОСТ 1050-74) и сталей 45 (ГОСТ 1050-88).

Корпус механизма, выполним из сплава кипящей стали 08кп ГОСТ 1050-74. Собачку я выбрал из латуни марки 59 (Л59) ГОСТ 1020-97. Пружину из стали 65г ГОСТ 14995-77.



2. Виды храповых механизмов

Рисунок 1 храповой механизм с поднутрением

Рисунок 2 - храповой механизм без поднутрения

Конструктивно такие механизмы содержат храповое колесо 1 и собачку 2, а основной характеристикой зацепления храпового колеса является модуль

m = Р /р=D /Z,

гдеD - наружный диаметр храпового колеса.

Число зубьев храпового колеса определяется наименьшим углом его поворота уза один ход собачки

Z = 2п/ у.

Число зубьев на храповом колесеZ=8-48, однако предпочтительноеZ=12 -20 .Число зубьев можно уменьшить, используя две или три собачки. Собачки обычно прижимаются к храповому колесу с помощью пружин. Профиль зуба у колеса может быть с поднутрением (рис.1) или без цего(рис.2). Угол поднутрения а составляет обычно а=10 -15° и улучшает стопорение колеса. Уголв= 10-12° улучшает надежность зацепления. Высота зуба h = т, высота опорной части собачкиh₁ = 1.2 т. Длину зуба храпового колеса выбирают, исходя из допустимой удельной нагрузки [q]

b = F_t/[q]

Материал храпового колеса и собачки - термически обработанная сталь марок 20Х, 12ХНЗ, 40ХН.

При твердости НВ=280 -350 МПа величина [q] равна [q] < 250 МПа,, при твердости НВ=400 -500 MПа [q] < 400 МПа. Окружная сила, действующая на собачку и зуб храпового колеса

F_t =2*T*K/D

3. Выбор конструкционных материалов

Собачка: марка Л59 - содержит примерно 59% меди, 40% цинка, 1% свинца.

Колесо: сталь45, HB= 170 МПа

Корпус: сталь 0.8кн, HB = 179 МПа. Использование в промышленности: вал-шестерни, коленчатые и распределительные валы, шестерни, шпиндели, бандажи, цилиндры, кулачки и другие нормализованные, улучшаемые и подвергаемые поверхностной термообработке детали, от которых требуется повышенная прочность

Вал: сталь45, HB = 170 МПа

Пружина:Сталь65г, HB = 241МПа. Использование в промышленности: пружины, рессоры, упорные шайбы, тормозные ленты, фрикционные диски, шестерни, фланцы, корпусы подшипников, зажимные и подающие цанги и другие детали, к которым предъявляются требования повышенной износостойкости, и детали, работающие без ударных нагрузок.

Таблица 1 - Механические характеристики.

Материал	Коэф.Пуассона	Модуль Юнга	HB, МПа	ГОСТ
Сталь45	0.28	210	170	1050-88
Сталь0.8кп	0.28	210	179	1050-60
Сталь65г	0.28	210	241	14955-77
Л59	0.35	95	260	1020-97

4. Силовой расчет механизма

Трение возникает при относительном смещении звеньев, составляющих кинематические пары механизма, и представляет собой сложный физико-химический процесс. Оно проявляется в сопротивлении относительному смещению соприкасающихся поверхностей звеньев, на преодоление которого затрачивается энергия. Трение отрицательно влияет на точность механических систем, особенно используемых для автоматического регулирования и измерений.

В зависимости от вида относительного движения звеньев различают трение скольжения и качения. Пусть звено 1 (рис. 3, а) перемещается поступательно по звену 2 со скоростьюv. В этом случае трение поверхностей в зоне точки А называется трением скольжения. Если то же звено 1 перекатывается по звену 2, поворачиваясь с угловой скоростью ? относительно мгновенной оси вращения у, проходящей через точку А контакта звеньев, то возникающее трение называется трением качения. Мерой интенсивности сопротивления при трении принято считать силуFf или момент сил тренияM_f.

Трение скольжения. Трение скольжения обусловлено в основном деформациями микронеровностей (рис. 3,б) и межатомным взаимодействием материалов соприкасающихся поверхностей и разделяющего их слоя смазки. Оно может быть сухим, граничным и жидкостным. При сухом трении между движущимися поверхностями нет смазки, при граничном--толщина масляной пленки меньше суммарной высоты микронеровностей соприкасающихся поверхностей. При жидкостном трении слой смазки полностью разделяет трущиеся поверхности, поэтому они не вступают в непосредственный контакт друг с другом; условия, при которых возникает жидкостное трение, а также сопротивление в этом режиме трения определяются на основе гидродинамической теории смазки.

Сила трения скольженияF_f направлена противоположно относительной скорости скольжения; значение ее зависит от многих факторов.

Рисунок 3- Зависимости

Однако в случае сухого или граничного трения с достаточной для практических целей точностью используют формулу

F_ѓ=ѓFn, (2)

где ѓ--безразмерный коэффициент трения скольжения, который для конкретных условий считается постоянным;F_n -- сила нормального давления между проскальзывающими поверхностями (рассчитывается при динамическом анализе механизма). Значение коэффициента трения скольжения ѓ зависит от материалов трущейся пары, состояния поверхностей (шероховатость, характер обработки), вида и количества смазки, а также скорости скольжения и давления. Типичная зависимость коэффициента от скорости для пары валик--подшипник при наличии смазки представлена на рис. 3, в. Наибольшее значение коэффициент ѓ имеет в начальный момент движения, когда микронеровности элементов кинематической пары соприкасаются друг с другом (ѓ= 0,1...0,2), затем трение переходит в граничное и по мере увеличения скорости наступает жидкостный режим трения (ѓ?0,02...0,005).

При жидкостном трении во время движения отдельные слои смазки сдвигаются друг относительно друга, создавая силу тренияF=µAdv/dz, где µ-- динамическая вязкость смазки, Па*с; А -- площадь сдвигаемого слоя смазки, м²;dv/dz -- изменение скорости по высоте смазочного слоя (градиент скорости). При расчетах сопротивления движению в режиме жидкостного трения в первом приближении используют формулу (3.38); в отличие от сухого или граничного трения коэффициент f жидкостного трения зависит от динамической вязкости смазки и, следовательно, от закона изменения температуры в слое смазки.

Во многих инженерных расчетах приходится учитывать так называемый коэффициент сцепленияѓ₀. Он характеризует наибольшее сопротивление относительному сдвигу контактирующих поверхностей звеньев в мгновение, предшествующее началу движения, т. е. при их относительном покое. Явление сцепления широко используется в технике, например во фрикционных передачах, муфтах и др. Сила сцепленияF₀ определяется по формуле, аналогичной (2):F₀=f₀F_n,(3) при этом для большинства материалов ѓ₀>ѓ Значения коэффициентов ѓ₀ и ѓ для различных материалов и условий трения приведены в спец.таблицах.

T₁ = 2H/мм - крутящий момент

B= 2 - коэф. Запаса сцепления.

P- шаг

D-диаметр

Найдем коэф. запаса сцепления:

Найдем силу трения:

Из (1) подставляем значения и получаем , что сила трения равна:

храповый механизм вращательный скольжение

5. Расчет геометрии передачи

Буквенные обозначения, необходимые для применения формул:

m - модуль

z - число зубьев

y-наименьший угол поворота, за один уход собачки

b - длина зуба

q - удельная нагрузка

Известные значения для расчетов:

P = 8.4

D = 37

z = 12,

y = 5

b = 9,

q = 130 МПа

Для того, чтобы удостоверится, правильно ли я замерил диаметр колеса, можно применить следующую формулу:

Также для проверки правильности подсчета зубьев, можно использовать следующую формулу:

Модуль находится по следующей формуле:

В (4) мы подставляем все значения и получаем, что диаметр замерен правильно:

В (5) формулу, подставляем значения и получаем, что число зубьев посчитано правильно:

6. Расчет вала на прочность

При расчете вала на прочность, главной задачей является определение его прочности в опасном сечение. Условие прочности вала в опасном сечение имеет вид:

Для того, чтобы определить условие прочности вала, необходимо найти напряжение кручения:

Подставляем значения в (8) и получаем, что напряжение кручения :

Также, чтобы определить условие прочности вала, необходимо найти изгибающий момент:

Подставляем в (9) и получаем, что изгибающий момент:

Найдем напряжение изгиба:

Подставляем значения в (10) и получаем , что:



Эпюра, при действии окружной силы:

F_tv



Теперь подставляем все ранее полученные значения в формулу (7) и получаем, что условие прочности вала выполняется :

7. Расчет сил зацепления

В этом расчете, для моего механизма потребуется определить только окружную силу.

Для определения окружной силы существует следующая формула :

Подставляем значения в формулу (11) и получаем, что окружная сила:

8. Расчет и выбор пружины

По назначению упругие элементы делятся на измерительные, силовые и элементы для упругих связей. В зависимости от вида деформации материала упругих элементов последние рассчитываются на изгиб, кручение и сложные деформации. Для изготовления винтовых ПР, которые навиваются в холодном состоянии и не подвергаются закалке, применяется пружинная стальная холоднотянутая углеродистая проволока диаметром от 0,14 до 8 мм (ГОСТ 9389--75). Для пружин, работающих при повышенных температурах под действием ударной и циклической нагрузки, применяется стальная хромованадиевая проволока диаметром от 0,5 до 14 мм. Пружины после навивки подвергаются термообработке.

Для изготовления плоских, изогнутых и спиральных пружин (кроме заводных) применяется стальная терм обработанная лента толщиной от 0,-08 до 1,5 мм и шириной от 1,6 до 80 мм (ГОСТ 2l996--76). Широко используются ленты из стали 65Г, У8А, У10А, а для более ответственных пружин -- из стали 60 С2А и 70 С2ХА.

В тех случаях, когда пружина * должна работать в магнитном поле, обладать хорошей электропроводностью или иметь высокую стойкость против коррозии, рекомендуется применять бронзы БрКМцЗ-1, БрОФ6,5-- 0,16; БрОЦ4--3 и БрБ2. Для предохранения от коррозии стальные пружины обычно подвергают кадмированию или циэдсованию, а бронзовые -- оксидированию или никелированию.

Винтовые и прямые пружины. Первые подразделяются на пружины растяжения, сжатия и кручения. При H/D>3во избежание выпучивания ПР сжатия должна работать в направляющих на стержне или в стакане (рис. 4,а), Для обеспечения надежной опоры р устранения перекоса концевые вятки сжатия подгибаются и шлифуются. При больших нагрузках бывает целесообразно одну большую пружину заменить двумя или тремя меньшими по размерам (рис. 4.в).

(Конические пружины применяются преимущественно как пружины сжатия (рис. 4,б). ПриH/D<4 они могут работать без направляющих. Под нагрузкой длина их Н может быть сокращена (до d).

У винтовых пружин, работающих на растяжение, в свободном состоянии обычно витки прижаты друг к другу. Часто для уменьшения разме ров ПР растяжения их изготавливают с предварительным натяжением, т. е. Р>0 при f=0.



Рисунок 4 -. К расчету винтовых пружин

Буквенные обозначения :

D - диаметр пружины

d - диаметр проволоки

P- нагрузка

K - жесткость

K' - коэф.напряжения

n - число витков пружины

G - модуль сдвига

Значения:

Толщина стальной ленты 0.1мм

Винтовая пружина l=24мм

d = 0.4мм

Подставляем в формулу (12) и получаем, что:

Коэффициент напряжения, при C =16…10; будет равен: K' ?1…1.15

Средний диаметр пружины можно посчитать по формуле:

Подставляем в формулу (13) и получаем, что:

Главным показателем при выборе пружины является ее жесткость, которая определяется по следующей формуле:

Подставляем в формулу (14) и получаем, что жесткость:

9. Описание конструкции механизма

Конструкция данного механизма представляет собой храповую передачу, состоящую из колеса, собачки и пружины. Зубчатое колесо, изготовленное из стали 45 ГОСТ 1050-74 , крепится оно к корпусу позиция с помощью вала, изготовленного из углеродистой стали 45 ГОСТ 1050-88 .Колесо сидит на валу посадкой Н7/h7. Вал держится за счет стопорных шайб с каждой стороны . Корпус изготовлен из стали 0.8кп ГОСТ 1050-60. В корпусе имеются отверстия для валов и для пружины, которая крепится к корпусу с помощью отверстия в нем. Также пружина 14955-77 крепится и к собачке ГОСТ 1020-97, которая в свою очередь крепится к корпусу также как и колесо, с помощью оси со штопорными шайбами, это обеспечивает простоту и надежность конструкции.



Заключение

Приведенные методы расчета храпового механизма позволяет оценить правильность выбора геометрии таких механизмов, их силовых характеристик, определить прочность передач на контактные напряжения и изгиб.

Знание геометрии и динамических характеристик таких механизмов позволяют конструктору-технологу РЭС выбрать более рациональную схему управления РЭС и приобрести навыки по проектированию различного рода механизмов, а расчет прочностных и динамических характеристик позволяет осуществить правильный выбор материалов передач и понять основные конструктивные особенности проектирования отдельных звеньев.

Список литературы

Андреев И.В. Проектирование механизмов радиоэлектронных средств: учеб.пособие / И. В. Андреев, А.И. Андреев.- Воронеж: ГОУВПО «Воронежский государственный технический университет», 2006.-144с.

Андреев А.И. Прикладная механик: учеб.пособие / А.И. Андреев, И.В. Андреев. Воронеж: ГОУВПО «Воронежский государственный технический университет», 2008.179 с.

Варламов Р.Г. , Барнаков Н.А. , Бердичевский Б.Е. Справочник конструктора РЭА: компоненты, механизмы, надежность.

Красковский Е.Я. , Дружинин Ю.А. , Филатова Е.М. Расчет и конструирование механизмов, приборов и вычислительных систем

Размещено на Allbest.ru

...