Закрытый односкоростной механизм настройки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

курсовая по курсу «детали машин»

Закрытый односкоростной механизм настройки

Задание №20

Вариант №3

Красноярск 2017



Содержание

1. Исходные данные

2. Структурная схема механизма

2.1 Описание механического привода

3. Определение потребляемой мощности электродвигателя и его подбор

3.1 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между передачами

3.2 Определение кинематических и силовых параметров механизма

4. Выбор материала

4.1 Расчет размеров передач

4.1.1 Расчет наиболее нагруженной передачи 5 - 6

4.1.2 Расчет передачи 1 - 2

4.1.3 Расчет передачи 3 - 4

4.1.4 Расчет передачи 7 - 8

4.1.5 Расчет передачи 9 - 10

4.2 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

4.2.1 Расчет на контактную прочность

4.2.2 Расчет на изгибную прочность

5. Расчет диаметров валов

5.1 Эскизы валов

6. Подбор подшипников

7. Расчет шкалы

8. Порядок сборки и разборки

9. Эскизная компоновка

Список литературы

зубчатый передача подшипник электродвигатель



1. Исходные данные

1,25	6,3	20	20



2. Структурная схема механизма

2.1 Описание механического привода

Разрабатываемый закрытый односкоростной механизм предназначен для настройки. Трехступенчатый зубчатый редуктор механизма передает крутящий момент от входного вала на выходной. Также имеется круговая шкала, предназначенная для точного слежения за работой выходного вала. Редуктор состоит только из цилиндрических прямозубых колес.

Данный электро-механический привод является нерегулируемым, так как его задачей является лишь приведение в движение каких-либо механизмов или аппаратов.

Данный ЭМП может применяться в быстропечатающих механизмах для ввода информации, в магнито-электрических осциллографах, в авиационных и промышленных самопишущих измерительных приборах, в киносъемочной и кинопроекционной аппаратуре для перемещения регистрирующей ленты, кинопленки или кинофильма.

Нерегулируемые ЭМП имеют широкое применение при дистанционном управлении различными рабочими объектами.



3. Определение потребляемой мощности электродвигателя и его подбор

Для закрытых механических передач КПД определяется в диапазоне от 0,97 до 0,98:

В начальный момент времени механизм находится в покое. Для того чтобы привести его в движение необходимо потребляемую мощность брать в несколько раз больше:

Число оборотов на выходном валу:

Интервал числа оборотов, в который должен попадать выбираемый электродвигатель:



Несмотря на то, что привод нерегулируемый, выбираем исполнительный микроэлектродвигатель постоянного тока с независимым возбуждением, способный также работать в режиме электродвигателя общего назначения.

Исполнительные микроэлектродвигатели постоянного тока характеризуются следующими ценными качествами: высоким КПД (от 20 до 50%), линейностью механических и регулировочных характеристик, высокой степенью устойчивости механической характеристики, отсутствием самохода, значительным быстродействием и лучшим использованием объема (габариты и масса в 2…3 раза меньше, чем двигателей переменного тока).

Исходя из требуемой мощности и интервала допустимого числа оборотов двигателя выбираем:

Электродвигатель постоянного тока СЛ-261.

Механические данные двигателя: напряжение питания = 110 В;

полезная мощность = 24 Вт;

частота вращения = 3600 ;

номинальный момент = .

3.1 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между передачами

Общее передаточное число редуктора:

Разбиваем общее передаточное число между передачами зубчатого редуктора. Ввиду слишком большого значения общего передаточного числа номограмму для цилиндрических зубчатых передач использовать не будем. Так как число оборотов от входного вала к выходному на каждой передаче будет все меньше и меньше, то передачи редуктора 1-2, 3-4 и 5-6 понижающие и разбивку производим подбором, исходя из условия:

Рассчитываем общее передаточное число для передач, передающих крутящий момент шкале:

Так как число оборотов на шкале больше, чем на выходном валу, то передачи 7-8 и 9-10 повышающие и разбивку проводим, исходя из условия:

3.2 Определение кинематических и силовых параметров механизма

Определим число оборотов и крутящий момент каждого вала:

Рассчитываем мощность, потребляемую трехступенчатым зубчатым редуктором:

Первый вал

Второй вал

Третий вал

Четвертый вал

Крутящий момент и на 5 и 6 валах считаем через мощность на шкале:

Пятый вал



Шестой вал



4. Выбор материала

Выбор материала и оценку прочности проводим для передачи 5-6 как самой нагруженной.

Материал для шестерни и колеса выбираем из таблицы рекомендуемых сочетаний материалов колес, по окружной скорости вращения зуба шестерни. Для этого определим мощность и угловую скорость вращения на 4 валу:

Так как окружная скорость менее , то для проектирования привода принимаем:

степень точности - 9

изделие	ГОСТ	Материал	Вид термообработки	Модуль упругости E, МПа	Напряжения, МПа
колесо	4783-68	дюралюминий Д16-М	отжиг		216	50	59	36	135
шестерня	1050-60	сталь 15	нормализация		370	225	110	70	-

4.1 Расчет размеров передач

4.1.1 Расчет наиболее нагруженной передачи 5-6

Приведенный модуль упругости:



,

где - коэффициент динамической нагрузки (1…1,3 - большие значения при низкой точности изготовления), - угол наклона линии зуба, - угол зацепления.

,

где К=1 - коэффициент нагрузки, шba=0,1 - коэффициент ширина колеса (чем больше передаточное число пары и чем меньше передаваемая мощность, тем меньше значение шba), [у]н - допускаемое контактное напряжение менее прочного материала.

Определяем модуль зацепления:

В соответствии со стандартным рядом модулей принимаем .

Определяем суммарное число зубьев:

Определяем число зубьев на колесе и шестерне:

- на шестерне

- на колесе

Проверка на точность расчетов:

отклонение 1,14942%, что допустимо

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину колеса и шестерни:

Проверка условия:



отклонение 0,13684%, что допустимо

Аналогичный расчет для всех остальных передач, приняв m=1,5 мм

4.1.2 Расчет передачи 1-2

Принимаем число зубьев на шестерне .

Определяем число зубьев на колесе и общее число зубьев передачи:

Проверка на точность расчетов:

отклонение 0%, условие выполнено

Определяем межосевое расстояние:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры вершин зубьев:



Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину колеса и шестерни:

Проверка условия:

отклонение 0%, условие выполнено

4.1.3 Расчет передачи 3-4

Принимаем число зубьев на шестерне .

Определяем число зубьев на колесе и общее число зубьев передачи:

Проверка на точность расчетов:



отклонение 0,04284%, что допустимо

Определяем межосевое расстояние:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину колеса и шестерни:

Проверка условия:



отклонение 0%, условие выполнено

4.1.4 Расчет передачи 7-8

Принимаем число зубьев на колесе .

Определяем число зубьев на шестерне и общее число зубьев передачи:

Проверка на точность расчетов:

отклонение 0%, условие выполнено

Определяем межосевое расстояние:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры вершин зубьев:



Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину колеса и шестерни:

Проверка условия:

отклонение 0%, условие выполнено

4.1.5 Расчет передачи 9-10

Принимаем число зубьев на колесе .

Определяем число зубьев на шестерне и общее число зубьев передачи:

Проверка на точность расчетов:

отклонение 0,70509%, что допустимо

Определяем межосевое расстояние:



Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:

Определяем ширину колеса и шестерни:

Проверка условия:

отклонение 0%, условие выполнено



4.2 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Расчет делаем для передачи 5-6 как наиболее нагруженной:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

4.2.1 Расчет на контактную прочность

Допускается недогрузка 20% и перегрузка 5%.

Рассчитываем коэффициенты:

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

- коэффициент, материал сопряженных колес, где- коэффициент Пуассона (для алюминиевых сплавов 0,31…0,33)

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где - коэффициент торцевого перекрытия

Рассчитываем удельную расчетную окружную силу:



,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями (1…1,15 - большие значения соответствуют менее точным передачам), - коэффициент динамической нагрузки.

Условие контактной прочности для цилиндрической передачи:

Проверка условия:

Как видно из расчета величина недогрузки не превышает допустимого значения. Это говорит о том, что обеспечен допустимый запас на контактное напряжение.

4.2.2 Расчет на изгибную прочность

Прочность зубьев на изгиб оценивают по следующей формуле:

,

где - допускаемое напряжение материала колеса на изгиб. Принимаем , так как направление нагрузки постоянное.

Определяем удельную расчетную окружную силу при изгибе зубьев:



,

где (1,1…1,3 - большие значения при меньшей точности колес и передачи), - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба при изгибе (для колес 8 и 9 степеней точности при V<1 м/с kFv=1).

Расчет на изгиб цилиндрических передач выполняют для наиболее слабого звена передачи. Таковым является то, у которого отношение численно меньше:

Оцениваем прочность на изгиб:

,

где - коэффициент формы зуба, - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на напряжение изгиба, - коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев.

- условие выполнено

Так как величина получилась меньше допустимой, то обеспечен запас прочности на изгибное напряжение.



5. Расчет диаметров валов

Диаметр валов меньше 10 мм будем искать из условия жесткости (1). Больше 10 мм - из условия прочности на кручение (2):

, где (1)

- допускаемое напряжение на кручение (для стальных валов =20…30 МПа)

(2)

Используем формулу (2) (Tкр - крутящий момент валов в ):

Чтобы диаметр конца входного вала согласовать с диаметром вала электродвигателя конструктивно увеличиваем диаметр конца входного вала до 5,5 мм из условия:

- диаметр больше 10 мм, используем формулу (1):

5.1 Эскизы валов

I вал (рис.1)

Диаметр больше 5 мм - значит вал будет ступенчатым. На валу установлены 4 детали: два подшипника, зубчатая шестерня с начальным диаметром и полумуфта, соединяющая вал с электродвигателем.

Вал выполняем ступенчатым с 4 ступенями: две под подшипники, одна для муфту и одна для шестерни.

Крутящий момент передается справа от электродвигателя к шестерне. Так как вал входной, то найденный минимальный диаметр соответствует концу вала, соединяемого с электродвигателем. Под подшипники принимаем . Диаметр упорной ступени принимаем равным 8 мм.

Рассчитываем геометрические параметры вала:

- конструктивно увеличиваю до 14 мм

- конструктивно увеличиваю до 16 мм

(ГОСТ 10774-80)

II вал (рис.2)

Вал выполняем ступенчатым с 3 ступенями: две под подшипники, одна под колесо и шестерню. На валу установлены 2 подшипника, зубчатые колесо и шестерня с начальными диаметрами и соответственно. Крутящий момент на валу передается между колесом и шестерней.

Диаметр под подшипники принимаем . Под упорную ступень, - 4,5 мм.

Рассчитываем геометрические параметры вала:

- конструктивно увеличиваю до 13,5 мм

- конструктивно увеличиваю до 20 мм

- конструктивно увеличиваю до 18 мм

- конструктивно увеличиваю до 12 мм

(ГОСТ 3128-70)

III вал (рис.3)

Вал выполняем ступенчатым с 3 ступенями: две под подшипники, одна под колесо и шестерню. На валу установлены 2 подшипника, зубчатые колесо и шестерня с начальными диаметрами и соответственно. Крутящий момент передается между колесом и шестерней.

Диаметр под подшипники принимаем . Под упорную ступень, - 10 мм.

Рассчитываем геометрические параметры вала:

- конструктивно увеличиваю до 30 мм

- конструктивно увеличиваю до 23 мм

(ГОСТ 10774-80)

IV вал (рис.4)

Вал выполняем ступенчатым с 4 ступенями: две под подшипники, одна под колесо и шестерню, одна под полумуфту. На валу установлены 2 подшипника, зубчатое колесо и шестерня с начальными диаметрами и соответственно. Значительный крутящий момент передается между колесом и выходным валом и незначительный - между колесом и шестерней.

Так как вал выходной, то найденный минимальный диаметр соответствует концу вала.

Диаметр под подшипники принимаем . Под упорную ступень, - 15 мм. Под муфту - 11 мм.

Рассчитываем геометрические параметры вала:

- конструктивно увеличиваю до 45 мм

(ГОСТ 10774-80)

V вал (рис.5)

Является валом отсчетной системы и передает очень незначительный крутящий момент, т.е. является ненагруженным. На валу установлены два подшипника, зубчатые колесо и шестерня с начальными диаметрами и соответственно.

Принимаем вал гладким. Диаметр принимаем равным диаметру ненагруженной ступени 1 вала, т.е. 6 мм.

VI вал (рис.6)

Является валом отсчетной системы и передает очень незначительный крутящий момент, т.е. является ненагруженным. На валу установлены два подшипника, зубчатые колесо с начальным диаметром и круговая шкала.

Принимаем вал гладким. Диаметр принимаем равным диаметру ненагруженной ступени 1 вала, т.е. 6 мм.

Рассчитываем геометрические параметры V и VI валов:

- конструктивно увеличиваю до 7 мм

(ГОСТ 10774-80)



6. Подбор подшипников

Выбираем подшипники качения шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 7242-81, так как подшипники качения требуют меньшего расхода энергии, удобнее в эксплуатации, не требуют постоянного ухода, позволяют достигнуть компактности опорного узла в осевом направлении.

I, V и VI валы

Маркировка - 60026. С одной защитной шайбой.

, , ,

II вал

Маркировка - 80024. С двумя защитными шайбами.

, , ,

III вал

Маркировка - 80018. С двумя защитными шайбами.

, , ,

IV вал

Маркировка - 80201. С двумя защитными шайбами.

, , ,



7. Расчет шкалы

В данной работе имеется круговая шкала. Длину деления , характеризующую расстояние между двумя соседними отметками шкалы, в целях повышения точности отсчетов и снижения утомляемости оператора принимаем 1,2 мм. Цена деления шкалы задана - сотых долей оборота. Также задан предел шкалы - 20 единиц оборотов. Ширину штрихов (делений) при оцифровке шкалы берем равной , высоту штрихов (отметок) равной 4 мм. Четкость шкалы обеспечивается совокупностью размеров букв и цифр, цветом отметок и цифр и фоном шкалы. При хорошей освещенности шкалы применяем черные знаки на белом матовом фоне, при слабой освещенности - белые или желтые знаки на черном фоне.

Используем шкалу металлическую (из алюминия и его сплавов). На металле разметку и оцифровку шкалы выполняем гравировкой. Гравировку заливаем эмалью ЭП-51.

Надписи на шкале выполняем шрифтом по ГОСТ 2930--62 высотой 4 мм.

Абсолютная погрешность измеряемого параметра:

Число делений шкалы:

Диаметр шкалы принимаем равным 100 мм.

(ГОСТ 10774-80)



8. Порядок сборки и разборки

Для того чтобы собрать данный электромеханический привод, не повредив ни одной детали, нужно последовательно выполнить ряд операций:

Надеваем подшипники на 5 и 6 валы и закрепляем их с помощью стопорных колец;

Надеваем колесо 8 передачи 7-8 на 5 вал и закрепляем с помощью штифта. Устанавливаем 5 и 6 валы и с помощью штифтов закрепляем на них колеса и шестерни;

Последовательно устанавливаем 3,2,4,1 валы редуктора. Закрепляем на них соответствующие колеса и шестерни с помощью штифтов;

Устанавливаем подшипники в крышках редуктора и отсчетной системы и закрепляем последние;

Устанавливаем крышки на все подшипники;

Устанавливаем шкалу на выходной вал отсчетной системы и закрепляем ее с помощью штифта;

Надеваем полумуфту на выходной вал. Соединяем входной вал редуктора и вал двигателя с помощью муфты. Муфты крепим штифтами.

Разборка осуществляется в обратном порядке.



9. Эскизная компоновка

Целью эскизной компоновки является разработка закрытого односкоростного механизма настройки, выявление точек приложения нагрузок и реакций опор. Оптимальным вариантом компоновки будет являться схема более компактного механизма.

Созданный мною компоновочный вариант редуктора выполнялся из соображений уменьшения объема последнего. В базовом варианте все последующие валы были установлены на 2700 (здесь и далее против часовой стрелки) относительно предыдущих, что с точки зрения занимаемого объема редуктора в целом, было не целесообразным.

В компоновочном варианте второй вал установлен на 198,980 относительно первого, третий на 300,870 относительно второго, четвертый на 11,390 относительно третьего. По моему мнению, данные значения являются оптимальными.

Габариты корпуса отсчетной системы я изменять не стал, ввиду незначительного влияния на общий объем редуктора.

Объем базового варианта равен 46518,472 см3, тогда как объем компоновочного варианта равен 39595,92 см3. Данные изменения позволили уменьшить объем редуктора на 6922,552 см3 (на 14,88%) и придать ему более удобную форму.



Список литературы

1. Вопилкин Е.А. Расчет и конструирование механизмов приборов и систем: Учеб. пособие для студентов вузов. - М.: Высш. Школа, 1980. - 463 с., ил.

2. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. В 2-х ч. Ч.1. Расчеты/Н.П.Нестерова, А.П.Коваленко, О.Ф.Тищенко и др.; Под ред. О.Ф.Тищенко. - М.: Высш. школа, 1978. - 328 с., ил.

3. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. В 2-х ч. Ч.2. Расчеты/Н.П.Нестерова, А.П.Коваленко, О.Ф.Тищенко и др.; Под ред. О.Ф.Тищенко. - М.: Высш. школа, 1978. - 232 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...