Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ АЭРОКОСМИЧЕСКОГО ПРИБОРОСТРОЕНИЯ»

КАФЕДРА ВЫЧИСЛИТЕЛЬНЫХ МАШИН И КОМПЛЕКСОВ

КУРСОВАЯ РАБОТА (ПРОЕКТ) ЗАЩИЩЕНА С ОЦЕНКОЙ

РУКОВОДИТЕЛЬ доц., к.т.н. Соколов Ю.Н.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ (ПРОЕКТУ)

Корректирующий механизм

по дисциплине: Детали машин и основы конструирования

РАБОТУ ВЫПОЛНИЛ(А)

СТУДЕНТ(КА) ГР.7811 ВЦ

Суркова Н.А.

Санкт-Петербург 2010

Оглавление

Задание

Введение

1. Выбор двигателя

2. Разработка кинематической схемы

2.1 Кинематическая схема

2.2 Определение числа зубьев

2.3 Практическое значение передаточного отношения

2.4 Расчёт ошибки передачи

3. Расчет размеров зубчатых колес

3.1 Расчет крутящих моментов

3.2 Выбор материала

3.3 Расчет размеров зубчатых колес

4. Расчёт валов

4.1 Определение усилий

4.2 Компоновочная схема

4.3 Расчет диаметра предпоследнего вала

4.4 Расчет диаметра выходного вала

5. Расчет и выбор подшипников

5.1 Выбор подшипника

5.2 Расчет подшипника на долговечность

6. Выбор шпонки

Заключение

Список использованных источников

Задание

Спроектировать исполнительный механизм, состоящий из двигателя и редуктора с одним выходным валом.

Исходные данные:

момент на выходном валу Мвых = 35 Н*см,

скорость вращения выходного вала звых = 25 об/мин.

Введение

Технический уровень всех отраслей авиационной промышленности в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве и в авиации.

Темой курсового проекта является расчет и конструирование исполнительного механизма, состоящего из двигателя и редуктора.

1. Выбор двигателя

Расчёт мощности на выходном валу:

,

где величины имеют размерности N_вых - Вт, М_вых - Н*см, n_вых - об/мин.

N_вых=(35*25)/974 = 0,89.

Расчёт мощности двигателя:

,

где з₀ - КПД механизма.1,2-коэффициент запаса

.

Выбор двигателя производится по каталогу, при учёте следующих соображений: мощность и момент двигателя по каталогу N_дв с учётом коэффициента запаса К должна быть больше расчётных значений в К раз.

В соответствии с полученными расчётными данными мощности двигателя, был выбран следующий тип двигателя: «ДПМ-20.

Рабочие параметры и габаритные размеры данного двигателя приведены в таблице1.

Рабочие параметры и габаритные размеры электродвигателя. Таблица1.

Тип двигателя	Мощность, Вт.	Частота вращения, Мин-1	Номинальный момент, Н*см	Момент инерции якоря, Кг*см2	Пусковой момент, Н*см	Габариты, мм.
						D	L	d		Отверстия для крепления
ДПМ-20	1,38	1250	0,15	0,0037	0,7	20	30	2	8	-	-

Рис.1 Внешний вид двигателя ДПМ-20

2. Разработка кинематической схемы

Вид кинематической схемы и тип используемых зубчатых передач определены заданием варианта (в данной работе в качестве зубчатой передачи была взята цилиндрическая прямозубая).

Расчёт передаточного числа редуктора приводится по следующей формуле:

При этом принимаются во внимание следующие рекомендации.

Общее передаточное число редуктора распределяют по ступеням при учёте требований к инерционности редуктора, точности передачи по углу и унификации конструкции. Для снижения инерционности, характеризующей запаздывание в повороте выходного вала по отношению к началу движения входного вала, а также для повышения точности передачи желательно получить возрастание передаточных чисел ступеней в направлении от входной к выходной ступени редуктора. В то же время из соображений унификации желательно сократить число типоразмеров. Чтобы удовлетворить этим противоречащим требованиям, экономически целесообразно первое условие выполнить на первых двух ступенях редуктора, а для последующих ступеней принять передаточные числа одинаковыми.

Также общее передаточное число состоит из ряда сомножителей, число которых зависит от числа передач, составляющих механизм

U₀= U_1-2 *U_3-4*U_5-6 *U_7-8 *U_9-10

U_1-2 U_3-4U_5-6 U_7-8 U_9-10 -передаточные числа передач, значения которых:

U_1-2=U₁= 2; U_5-6=U₃= 2,5; U_9-10= U₅=2

U_3-4=U₂= 2; U_7-8=U₄=2,5;

U₀=2*2*2*2,5*2,5=50

2.1 Кинематическая схема

На основе полученных данных выбираем схему редуктора:

Рис.2 Кинематическая схема редуктора

2.2 Определение числа зубьев

Из условия, что для цилиндрической прямозубой передачи минимальное число зубьев шестерни равно 20, выбираем числа зубьев Z_ш шестерней: Z₁= Z₃= Z₅= Z₇= Z₉=20

Число зубьев Z_ki колеса i-той ступени с передаточным отношением U_i вычисляем по формуле:

Z_ki= Z_ш* U_{i (5)}

Z₂=20*2=40

Z₄=20*2,5=50

Z₆=20*2=40

Z₈=20*2=40

Z₁₀=20*2,5=50

2.3 Практическое значение передаточного отношения

Новое значение общего передаточного числа:

U₀=2*2,5*2*2*2,5=50

Новое значение числа оборотов на выходе:

n_вых'=1250/50=25 об/мин

2.4 Расчёт ошибки передачи

Процент ошибки между заданными числами оборотов и полученными в результате расчетов не должен превышать 2%.Процент ошибки вычисляется по следующей формуле:

г ? 2%.

<2%

3. Расчет размеров зубчатых колес

3.1 Расчет крутящих моментов

М_кр8=М_кр9= М_кр10/ U_9-10*з=35/2,5*0,97=14,43 Н*см

М_кр6=М_кр7= М_кр8/ U_7-8*з=14,43/2*0,97=8,39 Н*см

М_кр4=М_кр5= М_кр6/ U_5-6*з=8,39/2*0,97=4,87 Н*см

М_кр2=М_кр3= М_кр4/ U_3-4*з=4,87/2,5*0,97=2,011 Н*см

М_кр1=М_вх= М_кр2/ U_1-2*з=2,011/2*0,97=1,17 Н*см

3.2 Выбор материала

Расчёт модуля на выкрашивание

Формулы для расчета модуля из условия прочности на выкрашивание следующие:

Для цилиндической прямозубой передачи:

,

Для заданных материалов и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:

Прямозубые колеса.

[M_k]_p=35*1,4*1*1=49 Н*см

m_вык=0,75мм

Расчёт модуля на изгиб

Формулы для расчета модуля из условия прочности на изгиб следующие:

Для цилиндической прямозубой передачи

,

Где y-коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев Z

Для заданных материалов и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:

у=0,14

m_изг=0,56мм

Выбор модуля.

По рассчитанным модулям зубчатых колес, подбираем ближайшее большее стандартное значение

Значение модуля выбираем по ГОСТ и принимаем его равным 0,8мм.

3.3 Расчет размеров зубчатых колес

Диаметры окружностей рассчитываются по следующим формулам:

диаметр делительной окружности:

d=mZ

диаметр окружности выступов:

d_a=m(z+2)

диаметр окружности впадин:

d_f=mz-2h_f

ширина зуба прямозубого колеса:

b=шm

где m - модуль в торцевом большем сечении;

Z - число зубьев колеса (шестерни).

h_f - высота головки и ножки зуба;((1+0,35)*0,8=1,08мм)(С*=0,35)

d₁= d₃= d₅= d₇= d₉=0,8*20=16

d_a1= d_a3= d_a5= d_a7= d_a9=0,8*(20+2)=17,6

d_f1= d_f3= d_f5= d_f7= d_f9=0,8*20-2*1,08=16-2,16=13,84

b₁= b₃= b₅= b₇= b₉=0,8*5=4

d₂= d₄= d₆=0,8*40=32мм

d_a2= d_a4= d_a6=0,8*(40+2)=33,6мм

d_f2= d_f4= d_f6=0,8*40-2*1,08=32-2,16=29,84мм

b₂= b₄= b₆=0,8*5=4

d₈= d₁₀=0,8*50=40мм

d_a8= d_a10=0,8*(50+2)=41,6мм

d_f8= d_f10=0,8*50-2*1,08=40-2,16=37,84

b₈= b₁₀=0,8*5=4

4. Расчёт валов

Расчет валов производят при наличии следующих исходных данных: размеров зубчатых колес, усилий в зацеплениях и схемы расположения зубчатых колес на валах в осевом направлении.

4.1 Определение усилий

Усилия в зацеплениях представляются в виде трех составляющих: окружной Р, радиальной Т и осевой(аксиальной) Q.Окружное усилие Р направлено по касательной к делительной окружности по направлению движения для ведомого колеса и против движения для ведущего колеса, радиальное усилие Т направлено к центру колеса, осевое Q-вдоль оси.

Усилия в зубчатых передачах вычисляются по формулам:

Цилиндрическая прямозубая передача.

Окружное усилие:

Р_о = 2Мкр/d;

Радиальное усилие:

T=P*tga

Где а-угол зацепления, для эвольвентных зубчатых колес а=20'

4.2 Компоновочная схема

двигатель мощность подшипник зубчатое колесо

4.3 Расчет диаметра предпоследнего вала

Определение усилий

Окружное и радиальное усилия, действующие на шестерню 11 со стороны колеса 12:

Р₁₁=2*14,43/1,44=20,04H

T₁₁=28,6*tg20=7,29Н

Окружное и радиальное усилия, действующие на шестерню 10 со стороны колеса 9:

Р₁₀=2*20,62/3,6=8,02Н

T₁₀=11,5*tg20=2,92Н

Расчетные схемы построение эпюр.



Расчет диаметра вала.

4.4 Расчет диаметра выходного вала

Предварительный расчет.

d=3,32 мм

C учетом допусков, необходимо к полученному значению добавить 25%

d=4,15мм

округляя до ближайшего стандартного значения ,получим:

d=5 мм

Определние усилий

Расчетные схемы. Построение эпюр.



5. Расчет и выбор подшипников

5.1 Выбор подшипника

В исполнительных механизмах приборов и устройств применяют цилиндрические подшипники скольжения и шариковые подшипники качения. Подшипники скольжения значительно проще и дешевле шариковых подшипников, но имеют большой по величине момент трения.

Тип подшипников выбирается в соответствии с соотношениями:

- радиальный;

-радиально-упорный(б = 12^о…18^о);

- радиально-упорный(б ?18^о),

где F_a - осевая сила(Н);

F_r - радиальная сила(Н);

(Н),

где R_A и R_B - реакции опор А и В соответственно.

Так как осевая сила F_a равна нулю, то подшипник будет радиальным.

Параметры выбранного шарикоподшипника:

Размеры:

d = 5мм; D= 13мм; B= 4мм.

Грузоподъёмность:

С=850Н;С₀=400Н.

5.2 Расчет подшипника на долговечность

Долговечность подшипника рассчитывается по следующей формуле:

где С - динамическая грузоподъемность, равная радиальной силе, при которой подшипник выдерживает без усталостного разрушения 1 млн об. подвижного кольца;

n - число оборотов в минуту подвижного кольца;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка,

где

6. Выбор шпонки

Т.к. на выходном валу имеет место максимальный крутящий момент(20,62 Н*см),то целесообразно здесь использовать шпонку размерами 2*2*6 мм.

?[Ky]доп =40%

?[Kи]доп =0.2

Заключение

В рамках курсового проекта была проведена работа в соответствии с заданием на проектирование. В результате был спроектирован исполнительный механизм, состоящий из двигателя с редуктором.

Характеристики исполнительного механизма:

Мощность двигателя: 1,38(Вт);

Скорость вращения вала двигателя: 1250(об/мин);

Выходной крутящий момент на выходном валу редуктора: 35(Н*См)

Скорость вращения выходного вала редуктора: 25(об/мин);

Габаритные размеры исполнительного механизма:

159*98*93мм.

Список использованных источников

1. Лукичёва Л.С., Явленский К.Н., Чаадаева Е.Е, Никифорова Г.Н. «Конструирование механизмов приборов и их элементов», СПб, 1992г

2. Лукичёва Л.С., Явленский К.Н., Чаадаева Е.Е, Миронович В.П. «Проектирование механизмов приборов», СПб,1998г.

3. Николаевич Л.Ф., Сивоненко И.М. «Параметры двигателей и выбор посадок, методическая разработка по курсовому проектированию», Ленинград, 1980г.

4. Сивоконенко И.М., Явлинский К.Н. «Расчет и проектирование механизмов и приборов», ЛИАП, 1981.

5. Явленский К.Н. «Конструирование механизмов приборов и устройств летательных аппаратов», Ленинград,1988г.

6. Явленский К.Н., Михальков С.А., Трофимовская Л.С. «Механизмы приборов и летательных аппаратов, атлас конструкций, учебное пособие к курсовому проекту”, Ленинград,1981г.

Размещено на Allbest.ru