В помощь студентам БНТУ - курсовые, рефераты, лабораторные !


Детали приборов - Курсовой 3

Детали приборов - Курсовой


Введение.

Курс «Детали машин» является общетехнической дисциплиной , которую изучают все студенты механических специальностей высших учебных заведений. Полное изучение данной дисциплины позволяет приблизить студента к инженерному делу и изучить навыки конструирования отдельных приборов и механизмов в целом.

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода

Дано:

Размеры стола a×b=150×200 (мм)

Скорость перемещения V=250 (мм/с)

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ηη1=0.98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ηη2=0.99; КПД зубчатой передачи ηη3=0.5; КПД, учитывающий потери в опорах вала, ηη4 =0.97.

Общий КПД привода

ηη = ηη1 × ηη2 × ηη3× ηη4=0.98×0.992×0.5×0.97=0.465

Принимаем высоту подъёмной платформы h=20 (мм). Рассчитаем массу

mст = a×b×ρ×h =150×200×20×7.8/1000=4680=4.680 (кг)

m = 40+4.68=44.68 (кг)

Fтяг=Fтяж+Fu= m(а+g)

Fтяг= 44.68(0.25/0.1+9.8)=549.56 H

Мощность на валу электродвигателя

P= FV/ηη

P=(549.56×0.25)/0.442=294.92 Вт

 

1.2 Выбор электродвигателя

 

По требуемой мощности Р=294.56 H выбираем электродвигатель двухполюсный, синхронная частота вращения 3000 (об/мин) серии 63А23.

Р=370 Вт

N=2750 (об/мин)

I=0.93 А

сosos__dόb_ηη=70%

Диаметр выходного вала

d = 14мм

 

1.3 Определение частот вращения на валах.

 

Вращающие моменты:

 

на валу шестерни

ω=(πn)/30

ω=(3.14× 2750)/30=287.83 (об/мин)

T=P/ ω

T1=294.92/287.83=1.0246=1025 ( Hмм)

 

на валу колеса

Т2=Т1×up=1,0246×2,9=2971 (Нмм)

2. Расчёт зубчатых колес редуктора.

2.1 Выбор материала зубчатых колес.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, [Gb]=730 МПа,

[Gt]=390 МПа; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200, [ Gb ]=690 МПа, [ GТ ]=340 МПа.

 

2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.

[GH] = (GHlimb × KHL) / SH [МПа]

GHlim – предел контактной выносливости поверхности при базовом числе циклов.

Так как НВ больше 350

GHlimb=2НВ+70

GHlimb=2×230+70=530 МПа - для шестерни

GHlimb=2×200+70=470 МПа – для колеса.

Контактное напряжение для шестерни:

[GH1]=(530×1)/1.1=482 МПа

Контактное напряжение для колеса:

[GH2]=(470×1)/1.1=427 МПа.

 

SH – коэффициент безопасности

SH1 = SH2 = 1.1

KHL – коэффициент долговечности

2.3 Определение межосевого расстояния

 

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

a = Ka(u + 1) 3√& T2KHββ / (u×GH)×ψψba

 

Ka = 49.5

ψψba =0.25

KHββ = 1.03

 

ψψba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

KHββ – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

 

a = 49,5 ×(2.9+1) 3√& 2971× 1.03 / (409 × 2.9)2 × 0.25 = 193.05 × 3√& 3060.13/ 351708.3025 = =39.7 (мм)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 40 (мм).

 

2.4 Определение модуля зацепления

 

m = (0.01…0.02) ×aw

m = 0.02×40 = 0.8 (мм), принимаем модуль зацепления ≈≈ 1.

 

2.5 Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"

 

zi = 2×a w×cosββ/(u+1)mn

 

ββ – угол наклона зубьев

ββ=0?

Число зубьев шестерни

z1 = 2×40×cos0/((2/9+1)1)= 20.51≈≈ 21 (мм)

 

Число зубьев колеса

z2 = u×z1= 20.51×2.9= 59.479≈≈ 60 (мм)

cosβ=1 так как β=0.

 

2.6 Основные размеры шестерни и колеса.

 

Делительные диаметры:

d1 = mn × z1 / cosββ = 1 ×0.96/1 = 21 (мм)

d2 = mn × z2 / cosββ = 60 (мм).

Проверка aw=(d1+d2)/2=(21+60/2=40 (мм)

 

Диаметр вершин зубьев:

da1=d1+2mn=20.51+2×1=22.51 (мм)

da2=d2+2mn=10+5=62 (мм).

 

Ширина колеса b2 = ψψba × aw = 0.25×40=10 (мм)

ширина шестерни b1 = b2+5мм = 15 мм

 

Уточнение величины коэффициента ширины шестерни по диаметру :

ψψbd = b1 / d1

ψψbd = 17.5 / 26 = 0.714.

 

Определение окружной скорости:

V = (ω1×d1/2= (287.83 × 21) / 60000 = 3.022 м/с

Коэффициент нагрузки

КH=КHβ×Кнα×Кhυ

КH=1.09×1.03×1.05=1.1788

KHββ = 1.03

Кнα=1.09

Кhυ=1.05

 

Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

GH = 270/ aw = √& (T1 × KHαα(u+1)3/ b2×u2 ≤_ [GH]МПа

GH=315.91 МПа

 

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Ft=2×Т1/d1=2×1025/21=97.62 Н

радиальная Fr= Ft×tgα/cosβ=(97.6×0.3640)/1=35.53 Н

осевая Fa=0 , так как β=0.

 

 

2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе.

 

GF = Ft×КF×YF×Yβ×КFα/(b×mn)

КF=КFβ×КFυ

КFβ=1.08

КFυ=1.25

КF=1.35

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zυ.

 

Шестерня: zυ1=z1/cos3β=21

Колесо: zυ2= z2/cos3β=60

По ГОСТ 21354-75:

YF1=4.09, YF2=3.62 .

 

Допускаемое напряжение:

[GF]=Gм/span>Flim/[SF]

Gм/span>Flim=1.8 НВ

 

Шестерня: Gм/span>Flim=1.8×230=414 МПа

Колесо: Gм/span>Flim=1.8×200=360 МПа

 

[GF]= [GF]' ×[GF]''=1.75

[GF]'=1.75

[GF]'′=1.0

 

Шестерня: [GF1]??=414/1.75=236.5 МПа

Колесо: [GF2]??=360/1.75=206 МПа

 

Находим отношение [GF]/ YF:

 

Шестерня: 236.5/3.90=60.7 МПа

Колесо: 206/3.61=57 МПа

 

Дальнейшие расчёты ведём для зубьев колеса , так как для него отношение меньше.

Определяем коэффициент Yβ и КFα:

Yβ=1, =1, ьb_шЊыїАЏGF2=Ft×КF×YF×Yβ×КFα/(b2×mn)

КFα=4+(εα-1)(n-5)/(u× εα)

КFα=1 т.к. ε <1

GF2=97.62×1.35×3.62×1×1/10=47.707 МПа

GF2<[GF2] прочность обеспечена.

3. Предварительный расчет валов.

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

 

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ к]=25 МПа по формуле:

d b1 =3√ 16 × Тк1 /( π×[τ к])

d b1= 3√16×1025/(3.14×20)=6.39 (мм)

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d дв=14 (мм) и d b1=14 (мм). Шестерню выполним за одно целое с валом.

Примем под подшипниками d п1=15 (мм).

Выбор подшипников качения.

Ведомый вал.

Учитывая влияние изгиба вала, принимаем [τ к]=20 МПа.

d b2 =3√ 16 × Тк /( π×[τ к])

d b= 3√16×2971/(3.14×20)=9.11 (мм).

Диаметр вала подшипниками принимаем d п2=14 (мм).

 

  1. Выбор муфты.

 

В задание на курсовое проектирование деталей привода стола прибора предусматривается не проектирование муфт для соединения валов, а выбор из числа стандартных конструкций с учетом особенностей эксплуатации прибора и последующей проверкой элементов муфты на прочность.

Типоразмер муфты выбираем по диаметру вала и по величине расчётного вращающегося момента

Тр=κ×Тном≤[Т]

где κ - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации.

κ=1.15

Тр=1.15×1025=1178.75 (Н×мм)=1.178 (Н×м)

Т. к. соосность соединения валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо устанавливать жёсткие муфты. Выбираем муфту втулочную по ГОСТ 24246-80

d=14 мм

D=28 мм

L=45 мм

винт М6×8,66

шпонка 5×5×16

[Т]=16 Н×м

Т. к. Тр ≤[Т] ⇒ данная муфта удовлетворяет требуемым характеристикам.


4. Выбор подшипников качения.

 

Основные размеры подшипников качения установлены ГОСТ 3478-79 для диаметров в пределах 0,6...2000 мм по арифметическим рядам через 1, 5 и 10 мм с отклонениями, приближающими эти ряды к рядам геометрическим.

Ведущий вал:

Выбираю подшипник шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75).

Обозначение 102

d=15 мм

D=32 мм

В=9 мм

С=5590 Н

n=33 об/мин.

Ведомый вал:

Выбираю подшипник шариковый однорядный радиально-упорный (ГОСТ 831-75).

Обозначение 800101

d=14 мм

D=28 мм

В=8 мм

С=5070 Н

n=24 об/мин.

5. Проверка долговечности подшипника.

 

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем Ft=97.62 Н, Fr=35.53 Н, Fa=0.

 

Реакция опор:

в плоскости xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81 Н

 

в плоскости yz

RY1=1/2×l1(Fr× l1 +Fa× d1/2)

RY1=17.765 Н.

 

RY2=1/2×l2(Fr× l2 -Fa× d1/2)

RY2=17.765 Н.

 

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

 

Суммарные реакции:

Pr1=√ RX12+ RY12

Pr1=√2382.4+315.59=51.94 Н

 

Pr2=√ RX22+ RY22

Pr1=51,94 Н.

 

Эквивалентная нагрузка:

Pэ=X×V× Pr1× Кб×К т

V=1

X=0.45

Pэ=(1×0.45×51.94)=23.37 H =0.0234 кН.

 

L=(C/ Pэ)3

C=2500 H

L=13632 млн. об.

Lh=L×10××6/60×n=82.6 ×10××3 ч.

 

Что больше установленных ГОСТ 16162-85.

 

Ведомый вал.

 

Реакция опор:

в плоскости xz

RX1= RX2= Ft/2=97.62/2=48.81 Н

 

в плоскости yz

RY1=1/2×l1(Fr× l1 +Fa× d2/2)

RY1=17.765 Н.

 

RY2=1/2×l2(Fr× l2 -Fa× d2/2)

RY2=17.765 Н.

 

Проверка:

RY+ R2- Fr=0

17.765+17.765-35.53=0.

 

Суммарные реакции:

Pr1=√ RX12+ RY12

Pr1=√2382.4+315.59=51.94 Н

 

Pr2=√ RX22+ RY22

Pr1=51,94 Н.

 

Эквивалентная нагрузка:

Pэ=X×V× Pr1× Кб×К т

V=1

X=0.45

Pэ=(1×0.45×51.94)=23.37 H =0.0234 кН.

 

L=(C/ Pэ)3

C=2500 H

L=13632 млн. об.

Lh=L×10××6/60×n=82.6 ×10××3 ч.

 

Так как ведомый вал является быстроходным, выбираем подшипник более быстроходный по ГОСТ 16162-85.


6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

 

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше:

 

шестерня колесо

b1=15 мм b2=10 мм

d1=21 мм d2=21 мм

da1=22.51 мм da2=22.51 мм.

Под подшипники d п2=12 мм

под зубчатое колесо d к2=16 мм.

 

Диаметр ступицы:

d ст=1,6× d к2=1.6×16=25.6 (мм).

 

Длина ступицы:

d ст=(1.2÷1.5)× d к2=19.2÷24 (мм)

примем lст=20 (мм).

 

Толщина обода:

δ0=(2.5×4) m n=2.5×4 (мм),

примем δ0=5 мм.

 

Толщина диска

С=0.3 b2=0.3×10=30 мм.


7. Проверка прочности шпоночных соединений.

 

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок - чугун марки СЧ20.

 

Ведущий вал.

Напряжение смятия и условие прочности:

Gсм = 2×T / d×( h-t)× (l – b) ≤ [Gсм]

Gсм = 2× 1025 / (14× (5-2.3)× (16-5) = 4.2 МПа≤ [Gсм]

[ Gсм]=50...70 МПа

Условие Gсм≤ [Gсм] выполнено.

 

Ведомый вал.

Напряжение смятия и условие прочности:

Gсм = 2×T / d×( h-t)× (l – b) ≤ [Gсм]

Gсм = 2× 2971/ (16× (5-3)× (18-5) = 14.2 МПа≤ [Gсм]

[ Gсм]=50...70 МПа

 

Условие Gсм≤ [Gсм] выполнено.


8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

 

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ=0.025×aw=0.025×40+1=2 мм

принимаем δ=8 мм;

δ1=0.0.02×aw +1=1.8 мм

принимаем δ1=8 мм.

 

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1.5×δ=1.5×2=112 мм,

b1=1.5×δ1=1.5×8=12 мм

 

нижнего пояса корпуса

p=2.35×δ=2.35×8=19 мм.

 

Диаметр болтов:

фундаментных d1= (0.03÷0.036)× aw +12=13.2÷13.44 (мм) принимаем болты с резьбой М10;

крепящих крышку у подшипников к крышке закреплённой с корпусом d2=(0.5÷0.6)× d1=9.4÷10.1 (мм); принимаем болты с резьбой М4;

соединяющих крышку с корпусом d3=(0.5×0.6)× d1=6.72÷8,1; принимаем болты с резьбой М8.

9. Уточнённый расчёт валов.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s≥[s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

 

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни ( шестерня выполнена заодно с валом) т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре вала до 90 мм среднее значение GB =780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

G-1≈0.43×780=335 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ-1≈0.58× G-1=0.58×335=193 МПа.

 

Сечение А-А.

Это сечение при передаче вращающегося момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

 

Коэффициент запаса прочности

s= sτ=τ-1/((кτ/ετ)×τυ+ψτ×τm)

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

τυ=τm=τmax/2=T1/2×Wк нетто.

 

При d=14 мм; b=5 мм; t1=3 мм

Wк нетто=π×d3/16 - b×t1 (d- t1 )2/2×d=538.51-64.82=473.69 мм3.

τυ=τm=1025/473.69×2=1.08 МПа.

 

Принимаем кτ=1.68, ετ=0.83

s= sτ=193/((1.68/0.83)×1.08+1.08×0.1=84.13

 

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной l=44 мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки М=2.5√1025|×44=3521.7 Н×мм.

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

sυ=σ-1/((кτ/ετ)×συ+ψτ×σm)

sυ=335/(1.6/0.92)×1.08=178.2

 

Регулирующий коэффициент запаса прочности

s= sσ×sτ/√ sσ2×sτ2=76

 

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

10. Выбор сорта масла

 

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета

  1. дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0.25×0.294=0.0725 дм3.

 

По таблицам устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН=315.9 МПа и скорости υ=3.38 м/c рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28×10-6 м 2/c. Принимаем масло индустриальное И-30А ( по ГОСТ 20799-75).

Камеры заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.


  1. Расчет передачи винт-гайка.

 

Число оборотов винта:

n2= n1/u=937.5/2.9=323.27 об/мин

где передаточное число зубчатой пары

U= z2/ z1=2.86

 

Число оборотов винта в секунду:

n2c= n2/60=323.27/60=5.39 c-1

 

Требуемая скорость подъёма стола за оборот

Vоб′=V/ n2c=250/5.39=46.38 об/мин.

Принимаем шаг резьбы Р=8 мм.

 

Определим число заходов резьбы

n= V′об / P=46,38/8=5,79

Примем число заходов резьбы n=6

Тогда ход резьбы рn=p×n=8×6=48 мм

 

Фактическая скорость подъема стола равна

Vфакт= n2c× рn=5.39×48=258.72 мм/c.

 

Погрешность:

ΔV/ Vфакт×100%=(258.72-250/258.72)×100%=3.37<10%, что допустимо.

 

Средний диаметр винта по условию износостойкости:

d2=√Q/π×ψr×ξ×[ρ]

d2=√350.18/3.14×0.9×0.5×8=5,56 мм

ψr - коэффициент высоты гайки, ψr = Н r /d2=0.9

 

ξ - отношение высоты рабочего профиля резьбы к её шагу, для трапецеидальной резьбы ξ=0.50

[ρ] - допустимое давление в резьбе, для материала винтовой пары незакалённая сталь-бронза [ρ]=8 МПа.

 

Минимальный нагрузочный диаметр шести заходней трапецеидальной резьбы по ГОСТ d=22 мм , d2=18 мм, внутренний d3=16 мм. Обозначение резьбы Тr22×24 (Р8), где Тr - трапецеидальная резьба, 24 - ход резьбы, Р8 - шаг резьбы.

 

Площадь сечения винта:

F1=π× d32/4=3.14×162/4=200.96 мм2

Высота гайки Н r = ψr /d2=20 мм

Количество витков резьбы в гайке:

z1== Н r /р=20/8=2.5<10, что допустимо.

Проверка винта на устойчивость.

а) приведенный момент инерции сечения винта:

Jпр=π×d34/64×(0.4+0.6×(d/d3)=(3.14×164/64)×(0.4+0.6×(22/16)=3.938×103 мм4

б) радиус инерции сечения винта

i=Jпр/F1=387

в) гибкость винта при μ=1.5 (считаем винт закрепленным жестко)

λ=μ×ι/i=1.5×220/3.87=85.27

г) при значении λ=55…90 критическую силу определяют по формуле Тейлера-Ясинского Qкр=(π×d12/4)×(a-b×λ)=51445×(450-1.67×77.5)=16492 Н

"а" и "б" – имперические коэффициенты, определены по таблице (для материала винта Сталь 45 ГОСТ 1050-88 а=450 МПа, b=1.67 МПа).

д) коэффициент запаса устойчивости

nу=Qкр/Q=16492/350=42.12

что больше [ nу]=2

Примем материал винтовой пары: винт из незакаленной Стали 45 ГОСТ 1050-88 , гайка из Сталь 60 улучшение.

 

Наружный диаметр тела гайки:

D≥√5.2×Q/π×[Q]p+d2=22.3 мм

Где [Q]p=50 МПа- допускаемое напряжение для бронзовых гаек.

Примем D=32 мм.


13.. Общие выводы .

В результате проделанной выше работы спроектировали необходимый нам механизм и выполненными расчетами подтвердили работоспособность этого механизма.


Литература.

 

Л.В. Курмаз, А. Т. Курмаз. Детали машин . Проектирование. Мн.2001.292стр.

 

С.А.Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин.

М. Машиностроение 1987 409 стр.

В.И. Анурьев. Справочник конструктора-приборостроителя.

М. Машиностроение 1983.

Д.Н. Решетов. Детали машин. М. Машиностроение. 1983 356 стр.

Р.И. Томилин, Б. В. Цитович . Передачи зубчатые цилиндрические. Методическое пособие. Мн.1993. 2-тома . 93стр.

 

@reg

@support17

Сейчас 55 гостей онлайн

@(c)

Copyright © 2009-2011 Support17.com
Любое использование материалов, опубликованных на support17,
разрешается только в случае указания гиперссылки на Support17.com

@s

Родоначальницей всех приборостроительных специальностей явилась кафедра «Приборы точной механики», которая была открыта в 1961 г. на машиностроительном факультете.
В 1976 г. был организован оптико-механический факультет.