Курсовая работа: Проектирование исполнительного механизма с двигателем и одним выходным валом

Задание на курсовой проект

Цель работы

Спроектировать исполнительный механизм с двигателем и одним выходным валом

Исходные данные

1. Вариант кинематической схемы

2. Момент на выходном валу Мвых, Н

3. Частота вращения nвых, об/мин

4. Точность передачи по углу Δφ, угл. мин

СОДЕРЖАНИЕ

Задание на курсовой проект

Введение

1.Техническое предложение

1.1 Анализ задания

1.2 Разработка функциональной схемы механизма

2 Выбор двигателя

3 Разработка кинематической схемы

3.1 Передаточное отношение

3.2 Кинематическая схема

3.3 Определение числа зубьев

3.4 Процент ошибки

3.5 Уточнение мощности двигателя

4. Расчет размеров зубчатых колес

4.1 Расчет крутящих моментов

4.2 Выбор материала

4.3 Расчет модулей

4.3.1 Расчет модуля на выкрашивание

4.3.2 Расчет модуля на изгиб

4.3.3 Выбор модуля

4.4 Расчет размеров зубчатых колес

5 Расчет валов

5.1 Определение усилий

5.2 Компоновочная схема

5.3 Расчет длины вала

5.4 Расчет диаметра предпоследнего вала

5.4.2 Расчет диаметра вала

5.5 Расчет диаметра выходного вала

5.5.1 Расчетные схемы. Построение Эпюр

5.5.2 Расчет диаметра выходного вала

6. Расчет и выбор подшипника

6.1 Выбор подшипника

6.2 Расчет подшипника на долговечность

7 Расчет элементов крепления

7.1 Расчет диаметра штифта

7.1.1 Расчет на срез

7.1.2 Расчет на изгиб

8. Расчет точности

9. Определение оценки уровня унификации

Заключение

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Темой курсового проекта является проектирование исполнительного механизма, состоящего из двигателя и редуктора. Такие механизмы находят широкое применение в приборах и устройствах летательных аппаратов для дистанционной передачи измеряемых параметров (указателя высоты, скорости; указатели авиагоризонта, курсовой системы), а так же для поддержания параметров на определенном уровне (механизмы управления рулями летательного аппарата, гидростабилизаторы и т.д.)

Проектирование механизма это творческий процесс, включающий:

- установление принципа действия и режимов работы механизма;

- выбор прототипа и критического анализа существующих решений ;

- выяснения сил и моментов, действующих на элементы механизма, и характер их изменения во времени;

- выбор материала для изготовления деталей механизма с учетом технологии их изготовления и экономической целесообразности выбора данной конструкции;

- определение формы и размеров всех деталей механизма с учетом технологии их изготовления и экономической целесообразности выбора данной конструкции;

- выполнение всех необходимых расчетов.

При этом возможны разнообразные решения. Задача конструктора заключается в том, чтобы спроектированный механизм имел минимальные габаритны и массу, был прост ив изготовлении, сборке, регулировке, дешев. Узлы детали должны обладать необходимой прочностью, жесткостью, малыми потерями на трение, технологичность.

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ

1.1 Анализ задания

Требуется разработать исполнительный механизм с заданным выходным моментом, частотой вращения, и точностью передачи. Двигатель на входе редуктора создает входной момент с частотой вращения двигателя. При помощи редуктора преобразуются требуемые выходные параметры проектируемого механизма на выходном валу. Двигатель и редуктор соединены муфтой.

1.2 Разработка функциональной схемы механизма

Проектируемый механизм (рис.1) состоит из двигателя 1, соединенного с редуктором 3 муфтой 2 и выходным валом 4.

Рисунок 1 – Функциональная схема механизма

2 Выбор двигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения выходного вала редуктора. При постоянной скорости выходного вала по известному моменту на выходном валу Мвых (Н·см) и частоте вращения nвых (об/мин) находим мощность на выходном валу (Вт)

Nвых = , Вт (1)

Nвых = Вт

Зная мощность на выходном валу Nвых, определяем мощность двигателя Nдв по формуле

Nдв = , Вт (2)

где Кз = 1.5 - коэффициент запаса, ηо = 0.85- общий КПД механизма.

Nдв = Вт

Зная мощность двигателя, из каталога выбираем двигатель. При этом мощность двигателя должна быть в Ки раз больше расчётной мощности Nдв.

Выбираем двигатель СЛ 261 со следующими характеристиками:

Мощность__________________24 Вт

Частота вращения___________3600 об/мин

Номинальный момент________6.5 Н·см

Момент инерции якоря_______0.2 кг·см2

Пусковой момент____________0 Н·см

Габариты:

D = 70мм

L = 115мм

d = 6мм

l = 9мм

Внешний вид двигателя представлен на рисунке 2.

Рисунок 2 - Внешний вид и двигателя СЛ 261

3 РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕКОЙ СХЕМЫ

3.1 Передаточное отношение

Общее передаточное число механизма определяется по следующей формуле:

(3)

где nдв - частота вращения двигателя.

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

(4)

, ,

где U12, U34, U56 - передаточные числа передач, значения которых:

U12 = U1 = 2

U34 = U2 = 3

U56 = U3 = 6

3.2 Кинематическая схема

На основе полученных данных выбираем схему редуктора, представленную на рис. 3.

Рисунок 3 - Кинематическая схема редуктора

3.3 Определение числа зубьев

Из условия, что для цилиндрической прямозубой передачи минимальное число зубьев шестерни равно 17, выбираем числа зубьев ZШ шестерней:

Z1 = 17

Z3 = 17

Z5 = 17

Число зубьев ZКi колеса i- той ступени с передаточным отношением Ui вычисляем по формуле:

(5)

Z2 = 17 · 2 = 34

Z4 = 17 · 3 = 51

Z6 = 17 · 6 = 102

3.4 Процент ошибки

Процент ошибки между заданными числами оборотов и полученными в результате расчётов не должен превышать 2% (заданная ошибка). Процент ошибки вычисляется по следующей формуле:

(6)

(7)

об/мин

3.5 Уточнение мощности двигателя

На основе кинематической схемы выполняется расчет уточнения мощности двигателя Nдв по формуле (2)

Nдв = Вт (8)

где =nm - общий КПД механизма;

- КПД зубчатой передачи (= 0.98 для цилиндрической прямозубой передачи);

- КПД опор (= 0.98);

- КПД разброс масла (=0.99);

n – количество зубчатых передач (n = 3);

m – количество опор (m = 4).

=(0.98)4(0.95)50.99 = 0.7%

Nдв = =21.12 Вт

4 Расчёт размеров зубчатых колёс

4.1 Расчёт крутящих моментов

Крутящие моменты определяем с использованием следующего соотношения между моментами на ведомом Мведом и ведущем Мведущ зубчатых колёсах:

, Н·см (9)

где U - передаточное отношение передачи, η - КПД передачи (для прямозубых колёс η = 0.97).

Начинать надо с выхода, используя момент на выходном валу Мвых

Мкр6 = Мкр вых =120 Н·см

Мкр5 = Мкр4 = Н·см

Мкр3 = Мкр2 = Н·см

Мкр1 = Мвх = Н·см

4.2 Выбор материала

Материал колёс – Латунь ЛС 59, модуль Юнга и допускаемые напряжения которой ([τ]к – кручение, [σ]и – изгиб):

Е = 0.83.107, Н/см2;

[σ]и = 8500, Н/см2;

[τ]к = 10000, Н/см2.

Материал шестерней – сталь Ст45 /улучшенная/, модуль Юнга и допускаемые напряжения которой ([τ]к – кручение, [σ]и – изгиб):

Е = 2.15.107, Н/см2;

[σ]и = 19000, Н/см2;

[τ]к = 21700, Н/см2.

4.3 Расчёт модулей

Модуль зубчатых колёс вычисляется, исходя из условий контактной прочности (предотвращения выкрашивания) и условия прочности на изгиб для материалов колеса и шестерни. Из двух значений модуля, определенных из условия прочности, выбирается большее значение и округляется до ближайшего большего стандартного значения.

4.3.1 Расчёт модуля на выкрашивание

Формула для расчёта модуля цилиндрической прямозубой передачи из условия прочности на выкрашивание следующие:

(10)

где mвык – модуль на выкрашивание;

U - передаточное число;

[Мк]р = Мк·Ккнц·Кд·Кр – расчетный момент колеса, вычесленный с учётом влияния условий эксплуатации;

Мкр - крутящий момент на колесе;

Ккнц - коэффициент концентрации нагрузки (Ккнц = 1.4 при несимметричном расположении);

Кд - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от погрешностей изготовления колеса и скорости вращения (Кд = 1.0÷1.1);

Кр - коэффициент режима работы, зависящий от наличия ударов, вибрации (Кр = 1.0÷1.1);

КЕ - коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни, определяется по формуле:

(11)

где Eк, Eш – модули упругости материалов колеса и шестерни (Н/см2);

ZК - параметры колеса;

Ψ - относительная толщина колеса, для цилиндрического колеса Ψ = 4…10.

Для заданных материалов и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:

Ψ = 5

[Мк]р = 120 · 1.2 · 1 · 1 = 144 Н·см

мм

4.3.2 Расчёт модуля на изгиб

Расчет модуля из условия прочности на изгиб выполняется для элемента которого произведение [σ]иy оказываеться меньшим, при этом в формулу подставляются значения параметров, характерные для этого элемента. Формула для расчёта модуля из условия прочности на изгиб :

Для цилиндрической прямозубой передачи:

(12)

где y - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев Z;

[σ]и кyк < [σ]и шyш

1215.5 < 18240

Расчет модуля на изгиб выполняется для колеса при заданных материалах и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:

yк = 0.143

мм

4.3.3 Выбор модуля

По рассчитанным модулям зубчатых колёс, подбираем ближайшее большее стандартное значение.

Ближайшее стандартное значение для прямозубых цилиндрических колёс:

m = 1 мм.

4.4 Расчёт размеров зубчатых колёс

Диаметры окружностей рассчитываются по следующим формулам:

Диаметр делительной окружности цилиндрического прямозубого колеса:

d = m . z (13)

Высота выступов цилиндрического прямозубого колеса :

ha= m . ha* (14)

ha*=1

Диаметр выступов цилиндрического прямозубого колеса:

da = d + 2ha (15)

Высота впадин цилиндрического прямозубого колеса:

hf=(ha*+C*)m (16)

C*= 0,35

Диаметр впадин цилиндрического прямозубого колеса:

df = m.z - 2.hf (17)

Ширина зуба цилиндрического прямозубого колеса:

b = m . Ψ (18)

Получаем следующие значения размеров зубчатых колёс.

ha=1 .1= 1 мм

hf=1.35.0.8= 1.08 мм

d5 =d3 = d1 = 0.8 . 17 = 13.6 мм

da5=da3=da1 = 13.6 + 0.8 = 14.4 мм

df5=df3=df1 = 13.6 – 2 . 1.08 = 11.44 мм

b5=b3= b1= 5 . 0.8 + 1= 5 мм

d2 = 0.8 . 34 = 27.2 мм

da2 = 27.2 +2 . 0.8= 28.8 мм

df2 = 27.2 – 2 . 1.08 = 25.04 мм

b2 = 4мм

d4 = 0.8 . 51 = 40.8 мм

da4 = 40.8+2 . 0.8= 42.4 мм

df4 = 40.8 – 2 . 1.08= 38.64 мм

b4 = 4 мм

d6 = 0.8 . 102 = 81.6 мм

da6 = 81.6 +2 . 0.8= 83.2 мм

df6 = 81.6 -2 . 1.08 = 79.44 мм

b6 =4 мм

5 Расчёт валов

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

5.1 Определение усилий

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

Усилия в зубчатых передачах вычисляются по формулам:

Цилиндрическая прямозубая передача.

Окружное усилие.

(19)

Радиальное усилие.

(20)

где α - угол зацепления, для эвольвентных зубчатых колёс α = 200.

Используя формулы (22) и (23), получаем следующие значения.

Окружное и радиальное усилия, действующие на шестерню 5.

Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 4.

Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 6.

5.2 Компоновочная схема

Компоновочная схема редуктора, с усилиями в зацеплениях колёс, представлена на рис. 4.

Она представляет собой эскизный упрощённый вариант конструкции.

Рисунок 4 - Компоновочная схема редуктора

5.3 Расчет длины вала

Зная размеры зубчатых колес, составляется эскизная компоновка механизма (рис. 5) и определяются необходимые размеры валов. Расстояние l1 между серединами левого и правого подшипника определяется по формуле