Силовой расчёт механизма.

Курсовой проект

по дисциплине “Детали приборов”

Тема: Привод стола контрольно-измерительного прибора

Разработал: Шибеко Д.В.

Студент 3-го курса гр.113712

Проверил: Лысенко В.Г.

Минск 2004.

Белорусский Национальный Технический Университет

Кафедра “Стандартизация, метрология и информационные системы”

Пояснительная записка

по дисциплине “Детали приборов”

Тема: Привод стола контрольно-измерительного прибора

Разработал: Шибеко Д.В.

Студент 3-го курса гр.113712

Проверил: Лысенко В.Г.

Минск 2004.

Содержание:

1. Описание объекта проектирования.........................................................................4

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции..............................5

2.1. Кинематический расчёт.....................................................................................5

2.2. Силовой расчёт...................................................................................................6

2.3. Расчёты, подтверждающие работоспособность зубчатой передачи.............9

2.4. Расчёт передачи винт-гайка.............................................................................13

2.5. Расчёт подшипников качения..........................................................................15

2.6. Расчёт валов.......................................................................................................17

2.7. Расчёт шпоночных соединений.......................................................................21

2.8. Расчёт направляющих скольжения.................................................................21

3. Литература................................................................................................................23

4. Приложение 1...........................................................................................................24

1. Описание объекта проектирования.

 

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию объекта измерения.

Привод стола состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники, муфта и т.д. В корпусе размещают также устройства для смазывания и контрольные выключатели.

Редуктор проектируют для привода определённой машины по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус выполняют сварным. Валы монтируются на подшипниках качения. Выбор горизонтальной схемы для редуктора обусловлен общей компоновкой привода стола.

Спроектированный в данном курсовом проекте привод стола соответствует условиям технического задания (приложение 1).

Конструкция привода стола контрольно-измерительного прибора отвечает всем сборочным и техническим требованиям.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для преобразования электрической энергии, подаваемой на двигатель, в механическую – поступательное перемещение стола (поз. 1) с заданной скоростью v = 40 мм/с.

Крутящий момент двигателя (поз. 27) через муфту (поз. 32) передаётся на вал (поз. 5). Этот вал передаёт крутящий момент с помощью шпоночного соединения зубчатому колесу (поз. 6). Оно, в свою очередь, вращает зубчатое колесо (поз. 7), которое посредствам шпоночного соединения (поз. 8) передаёт крутящий момент винту (поз. 11). Винт, представляющий из себя составной элемент передачи винт-гайка, превращает вращательное движение в поступательное – толкает стол.

Сборка и демонтаж соединений проводится в соответствии с чертежом.

Во избежание травм при эксплуатации привода следует строго соблюдать технику безопасности.

 

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции.

 

Кинематический расчёт.

Входе проектирования был выбран электродвигатель АД 16–4/45 А1В УХЛ4, Р=16 Вт, n=1300 об/мин.

Проанализируем кинематическую схему механизма. Зубчатая передача имеет передаточное отношение:

.

Передача винт-гайка с диаметром винта d=16 мм и шагом резьбы (однозаходной трапецеидальной) р=4 имеет передаточное отношение:

.

Скорость вращения вала двигателя:

.

Она передаётся через зубчатую передачу на второй вал, выполненный за одно с винтом. Скорость вращения винта:

.

Частота вращения винта:

.

Скорость стола:

.

Требуемая скорость перемещения стола в установившемся режиме: v=40 мм/с.

Кинематическая погрешность:

.

Силовой расчёт механизма.

Учитывая исходные данные, особенности привода (нерегулируемый, длительного действия) и условия его эксплуатирования, электродвигатель.

Двигатель АД 16-4/45 А1В УХЛ4, ТУ 16-513.436-78 является асинхронным однофазным бесконденсаторным (АД), мощность 16 Вт, число полюсов 4, габариты 45 мм, основное исполнение (А), с одним выходным концом вала (1), с вентилятором (В), климатического исполнения УХЛ4, частота вращения 1300 об/мин.

В связи с динамическими нагрузками на двигатель в период пуска необходимо, чтобы пусковой момент двигателя М_П, выбранный по мощности, был не меньше расчётного М_Р, т.е. М_П М_Р.

Найдём М_Р:

М_Р = ( F_k*v_k*cosα_k+ M_k*ω_k*cosβ_k).

Слагаемое F_k*v_k*cosα_k учитывает все силы полезного сопротивления и силы трения действующие в механизме.

Сила полезного сопротивления равна нулю.

Силу трения в механизме учтём через КПД механизма:

η=η_зп* *η_вг*η_м

КПД зубчатой передачи (прямозубой цилиндрической): η_зп=0,975.

КПД подшипников качения: =0,98.

КПД передачи винт-гайка:

%,

где ψ – угол подъёма винтовой линии:

.

φ' – угол трения:

φ'=arctg(f_n)=arctg(0,104)= .

f_n – приведенный коэффициент трения:

.

f – коэффициент трения плоских трущихся поверхностей (f=0,1 – трение сталь по бронзе),

α – угол профиля резьбы (α= для трапецеидальной резьбы).

КПД муфты: η_м=0,99.

КПД всего механизма:

η=0,975*0,98²*0,43*0,99=0,4=40%.

Слагаемое M_k*ω_k*cosβ_k учитывает все моменты сил полезного сопротивления и моменты сил трения. Так как момент сил полезного сопротивления отсутствует, а момент сил трения учитывается через КПД, то это слагаемое равно нулю.

 

Зная все данные, найдём M_П:

М_Р = ( F_k^ин*v_k*cosα_k)=

= (21,8*10⁴+(25,46+1,99+1,5)*136,1²/0,4)=4230 Н*мм.

Момент, развиваемый двигателем при пуске:

М_П=к* М_НОМ=40*118=4720 Н*мм,

где

М_НОМ=Р_НОМ/ω_ДВ=16/136,1=118 Н*мм.

При пуске М_П > М_Р, следовательно, двигатель работоспособен.

Требуемая мощность электродвигателя:

Вт, где

η – уточнённый КПД механизма;

F_T= F_TP +F_ИН +F_УПР=154,71 Н;

F_TP=(М_СТ+М_Д)*g*f=(42+12,4)*9,8*0,1=53,312 Н;

F_ИН=(М_СТ+М_Д)*а=(42+12,4)*0,1=5,44 Н;

F_УПР=1,2*1,5*F_ТР=95,96 Н.

Мощность выбранного электродвигателя Р_ЭД=16 Вт. Она больше расчётной, значит двигатель пригоден для использования.

Коэффициент запаса мощности:

.

2.3. Расчёты, подтверждающие работоспособность зубчатой передачи .

В редукторе используются цилиндрические зубчатые колёса, выполненные без смещения. Материал колёс – Сталь 40Х ГОСТ 45453-71, при изготовлении колёс использовалась термическая обработка – объёмная закалка, что обеспечило твёрдость зубьев 45–55 HRC_Э.

2.3.1. Основные параметры зубчатой передачи.

1) Торцевой модуль зацепления – m₁=m=2 мм.

2) Число зубьев колеса – z₁=18, z₂=40.

3) Делительный диаметр – d₁=m*z₁=2*18=36 мм, d₂=m*z₂=2*40=80 мм.

4) Диаметр окружности вершин зубьев – d_a1=d₁+2m=36+2*2=40 мм, d_a2=d₂+2m=80+2*2=84 мм.

5) Диаметр окружности впадин зубьев – d_f1=d₁–2,5m=36–2,5*2=31 мм, d_f2=d₂–2,5m=80–2,5*2=75 мм.

6) Межосевое расстояние – мм.

2.3.2. Точность зубчатой передачи.

Зубчатая передача тихоходная, режим работы – реверсивный. По своему функциональному назначению отнесём зубчатую передачу к категории кинематических и назначим восьмую степень точности по нормам кинематической точности. Так как передача реверсивная, то ужесточим требования по нормам плавности работы зубчатой передачи относительно выбранной степени точности по нормам кинематической точности. Назначим седьмую степень точности по нормам плавности работы.

По нормам полноты контакта зубьев в зацеплении назначим более грубую – восьмую степень точности с учётом допускаемых стандартом пределов комбинирования степеней точности.

Так как передача кинематическая, работающая в реверсивном режиме при относительно невысоких окружных скоростях и умеренных нагрузках, выбираем вид сопряжения зубьев в зацеплении – D, допуск на боковой зазор – d, класс отклонений межосевого расстояния – III.

Точность зубчатой передачи: 8-7-8 D ГОСТ 1643-81.

2.3.3. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность.

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75.

 

Определяемая величина	Расчётная формула	Расчёт	Примечание
1) Коэффициент свойств материала			E – модуль упругости; υ – коэффициент Пуассона
2) Коэффициент формы контакта			Для прямозубых колёс β=0
3) Коэффициент длины линии контакта			Для прямозубых передач при α=20° kε=1,24
4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями			Для прямозубых колёс
5) Коэффициент ширины венца		=1,0	Для симметричного расположения колёс при HB 350
6) Динамический коэффициент		=1,1	Для прямозубых колёс при v 5 м/с
7) Коэффициент динамической нагрузки и её неравномерности	=	=1,0*1,0*1,1=1,1
8) Вращающий момент на валу
9) Предел контактной выносливости			При объёмной закалке
10) Коэффициент долговечности	kHN	kHN=1,0	При числе циклов нагружения каждого зуба больше базового
11) Коэффициент шероховатости	kHR	kHR=1,0	При R a =0,63 1,25
12) Коэффициент скорости	kHυ	kHυ=1,0	При HB 350 и v 5 м/с
13) Коэффициент смазывания	kHL	kHL=1,0	Для закрытых передач

 

14) Коэффициент безопасности	[SH]	[SH]=1,1	При объёмной закалке
15) Допускаемое контактное напряжение
16) Контактное напряжение
17) Коэффициент запаса контактной прочности

2.3.4. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на выносливость при изгибе.

Зуб прямозубого колеса будем рассматривать как балку, жёстко закреплённую одним концом.

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75.

Расчёт ведём для зубьев шестерни.

 

Определяемая величина	Расчётная формула	Расчёт	Примечание
1) Коэффициент формы зуба	YF	YF=4,28	Для z 20
2) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба	kFβ	kFβ=1,32	Для симметричного расположения колёс при HB 350 и b/d1=1,8
3) Динамический коэффициент	kFv	kFv=1,15	Для прямозубых передач при степени точности 7; HB 350; v 5 м/с
4) Коэффициент нагрузки	kF= kFβ kFv	kF=1,32*1,15=1,52
5) Окружная сила
6) Коэффициент переходной поверхности	kgst	kgst=1,1	Для шлифованной поверхности
7) Коэффициент упрочнения	kdst	kdst=1	Без упрочнения

 

8) Коэффициент вида заготовки	Y0	Y0=0,8	Для литья
9) Коэффициент градиента напряжений	kδ=1,08–0,17*lg(m)	kδ=1,08–0,17*lg(2)=1,03
10) Допускаемое напряжение
11) Напряжение
12) Коэффициент запаса прочности наизгиб

 

2.3.5.Выводы по результатам расчёта.

Передача работоспособна и контролепригодна.

Запас прочности по контактным напряжениям – k_H=1,14.

Запас прочности на изгиб при максимальной нагрузке – k_Fst=24

2.4. Расчёт передачи винт-гайка.

 

Назначение передачи винт-гайка – преобразование вращательного движения в поступательное. Выбор профиля резьбы зависит от направления и характера сил, действующих в передаче, условий её работы и КПД.

В передаче винт-гайка с трением скольжения применяют трапецеидальную резьбу. Её профиль – равнобочная трапеция с углом α=30º. Такая резьба характеризуется небольшими потерями на трение, технологичностью, применяется для создания больших осевых усилий.

Размеры трапецеидальной резьбы устанавливает ГОСТ 9484-73.

Основной размер передачи – средний диаметр резьбы d₂ находят по критерию её работоспособности, т.е. среднему давлению между рабочими поверхностями резьбы.

, где

F_a=154,7 Н – осевая сила;

γ=1,7 – коэффициент высоты головки гайки, для целых гаек;

[p]=12 МПа – допускаемое давление закалённой стали – бронзы.

Из конструктивных соображений принимаем d₂=14 мм.

По ГОСТу выбираем параметры резьбы: шаг р=4,0 мм, номинальный диаметр d=16 мм.

Резьба: T_r 16×4 ГОСТ 9484-73.

 

2.4.1. Выбор материалов:

Винт из стали 40ХА ГОСТ 14955-69.

Азотирование обеспечивает высокую износостойкость и минимальное деформирование при упрочнении.

Гайка изготавливается из бронзы Бр АЖ 9-4 ГОСТ 1628-72.

Для материалов передачи винт-гайка рекомендуются следующие допустимые напряжения:

1) допустимое напряжение на растяжение (сжатие) стальных винтов

, где

[σ_T] – предел текучести материала;

[n_T]=3 – коэффициент запаса прочности.

2) допустимое напряжение для материала гайки:

[σ_см]=80 МПа – на смятие;

[τ_ср]=30…50 МПа – на срез;

[σ_р]=34…44 МПа – на растяжение.

3) допустимое давление в резьбе для пар трения закалённая сталь по бронзе:

[P]=12…13 МПа.

Основным критерием работоспособности передачи является износостойкость, которая оценивается по среднему давлению между витками резьбы винта и гайки:

, где

F_a=154,7 Н – осевая нагрузка на передачу;

d₂=14 мм – средний диаметр резьбы;

H₁=0,5p=0,5*4=2 – рабочая высота профиля для трапецеидальной резьбы;

– число витков резьбы в гайке (Н_Г – высота гайки).

Запас:

.

Для трапецеидальной резьбы:

– коэффициент рабочей высоты;

– коэффициент высоты гайки;

– угол подъёма резьбы.

Передача преобразует вращательное движение винта в поступательное стола, поэтому ψ<φ', где φ'=5,9º – угол трения.

Размеры гайки:

H_Г=ψ_H*d₂=2,0*14=28 мм – высота гайки;

– число витков резьбы.

 

2.4.3. Проверка винта на устойчивость.

Определим момент I и радиус инерции i поперечного сечения винта:

, где

 

d₁=d₂–p=14–4=10

 

Находим гибкость винта:

, где

l=320 – длина винта;

μ=0,5 – коэффициент приведения длины для способа закрепления винта, когда оба конца закреплены.

Так как , то проверка винта на устойчивость не нужна.