Министерство образования РФ

Тамбовский государственный технический университет

Кафедра Прикладной механики и сопротивления материалов

Курсовой проект по предмету: «Прикладная механика»

План

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты. Определение моментов на валах

1.1 Определение мощности силового электродвигателя при постоянной статической нагрузке

1.2 Определение частоты вращения электродвигателя

1.3 Определение моментов и частоты вращения валов

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.1 Выбор материалов

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.3 Определение геометрических параметров

2.4 Усилия в зацеплении

2.5 Проверка контактной прочности зубьев

2.6 Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб

2.7 Проверка прочности зубьев на изгиб

3. Расчет валов

3.1 Выбор материалов

3.2 Проектировочный расчет

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверка штифтов на прочность

3.5 Проверочный расчет

3.6 Расчет на статическую прочность

3.7 Расчет на сопротивление усталости

3.8 Расчет на жесткость

4. Опоры валов

4.1 Расчет подшипников качения

Список литературы

Приложение

ВВЕДЕНИЕ

Научно-технический прогресс невозможен без создания точных приводов приборных устройств. В общем случае привод состоит из источника энергии редуктора и аппаратуры управления.

Редуктор может состоять из фрикционных, зубчатых, шарнирно-рычажных, кулачковых и других передач. В основном это многоступенчатая понижающая передача. В некоторых приборных устройствах применяют повышающие передачи -мультипликаторы.

По назначению механические передачи разделяют на отчетные (кинематические), скоростные и силовые. Основные требования к отчетным устройствам высокая точность преобразования угла поворота от ведущего вала к ведомому, к скоростные передачам - плавность работы, к силовым передачам - хорошее прилегание зубьев к боковым поверхностям в целях уменьшения контактных давлений и повышения их износостойкости [ 1 ].

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

1.1 Определение мощности силового электродвигателя при постоянной статической нагрузке

Выбор электродвигателя по мощности заключается в установлении номинального значения его мощности . которое должно быть больше или по крайней мере равно расчетному значению мощности на валу двигателя .

При вращательном движении исполнительного органа:

где (Вт) - расчетная мощность на валу двигателя, -момент на выходном валу (исполнительном устройстве ), (м/с)- скорость движения исполнительного устройства, - коэффициент запаса (при отсутствии перегрузок и нормальных условиях работы принимают равным 1,05-1,1). Значение общего КПД () равное произведению КПД всех звеньев механизма находим по таблице 1.1 из [1]. Для проектируемого механизма . Наименьшая расчётная мощность двигателя равна:

По таблице П.21 [2] выбираем электродвигатель ДПР-32-Ф1-02 (2-х полюсная электрическая машина постоянного тока закрытого исполнения с возбуждением от постоянного магнита; =27В; исполнение фланцевое с одним выходным концом вала). Для данного типа электродвигателя число оборотов n=6000об/мин, момент на валу двигателя M =2,5Нмм, срок службы 1000ч.

1.2 Определение передаточных чисел звеньев механизма

Так как общее передаточное число проектируемого механизма более “гибкое” чем частоты вращения э.д., то зададимся частотой электродвигателя и подберём передаточные числа звеньев. При выборе передаточных чисел надо выбирать их из рекомендуемых значений т. 1.1.[1].

Выберем . Проверим условие трансформации . Условие соблюдено с точностью более 5% следовательно можно оставить выбранные передаточные числа.

1.3 Определение моментов и частоты вращения валов

Частота вращения валов определяется по формулам:

,

,

,

.

Моменты на валах определяются с учётом КПД звена () по формулам

,

,

,

2. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Выбор материалов

Материалы зубчатых колёс выбирают в зависимости от назначения и условий

работы передачи. Применяют углеродистые стали, реже пластмассы и цветные металлы. Термически обработанные стали являются основным материалом для зубчатых колес. Термообработку проводят для улучшения твёрдости. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса разделяют на две группы колеса первой группы твёрдостью до 350 НВ, колёса второй группы с твердостью более 350НВ.

В качестве материала для колёс выбираем сталь35 (нормализация) со следующими механическими характеристиками:

.

Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания для прямозубых передач рекомендуется твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни назначать больше твёрдости зубьев колеса на 20…30 единиц НВ. Это объясняется тем, что шестерня за один оборот колеса входит в зацепление с ним в передаточное число раз больше, а поэтому возможность усталостного разрушения её выше. С учётом этого выбираем материал для шестерён сталь45 (нормализация) со следующими характеристиками:

.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения () при расчёте зубчатых колес на прочность определяются по формуле

,

где - предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, соответствующей базе испытаний (числу циклов перемены напряжений). Экспериментальные значения для некоторых марок сталей даны в т.2.2. [1], ; - допускаемый коэффициент безопасности; при однородной структуре материала (нормализация, улучшение, объёмная закалка); - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы передачи (для нормализованных и улучшенных колёс )

,

где - база испытаний т.2.3.[1] ((циклов)) ; - расчётное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи

,

где n(об/мин) - частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, L(ч)-срок службы передачи (138,54(ч)).

При расчёте для повышения надёжности в качестве допускаемого напряжения принимают того колеса, для которого оно меньше, как правило для тихоходного.

Для шестерен: =2НВ+70=2207+70=484Н/ммІ,

Для колес: =2НВ+70=2196+70=462Н/ммІ.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

,

Допускаемые напряжения изгиба

,(Н/ммІ) [1]

где (Н/ммІ) - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний ; []=2,3 - для литых заготовок; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (=1 при одностороннем приложении нагрузки); - коэффициент долговечности (=1 при длительно работающей передаче).

Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:

,

где - база испытаний т.2.3.[1] ((циклов)) ; - расчётное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи.

2.3 Определение геометрических параметров

Предварительно зададимся расчетными коэффициентами.

Коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния при несимметричном расположении колес относительно опор:

(принимаем ), так как большие значения позволяют уменьшить габариты передачи.

Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную прочность и при расчете на изгиб зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, погрешностей изготовления и сборки, износа подшипников, вызывающих перекашивание зубьев сопряженных колес относительно друг друга. Для прирабатывающихся колес цилиндрических при твердости материала хотя бы одного из колес меньше 350НВ и скоростей <15м/с принимают =1,03=1,05.

Коэффициенты динамической нагрузки и учитывают возникновение в зацеплении колес дополнительных динамических нагрузок. Значения этих коэффициентов приведены в таблице 2.5.[1].

Коэффициенты и учитывают неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес = =1.

Межосевое расстояние из условия прочности но контактным напряжениям, возникающим на поверхности зубьев :

,

где , - вращающий момент на ведомом валу, (Н*мм); - постоянная, для прямозубых колес - 49,5; u-передаточное число звена. Полученные значения необходимо округлить до ближайшего стандартного, выбранного из ряда предпочтительных чисел Ra 40 (СТ СЭВ 514-77).

Межосевое расстояние звеньев:

Ширина зубчатого венца:

колеса

шестерни

Модуль зубьев определяется из условия прочности зубьев на изгиб:

где - постоянная, для прямозубых колёс равна 6,8. Значение т округляют до

стандартного по СТ СЭВ 310-76. Модуль зубьев звеньев равен:

Суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических передач:

Число зубьев шестерни и колеса:

Диаметры вершин зубьев:

Фактическое передаточное число:

Допускается отклонение от предварительного значения не более чем на 4% (

<4% условие выполнено).

Делительные диаметры для прямозубых колес равны:

Фактическое межосевое расстояние:

2.4 Усилия в зацеплении

Окружная сила:

,

где - момент на ведомом валу, -диаметр колеса на ведомом валу.

Радиальная сила для прямозубых колёс

,

где а=20° - угол зацепления.

2.5 Проверка контактной прочности зубьев

Расчетное контактное напряжение и условие прочности:

,

где - постоянная, для прямозубых передач равна 310, - межосевое расстояние передачи, u-передаточное число звена, - момент на ведомом валу, - ширина колеса, - коэффициенты, описанные в п.2.3., - допускаемое напряжение из п.2.2.

2.6 Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб

Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий,чем у колеса. Этот эффект учитывается коэффициентом формы зуба .Рекомендуемые значения в зависимости от количества зубьев для прямозубых колес выбираем из таблицы [1].

Для обеспечения примерно равной прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб, шестерню делают из, более прочного материала, чем колесо. Зубья шестерни и колеса будут иметь примерно равную прочность на изгиб при условии:

На практике проверочный расчет передачи на изгиб выполняют для того из колес (шестерни или колеса), для которого ниже прочность на изгиб.

2.7 Проверка прочности зубьев на изгиб

Расчетное напряжение и условие прочности

где - коэффициент, учитывающий наклон зуба для прямозубых колес =1; - коэффициент формы зуба из п.2.6.; b-ширина того по чему производится расчёт (колеса, шестерни); m-модуль передачи; - коэффициенты, описанные в п.2.3.; - допустимое напряжение изгиба из п.2.2.

Из проведенного проверочного расчёта зубьев на контактную прочность и прочность на изгиб, делаем вывод, что выбранные материалы и размеры колес удовлетворяют всем требованиям по прочности.

3. РАСЧЁТ ВАЛОВ

3.1 Выбор материала

Основными материалами для валов и осей являются сталь Ст 5 (без термообработки) и стали 40, 45, 40Х. Выберем сталь45, механические свойства которой приведены в таблице 6.1 [I].

Основными критериями работоспособности и расчета валов являются прочность и жесткость. Процессы расчета и конструирования взаимосвязаны. Поэтому определение необходимых размеров валов выполняется в два этапа. проектировочный расчет и проверочный расчет.

3.2 Проектировочный расчет

На данном этапе расчета известен только крутящий момент численно равный передаваемому вращающему моменту. Изгибающие моменты, возникающие в поперечных сечениях вала, можно определить только после разработки конструкции вала. Поэтому проектировочный расчет выполняется только на кручение. При этом определяется минимальный диаметр из всех участков ступенчатого вала по формуле:

,

где []-12...30 Мпа - допускаемое напряжение при кручении; -крутящий момент на валу. Полученное значение d округляют до ближайшего большего из ряда Ra40.

По выбранному значению d с учетом удобства сборки и фиксации деталей в осевом направлении назначают остальные посадочные диаметры вала.

3.3 Проверочный расчёт вала при совместном действии изгиба и кручения

После выбора геометрии вала (см. графический материал) можно провести проверочный расчёт вала.

Ray Ft1 Fr2 Rdy

o o

Rax r1 Fr1 r2 Ft2 r3 Rdx r4

a b c d e

l1 l2 l3 l4

!!!!!!!!!!!

Найдём реакции опор:

Найдём величину изгибающего момента в т. В :

Построим эпюры изгибающего и крутящего моментов. Из эпюр видно, что наибольшее нагружение в т. В. По 4 теории прочности рассчитаем эквивалентный момент

.

Найдём эквивалентное напряжение и сравним его с допустимым :

Условие выполнено значит диаметр вала и его материал подходят.

4. Расчёт опор валов

Для упрощения конструкции корпуса и уменьшения технического обслуживания механизма целесообразно применить подшипники которые работают без смазки. К числу таких подшипников относятся подшипники скольжения на основе полимерных материалов. В качестве подшипников проектируемого механизма выбираем металлофторопластовые втулки [3].

Для подшипников сухого и граничного трения производят приближённый расчёт- по удельному давлению:

,

где -сила действующая на опору; - внутренний диаметр и длина подшипника соответственно; [P]-допустимое давление из т.29[3]. Для упрощения расчёта предположим, что радиальная нагрузка на валах равнораспределена и направлена в одну сторону.

Как видно из расчёта нагрузки на подшипники меньше на два порядка, чем допустимые. Нетрудно предположить, что и по критерию теплостойкости запас получится того же порядка, следовательно этот расчёт можно опустить.

Список использованных источников

1. Расчёт электромеханических приводов радиоэлектронной аппаратуры: метод. указания./ Сост. А.М.Воробьёв, В.Л. Негров - ТГТУ Тамбов 2006г.

2. В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя в 3томах т.2, т1, т3. М.1995г.

3. Расчет электромеханических приводов радиоэлектронной аппаратуры. Методические указания.

4. Курсовое проектирование механизмов РЭС. Под ред. Г. И. Рощина. - М.: Высшая школа, 1998.

5. Детали машин в примерах и задачах. Под ред. Ничепорченко. - М.: Высшая школа, 1995.

А.А. Чекмарев, В.К. Осипов. Справочник по машиностроительному черчению. - М.: Высшая школа, 1998.

Приложение

Кинематическая схема привода перестройки аттенюатора.