Механизм линейных перемещений

Механизм линейных перемещений

Содержание

Введение

. Обзор и анализ существующих конструкций

. Описание конструкции изделия и принцип его работы

. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

.1 Расчет и выбор электродвигателя

.2 Кинематический расчёт

.3 Геометрический расчет

.3.1 Основные параметры зубчатой передачи

.3.2 Точность зубчатой передачи

.3.3 Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность

.3.4 Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на выносливость при изгибе

.3.5 Предварительный расчет валов

.3.6 Расчёт валов на усталостную прочность

.3.7 Расчёт валов на жёсткость

.3.8 Расчёт работоспособности подшипников качения

.4 Силовой расчет

.5 Расчет типовых элементов

.5.1 Расчёт шпоночного соединения

.5.2 Расчёт муфты

.5.3 Расчет передачи винт-гайка

Заключение

Список используемой литературы

Введение

линейный перемещение электродвигатель зубчатый

Целью данного курсового проекта является систематизация и углубление знаний по общетехнической дисциплине «Детали и механизмы приборов». Изучение этого курса дает студентам необходимые навыки по расчету и проектированию типовых элементов приборных устройств и их деталей.

Под проектированием понимают совокупность логических и математических процессов поиска, выбора и обоснования оптимального варианта принципа действия и конструкции разрабатываемого механизма, отвечающего требованиям технического задания, современным научным и техническим достижениям. Обучение проектированию механизмов имеет практическое и теоретическое значение. На этой стадии обучения закладываются основные знания в области понимания техники и процесса конструирования приборов, так как дальнейшая деятельность инженера без этих знаний не представляется возможной.

В данном курсовом проекте мне необходимо было спроектировать механизм линейных перемещений. Однако, независимо от назначения механизма при его проектировании необходимо учитывать следующие основные требования: обеспечение заданной точности функционирования, прочности и жесткости отдельных элементов и конструкции в целом. Кроме того разрабатываемая конструкция должна иметь минимальную массу, габаритные размеры, быть экономически обоснованной, простой и удобной в эксплуатации и ремонте, а также технологичной в изготовлении. Таким образом, при проектировании своего механизма, я учитывал данные требования в полном объеме.

.       
Обзор и анализ существующих конструкций

Линейные перемещения - общее название узлов механизмов (более простых или более сложных), которые обеспечивают линейное (продольное) перемещение втулки, либо каретки вдоль вала или рельсовой направляющей.

В настоящее время разработано множество различных видов и серий механизмов линейных перемещений для удовлетворения разнообразных потребностей различных отраслей промышленности. И с каждым годом с увеличением на предприятиях парка современного оборудования у ремонтно-механических служб растет потребность в механизмах линейного перемещения.

Самыми распространенными видами механизмов линейных перемещений являются варианты:

1)По круглому валу движется шариковая втулка линейного перемещения <#"604429.files/image001.gif">

Тогда требуемая мощность двигателя следующая:

где к- коэффициент, учитывающий перегрузки двигателя во время его пуска и разгона механизма.

В соответствии с расчётами выбираем асинхронный электродвигатель постоянного тока АДП-507А со следующими параметрами

3.2 Кинематический расчёт

В ходе проведения расчетов был выбран электродвигатель АДП-507А 7,5 Вт, .

Скорость вращения вала двигателя:

Определим общее передаточное число редуктора:

,

Где  считается по формуле:

.

В данном механизме отсутствует ременная и цепная передача, поэтому можно записать:

Где - передаточное отношение на тихоходном валу;

- передаточное отношение на быстроходном валу.

Передаточное отношение на тихоходном валу можно определить по формуле:

Тогда передаточное отношение на быстроходном валу:

Рассчитаем погрешность редуктора

Погрешность не превышает допустимую (4%)

.3 Геометрический расчет

.3.1 Основные параметры зубчатой передачи

Редуктор состоит из четырех зубчатых колёс. Выбираем число зубьев для шестерен:

;

;

Рассчитаем число зубьев для ведомых зубчатых колес:

=97;

Определяем модуль передачи:

Кт=1.4 - коэффициент для прямозубых колес

К=1.3 - коэффициент расчетной нагрузки

YF - коэффициент формы зуба

) Z1 - Z2

Z1=22 Z2=88

YF1=4.1 YF2=3.76

Расчет будем вести по шестерне.

 мм

Так как в остальных зацеплениях зубчатых колес передаваемый момент меньше, то и модуль будет меньше.

Выбираем модуль  из ряда стандартных при условии:

где, 12.

Рассчитаем геометрические параметры колёс

Делительный диаметр:

Диаметр окружности вершин зубьев:

Диаметр окружности впадин зубьев:

Межосевые расстояния:

Ширина колёс: b2=Ψm·m=10*0,4=4 мм;

Ширина шестерён b1= b2+ m·(1…2)=2+0,4*2=3 мм

.3.2 Точность зубчатой передачи

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 восьмую степень точности по нормам плавности работы.

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

Точность зубчатой передачи: 8-8-9 В ГОСТ 1643-81.

3.3.3 Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность

1) Коэффициент свойств материала             E - модуль упругости;

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75

.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.

12) Коэффициент запаса прочности наизгиб           

Передача работоспособна и контролепригодна. Запас прочности по контактным напряжениям - kH=1,14. Запас прочности на изгиб при максимальной нагрузке - kFst=6,8.

3.3.5 Предварительный расчет валов

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в данном курсовом проекте, массы валов и деталей, насаженных на них сравнительно невелики, поэтому их влиянием можно пренебречь, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил , возникающих в процессе работы.

Расчёт вала:

гдеd1 - делительный диаметр меньшего колеса (шестерни), мм;

С - коэффициент, учитывающий геометрию передачи, и свойства материалов: 2,4 - для стальных закаленных;

Т1 - крутящий момент на валу меньшего колеса, Н∙мм;

U12 -передаточное отношение пары зубчатых колес;

.3.6 Расчёт на усталостную прочность

Силы, действующие со стороны 1-ого колеса:

Окружная сила:

радиальная сила:

осевая сила:

Силы, действующие со стороны 2-ого колеса:

Окружная сила:

радиальная сила:

осевая сила:

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Построим эпюры сил и момениов:

Наибольшее значение суммарно изгибающего момента:

Эквивалентное нормальное напряжение:

Выбираем диаметры валов 3 мм.

.3.7 Расчёт валов на жёсткость

Различают изгибную и крутильную жесткость.

Изгибная жёсткость обеспечивается при выполнении условий:

f≤[f] и θ≤[θ], где

[f]=0,02 и [θ] - допустимые прогибы и углы наклона упругих линий валов.

Крутильная жёсткость оценивается углом закручивания:

, где

G=8*1010 - модуль сдвига;

Ip=0,1d4=0,1*0,0124=2073,6*10-6 - полный момент инерции.

Прогиб в месте воздействия силы:

[f]=0,02>0,004

Жёсткость вала обеспечена.

.3.8 Расчёт работоспособности подшипников качения

Пригодность подшипника, установленного в опоре, оцениваем по динамической С и статической грузоподъёмности в зависимости от требуемой долговечности.Требуемая долговечность работы подшипника, при теоретических нагрузках:

LN=18250 часов.

Реальные нагрузки подшипника учитываем эквивалентной или по степени влияния на работоспособность подшипника динамической или статической нагрузкой.Для радиальных и радиально-упорных подшипников под эквивалентной динамической нагрузкой Р понимают такую постоянную радиальную нагрузку, которая при приложении её к подшипнику качения с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает такую долговечность подшипника, которую он будет иметь при нагружении и вращении в условиях эксплуатации.

Исходные данные:

крутящий момент T1 = 43,55 Н·м,

делительный диаметр зубчатого колеса d1 = 35,2 мм.

Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р:

,

гдеx - коэффициент радиальной нагрузки;

ν - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается (для внутреннего ν = 1);

Fr - радиальная нагрузка на подшипник, Н;

y - коэффициент осевой нагрузки;

Fa - осевая нагрузка на подшипник с учетом осевой составляющей от действия радиальной нагрузки, Н;

kт - коэффициент, учитывающий температуру подшипника (при t < 100 ºC kт = 1);

kδ - коэффициент безопасности (при нагрузке с легкими толчками и кратковременными перегрузками до 125 % номинальной нагрузки kδ = 1,1).

 Н;

 Н.

Рис3. Схема действия сил

Горизонтальная плоскость

 Н

Вертикальная плоскость

 Н

 Н

В свою очередь:

 Н;

 Н.

Например, рассчитаем осевую составляющую для более нагруженной опоры:

 Н,

гдеe = 0,56 - вспомогательный коэффициент (x = 0,44; y = 1,00).

Таким образом, имеем:

эквивалентная динамическая нагрузка

 Н;

Нами был выбран подшипник 1000084 ГОСТ 8338-75динамическая грузоподъемность С = 695 Н (табличное значение по каталогу для данного подшипника);

долговечность подшипника:  ч;

запас долговечности .

Можно сделать следующий вывод: срок службы подшипников достаточен.

.4 Силовой расчет

В результате кинематических расчётов (пункт 3.2) и составления эскизного проекта проектируемого механизма определим силовые и динамические параметры валов редуктора:

Таблица 1 - силовые и динамические параметры валов

Выберем материал для зубчатых колес:

V - окружная скорость.

d - делительный диаметр колеса в мм.

n=240 об/мин - частота вращения

 мм

Z=22 - минимальное число зубьев в шестерне

т=0.3 - рекомендуемое минимальное значение модуля в прямозубых цилиндрических колесах.

 мм

 мм=6,6 + 3=9,6 мм

 м/с,

т.к. V<3 м/с , то по ГОСТ (1050-74) для шестерни: сталь 40Х

для колеса: сталь 40Х.

Поскольку V<3 м/с, то для изготовления колес рекомендуется 8-я степень точности. Назначим термообработку улучшение. Примем твердость колес 250НВ. В соответствии с рекомендациями методического пособия назначаем твердость материала зубьев шестерни на 20 единиц выше, чем колеса. Тогда твердость зубьев шестерни 270НВ.

Определим предельные напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

 МПа

 МПа

Определим допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

,

где SF=2.2 - коэффициент запаса прочности.

KFC=0.65 - коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, в соответствии с методическими указаниями для реверсивных передач.

KFL - коэффициент долговечности.

Показатель степени m=6, т.к.

NН - число циклов перемен напряжений, определяется по формуле:

с=1 - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым

L=5000 часов - срок службы передачи

Колесо 4

 об/мин

 МПа

Колесо 2

 об/мин

 МПа

Шестерня 3

 об/мин

 МПа

Шестерня 1

 об/мин

 МПа

3.5 Расчет типовых элементов

.5.1. Расчёт шпоночного соединения

Для соединения валов с посаженными на них деталями применяются шпонки. Основное назначение шпонок - передавать крутящий момент от вала к ступице или наоборот. Форма и размеры шпонок стандартизированы и выбираются из справочников.

Шпонка 5×5×10 ГОСТ 23360-78.

Призматическая шпонка рассчитывается на смятие и на срез.Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала:

σсм[σсм]

σсм - напряжение смятия;

[σсм]=30..50 МПа - допустимое напряжение;

T - крутящий момент на валу;

lp=l-b=8-2=6 мм - рабочая длина шпонки.

Прочность на смятие обеспечена.

Условие прочности на срез:

τср[τср]

[τср]=100 Мпа, значит прочность шпонки на срез обеспечена.

Запас прочности:

.5.2 Расчет муфты

В данной курсовой использовалась кулачковая зубчатая предохранительная муфта.

Работоспособность кулачковых зубчатых муфт определяется износом кулачков, зависящим от напряжений смятия на поверхностях соприкосновения. Эти напряжения рассчитывают приблизительно, исходя из допущения, что нагрузка распределяется равномерно между кулачками:

где: z - число кулачков полумуфты;- динамический коэффициент нагрузки.

 = 50...70 МПа - при включении на малых оборотах;

- наружный диаметр муфты.

ширина кулачка;

h- высота кулачка;

Условие прочности выполнено.

.5.3 Расчет передачи винт-гайка

Передача, состоящая из винта и гайки и служащая для преобразования вращательного движения в поступательное, называется винтовой передачей. Широкое применение таких передач в современных машинах определяется тем, что при простой и компактной конструкции удается осуществить медленные и точные перемещения.

Проектный расчет винтовых передач. При проектном расчете будем полагать, что все витки нагружены одинаково.

Для обеспечения необходимой износостойкости передачи прежде всего нужно, чтобы давление в резьбе не превышало допустимое:

,

где Fa - расчетная осевая сила, действующая на винт. d2 - средний диаметр резьбы. h - рабочая высота профиля, принимаемая для трапецеидальной резьбы равной 0,5.S. S - шаг резьбы. z=H/S - число витков резьбы на высоте гайки H.

Средний диаметр резьбы d2=14 мм.

Шаг резьбы S=3 мм.

Число витков резьбы на высоте гайки H=10 мм z=10/3=3,3.

Подставляя в формулу значения h и z, получаем:

 , α=200 - угол зацепления.

, следовательно, условие выполняется.

Условие самоторможения.

g - угол подъема винтовой линии, град

Т.к. 2,487<6,05, то условие самоторможения выполняется.

Условие прочности на срез

 []=30…50 МПа

Значит, условие выполняется.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта я ознакомилась с научно-технической литературой по теме выданного задания;

изучила и проанализировала конструкции аналогичных механизмов, оценив их достоинства и недостатки;

произвела технические расчеты по разработанным схемам;

изготовила чертежи общего вида сборочной единицы и отдельных деталей проектируемого изделия.

В ходе выполнения курсового проекта мной был спроектирован механизм линейных перемещений.

Список используемой литературы

1.   Анурьев В.И. “Справочник конструктора-машиностроителя”. В 3-х т. Т. 1,2,3 - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.

.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. «Детали машин. Курсовое проектирование».Издание 5-е дополнительное. -М., 2004.-16с.

.     Нарышкин В.Н., Коросташевский Р.В. “Подшипники качения. Справочник”. - М.: Машиностроение, 1984. - 280 с., ил.

4.      Орлов П.И. “Основы конструирования. Справочно-методическое пособие в 3-х книгах”. - М.: Машиностроение, 1977.

.        Соломахо В.Л., Томилин Р.И., Цитович Б.В., Юдович Л.Г. “Справочник конструктора-приборостроителя”. В 2-х т. - Мн.: Выш. шк., 1988.

.        Тищенко О.Ф. “Элементы приборных устройств (Основной курс)”. В 2-х частях. Ч. 1,2. - М.: Выс. школа, 1982, ил.

.        Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. “Курсовое проектирование деталей машин”. - М.: Машиностроение, 1988.

.        Чубаро Д.Д. “Детали и узлы приборов”. - М.: Машиностроение, 1975.