Детали приборов – Курсовой 5

Детали приборов – Курсовой

1. Общие сведения о проекте

1.1 Назначение и области применения

В данном курсовом проекте спроектирован приборный стол, соответствующий условиям технического задания. Приборный стол – это механизм, который состоит из двигателя и редуктора. Редуктор предназначен для вращения стола. Благодаря редуктору происходит понижение угловой скорости и частоты вращения валов, а также повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Приборный стол состоит из корпуса, в котором размещают элементы управления – зубчатые колеса (цилиндрические и конические), валы, подшипники (шариковые радиально-упорные), а также устройства для смазывания. Корпус получают точением, фрезерованием на станках отдельных заготовок и свариванием.

В конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывается особенность единичного производства. Конструкция приборный стол отвечает всем требованиям техническим и сборочным.

1.2 Описание и обоснование конструкции редуктора

Корпус редуктора состоит из крышки и корпусных деталей (стенок). Спинки соединяют с помощью сварки, а крышка редуктора крепится за счет 8 винтов и 2 штифтов. Корпус выполнен из малоуглеродистой стали Ст3.

Валы редуктора изготавливают из стали 45 и стали 40x. Для опор валов и свободного вращения колес используются подшипники качения. Первый вал редуктора воспринимает осевую нагрузку, поэтому он опирается на пару радиально-упорных подшипников. Второй вал тоже воспринимает осевую нагрузку, следовательно, он опирается на пару радиально-упорных подшипников. Третий вал подвергается радиальной нагрузке, но для удобства он тоже опирается на пару шариковых радиально-упорных подшипников. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве, предусмотрен зазор между крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника, а также между корпусом и подшипниками.

Для смазки зубчатых колес и подшипников принимаем пластичные смазки ЦИАТИМ-221 и ЦИАТИМ-203 соответственно.

Герметичное закрытие корпуса редуктора обеспечивает требования, как техники безопасности, так и производственной санитарии.

1.3 Порядок сборки стола.

Корпус приборного столика получают с помощью сварки отдельных листов. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом привода, начиная с узлов валов: на ведомый вал 2 со шпонкой запрессовывают коническое зубчатое колесо до упора в борт вала-шестерни, затем устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80°-100° C. На второй ведомый вал насаживают цилиндрическое зубчатое колесо до упора в борт вала, затем одевают сверху втулку и подшипник, предварительно нагретый в масле. Подшипники с двух сторон фиксируются запорными кольцами. Собранные валы укладывают в основание корпуса, а сверху на корпус надевают крышку корпуса, предварительно покрывая поверхность стыка и корпуса пастой эластоил.

Затем на ведущий вал-шестерню надевают предварительно нагретый стакан, внутри которого находится надетые на вал радиально-упорные подшипники. Чтобы не происходило смещение подшипника, их положение фиксируют пружинами-кольцами. Потом вал-шестерню со стаканом вставляем в корпус. В стакан с помощью 4-х винтов прикрепляется крышка. На вал-шестерню насаживается упругая муфта со звездочкой, а с другой стороны муфты вставляем выходной вал электродвигателя.

После этого собирают шариковые направляющие. Одну направляющую присоединяют к корпусу редуктора, а вторую (верхнюю часть)- к столу.

Сборку стола производим следующим образом. К нижней части стола прикручивается 4-мя винтами платформа диска, которая вместе со столом насаживается на лыску вала 3 и крепится к нему с помощью винта и шайбы.

Собранный стол обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

2.1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя.

1. Определяем частоту вращения выходного вала:

.

1. С целью уменьшения габаритных размеров привода и на основании рекомендуемых значений передаточных чисел и для различных видов механических передач, а также их распределения в двухступенчатых коническо – цилиндрических редукторах определяем передаточное число привода:

;

Расчетная частота вращения вала электродвигателя:

.

1. Выбираем электродвигатель из условия:

и ;

Таблица 1

Тип и основные параметры двигателя при нормальной нагрузке.

4-порядковый номер серии;

А – род двигателя (асинхронный),

-закрытый обдуваемый;

А – станина и щиты алюминиевые;

63- высота оси вращения;

В-длина сердечника статора при условии сохранения установочного размера;

4-число полюсов;

У3- климатическое исполнение и категория размещения по ГОСТ 15150-69.

1. Действительное общее передаточное число привода:

;

Действительные передаточные числа передач привода:

; .

1. Силовые и кинематические параметры валов привода:

кВт;

мин-1;

Нм или ;

а) Вал электродвигателя:

,

,

,

;

б) Вал первый:

; .

;

;

;

.

в) Вал второй:

; ; .

;

;

;

г) Вал третий:

; ; .

;

;

;

1. Результаты расчетов представляем в виде таблицы:

Таблица 2.

Силовые и кинематические параметры валов привода.

Расчеты выполнены в соответствии с расчетной мощностью электродвигателя .

2.2 Расчет шпоночных соединений.

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Материал для первого вала сталь 40Х, а для второго третьего сталь 45.

Размеры сечений шпонок, пазов и длины, согласно ГОСТ 23360-81.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке . [ стр.170 –1]

;

Ведомый вал 2: шпонка 6×6×20 ГОСТ 23360-81, t=3,5 мм.

.

Ведомый вал 3: шпонка 6×6×20 ГОСТ 23360-81, t=3,5 мм.

.

Условие прочности выполняется.

2.3 Расчет зубчатых передач

Коническая

1.Материалы и допускаемые напряжения

Исходные данные:

Частота вращения n1=1500 об/мин; n2=375 об/мин;

Передаточное число Uпк=4;

Продолжительность работы передачи Lh=8760 ч;

(, где

nгод=3 – число лет работы; nсм=1-число смен;

kгод=1; kсут=1 – коэффициенты использования передачи в году и за сутки соответственно).

Выбираем:

1.1 Материалы шестерни и зубчатого колеса.

По рекомендуемым сочетаниям материалов и из условия выбора назначаем материал шестерни:

40Х ГОСТ 4543-71:HB1=260МПа; σB1=750МПа;σT1=520 МПа;

материал зубчатого колеса 40ХЛ ГОСТ 977-88:HB2 =240МПа;σT2=780 МПа;

1.2 Допускаемые контактные напряжение:

а) Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

;

;

б) Эквивалентное число циклов NHE1(2) считаем больше базового числа циклов, поэтому коэффициент долговечности ZN1(2)=1.

в) Предел контактной выносливости:

;

,

г) Допускаемые контактные напряжения:

;

,

где SH1(2)=1,1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой.

д) Расчетные допускаемые контактные напряжения:

;

верно.

1.3 Допускаемые изгибные напряжения:

а) Базовое число циклов напряжений для всех сталей NFlim=4·106

по ГОСТ 21354-75;

б) Эквивалентное число циклов NFE считаем больше базового числа, поэтому коэффициент долговечности YN1(2)=1.

в) Предел выносливости зубьев при изгибе:

;

.

г) Допускаемые изгибные напряжения:

,

где YA=1,0 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (одностороннего);

;

;

1.4 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

Контактные: ;

;

Изгибные: ;

;

2.Прочностной расчет конических закрытых передач:

Исходные данные:

схема редуктора;

;; ;;

Uпк = 4; ; ; ;

; ; ;

; .

2.1 Проверка расчетных контактных напряжений.

2.1.1.Окружная сила в зацеплении:

;

.

2.1.2.Окружная скорость колес:

;

.

2.1.3. Степень точности = f.

При (угол наклона средней линии впадины колеса) и передача считается тихоходной и степень точности должна быть не ниже 9. Выбираем 8 степень точности.

2.1.4. Удельная окружная динамическая сила:

;

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; . Для простых зубьев без модификации при , ;

g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0=f(степень точности,m). Для и степени точности 8 , g0=5,6;

– условное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колес.

.

;

2.1.5 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

;

.

2.1.6. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, ;

.

2.1.7. Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

;

.

2.1.8.Расчетные контактные напряжения:

, где

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямых зубьев ZH=1,77.

ZE- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, ZE=275 МПа1/2.

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, для прямых зубьев = 1,0. [Значения коэффициентов стр.30-31 –1]

.

При соответственно изменяется параметр b с пересчетом параметров передачи.

, значит b не меняем.

2.2 Проверка расчетных напряжений изгиба

2.2.1.Удельная окружная динамическая сила:

, где

– коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля на динамическую нагрузку ; .Для простых без модификации зубьев .

.

2.2.2. Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

,где

kFB- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (HB, расположение колес относительно опор, ). Для схемы 1 .

.

2.2.3. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,.

.

.

2.2.4. Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

;

.

2.2.5. Коэффициент, учитывающий форму зуба,

, (X1(2)=0), где

X1(2)-смещение.

Для прямых зубьев:

;

;

;

Значения коэффициента YFS даны в ГОСТ 21354-75.

; ;

;

.

Расчет проводят для элемента пары шестерня-колесо, у которого меньшая величина отношения , т.е. для шестерни.

2.2.6. Расчетное напряжение изгиба зуба, МПа.

, где

– коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямых зубьев =1.

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для прямых =1.

.

95,95МПа<182МПа верно, значит зуб выдержит.

2.3. Проверка прочности зубьев при перегрузках.

2.3.1. Максимальные контактные напряжения:

;

условие выполняется.

2.3.2. Максимальные изгибные напряжения:

;

;

условие выполняется.

Цилиндрическая.

1.Материалы и допускаемые напряжения.

Исходные данные:

Частота вращения n1=375об/мин; n2=60об/мин.

Передаточное число Uпц=6,25;

Продолжительность работы передачи Lh=8760 ч.

Выбираем:

1. 1. Материалы шестерни и зубчатого колеса:

По рекомендуемым сочетаниям материалов и из условия выбора: назначаем материал шестерни

Сталь 45 ГОСТ 1050-88:HB1=210МПа; σBр1=600МПа;σT1=340 МПа;

материал зубчатого колеса сталь 45Л ГОСТ 977-88:HB2 =180МПа; σBр=570МПа;σT2=340 МПа;

1.2 Допускаемые контактные напряжение:

а) Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

;

;

б) Эквивалентное число циклов NHE1(2) считаем больше базового числа циклов, поэтому коэффициент долговечности ZN1(2)=1.

в) Предел контактной выносливости:

;

,

г) Допускаемые контактные напряжения:

;

,

где SH1(2)=1,1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой.

д) Расчетные допускаемые контактные напряжения:

для цилиндрических прямозубых колес.

1.3 Допускаемые изгибные напряжения

а) Базовое число циклов напряжений NFlim=4×106 цикл по ГОСТ 21354-75;

б) Эквивалентное число циклов NFE считаем больше базового числа, поэтому коэффициент долговечности YN1(2)=1.

в) Предел выносливости зубьев при изгибе:

;

.

г) Допускаемые изгибные напряжения:

,

где YA=1,0 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (одностороннего)

.

1.4 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

Контактные:

Изгибные:

2.Прочностной расчет цилиндрических закрытых передач (относительно dw1)

Исходные данные:

схема редуктора.

;; ;;

Uпц = 6,25; ; ; ;

; ; ;

; .

2.1. Проверка расчетных контактных напряжений:

2.1.1.Окружная сила в зацеплении:

;

2.1.2.Окружная скорость колес:

2.1.3. Степень точности = f.

При и передача считается тихоходной и степень точности должна быть не ниже 9. Выбираем 8 степень точности.

2.1.4. Удельная окружная динамическая сила:

;

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку; . Для простых зубьев без модификации при , ;

g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; g0=f(степень точности,m). Для и 8 степени точности g0=5,6;

;

2.1.5 Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

;

.

2.1.6. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, ;

.

2.1.7. Удельная расчетная окружная сила:

;

.

2.1.8.Расчетные контактные напряжения:

, где

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямых зубьев ZH=1,77.

ZE- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, ZE=275 МПа1/2.

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, для прямых зубьев = 1,0.

.

429,2МПа<430МПа.

При соответственно изменяется параметр b2 с пересчетом параметров передачи.

, значит b2 не меняем

2.2. Проверка расчетных напряжений изгиба

2.2.1.Удельная окружная динамическая сила:

, где

V=0,785 м/с; g0=5,6.

– коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля на динамическую нагрузку ; .Для простых без модификации зубьев .

.

2.2.2. Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм:

,где

kFB- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца(для изгибной прочности), (HB, расположение колес относительно опор, ). Принимаем .

.

2.2.3. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,.

.

.

2.2.4. Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

;

.

2.2.5. Коэффициент, учитывающий форму зуба, , (X1(2)=0 – смещение).

Для прямых зубьев:

;

;

; ;

Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения .

;

, т. е. для колеса.

2.2.6. Расчетное напряжение изгиба зуба.

, где

– коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямых зубьев =1.

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для прямых =1.

.

Условие выполняется, значит зуб выдержит.

2.3. Проверка прочности зубьев при перегрузках.

2.3.1. Максимальные контактные напряжения, МПа:

;

условие выполняется.

2.3.2. Максимальное напряжение изгиба: ;

;

условие выполняется.

2.4 Расчет направляющей на контактную прочность

Максимальное напряжение σmax в поверхностном слое при сжатии 2-х сфер по Герцу:

[стр.329 –6]

где Р – действующая на сочленение нагрузка в кг;

Е – модуль нормальной упругости материала сфер в кг/мм2;

d – диаметр меньшей сферы в мм;

– отношение диаметров большей и меньшей сфер.

Заменив величину на σо – приведенное максимальное контактное напряжение ( в нашем случае σо=1 т.к. ( сфера опирается на плоскость) , и величину на , где σсж – напряжение сжатия в кг/мм2, возникающее под действием силы Р в центральном сечении сферы диаметром d.

Примем Е=21000 кг/мм2 [стр. 330 –6].

Подставив это значение в формулу получим окончательный вариант расчетной формулы :

Рассчитаем σсж , для наших данных:

P= (mст+mдет )/20=((11,8+65)/20=3,84 кг;

d= 8 мм;

;

Тогда Проверим выполнение условия

Допускаемое контактное напряжение ;

Т.к. то условие выполняется.

2.5 Силовой расчет

2.5.1 Силы в зацеплении конических колес

1.Уточненный крутящий момент на колесе:

.

Uд-действительное передаточное число.

Усилие в зацеплении прямозубых конических колес:

2. Окружные силы:

;

;

3. Радиальные силы:

;

.

4. Осевые силы:

;

.

Здесь .

2.5.2.Силы в зацеплении зубчатых колес

1.Уточненный крутящий момент на колесе:

.

2. Окружные силы:

;

;

3. Радиальные силы:

;

.

4. Осевые силы:

;

.

Т.к. ;

Здесь .

2.5.3Расчет моментов инерции зубчатых колес

1. Коническая передача.

Исходные данные:

;

.

Длина образующей:

;

.

Плотность стали:

.

Момент инерции рассчитываем по формуле:

,

где .

Таким образом окончательная формула для расчета момента инерции будет иметь вид:

.

Для шестерни:

.

Для колеса:

.

1. Цилиндрическая передача:

Исходные данные:

;

;

;

;

.

Моменты инерции рассчитаем по формуле:

.

Для шестерни:

;

Для колеса:

2.5.4 Силы и моменты, действующие на вал

1. Исходные данные:

мощность электродвигателя P=370 Вт;

угловая скорость ;

частота вращения .

В качестве материала вала выбираем среднеуглеродистую хромистую сталь 40Х. Ее характеристики:

предел текучести .

1. Момент, передаваемый валом:

.

1. Со стороны колеса на шестерню действуют следующие силы:

а) окружная , где

d1- средний делительный диаметр шестерни.

б) радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:

, где

Ft-окружная сила;

угол делительного конуса.

в) осевая для шестерни:

.

1. Неуравновешенная составляющая силы, передаваемая муфтой:

.

1. Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

;

.

Меняем направление:

;

Проверка ;

– верно.

1. Опорные реакции в вертикальной плоскости:

, где

d1- средний делительный диаметр шестерни.

Меняем направление:

;

Проверка: ;

– верно.

1. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

;

;

;

В вертикальной плоскости:

;

;

Расчет подшипника на долговечность

По диаметру вала и диаметру ведущего колеса подшипник 36204 второго класса точности:

d=20 мм;

D=47 мм;

B=14 мм;

c=1230 Н;

C=1160 Н.

1.Тангенсальная, радиальная и осевая нагрузки на подшипниках:

;

;

.

1. Реакции опор:

в плоскости XZ: ;

.

В плоскости YZ: ;

.

1. Суммарные реакции:

;

1. Основные составляющие радиальных реакций подшипников:

;

;

.

; .

Осевые нагрузки подшипников в нашем случае:

Sb > Sa; Fa>0, тогда :

;

.

1. Рассмотрим левый подшипник:

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

1. Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле:

.

V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника;

X=1; Y=0;

1. Расчет долговечности:

где n=1500 – частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник:

8. , поэтому осевые силы не учитывают.

9. Эквивалентная нагрузка:

;

10.Расчетная долговечность:

1. Расчетная долговечность:

Найденная долговечность приемлема.

2.7 Расчет вала.

1. У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно, достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты:

My=1670 Н·мм и Mx=8375,8 Н·мм и крутящий момент:

.

Суммарный изгибающий момент:

.

2.Определим пределы выносливости стали 40Х:

-при изгибе: ;

-при кручении: .

3. Нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала от изгиба, изменяются по симметричному циклу: .

W- момент сопротивленй прямых сечением при изгибе и кручении;

.

4. Касательное напряжение для отнулевого цикла:

.

.

.

5. Коэффициент запаса прчности по нормальным напряжениям:

.

По табл. .[стр.166- 1]

6. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

По табл. .

.

.

7. Коэффициент запаса прочности:

.

Учитывая требования жесткости рекомендуют [S]=2,5.

Отсюда прочность и жесткость обеспечена.

3 Приложения

3.1 Приложение 1”Подбор данных для выбора электродвигателя”

Определение требуемой мощности электродвигателя.

1. Для определения требуемой мощности электродвигателя необходимо знать вращающий момент Тp (Н·м) на валу станка и угловую скорость ωp (рад/с) этого вала.

Искомую мощность P (Вт) электродвигателя определяют из выражения:

;

Здесь ηη – коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему:

.

1. Итак, вращающий момент нам не задан, поэтому будем рассчитывать его по формуле:

, где

– суммарный момент инерции;

-угловое ускорение (с-2);

(с-2);

1. Рассчитываем момент инерции детали относительно оси вала, проходящего через центр тяжести детали:

(кг·м2).

1. Рассчитаем момент инерции стола относительно его центра тяжести:

, где – mст- масса стола.

Массу стола рассчитываем по формуле:

, где г/см3-плотность стола;

– объем стола;

Высоту стола выбираем конструктивно с учетом диаметра мм примем мм = см;

Подставляем численные значения, получим:

см3;

;

;

Соответственно, суммарный момент инерции:

;

Вращающий момент на выходном валу без учета сил сопротивления:

.

1. Момент сопротивления равен:

, где

– сила сопротивления;

, где

– ускорение свободного падения;

– коэффициент трения скольжения;

;

.

1. Суммарный момент на выходном валу:

.

1. Находим общий КПД привода с учетом его конструкции:

.

1. Искомая расчетная мощность электродвигателя:

.

3.2 Приложение 2”Проектировочный расчет элементов привода и назначение шероховатости”

1.Расчет диаметров валов.

Предварительный расчет вала на кручение при пониженных допускаемых напряжениях, где – для всех валов (меньшие величины – для быстроходных валов, большие – для тихоходных валов).

Для вала 2 примем .

;

Для вала 3 принимаем

;

;

Полученные значения валов округляем до больших целых величин, оканчивающихся на 0 либо 5,0 мм.

2. Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров конической передачи

2.1 Расчетный диаметр шестерни, мм:

, где

– для прямоугольных передач;

– коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, . Принимаем ;

kHB- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

kHB=f(HB, расположение колес относительно опор, ).

Принимаем – для колес с твердостью поверхностей зубьев HB<350 [ стр. 49 –1]

kA- коэффициент внешней динамической нагрузки.

Принимаем , считая электродвигатель и машину нагруженными равномерно (ГОСТ 21354-87).

2.2 Ширина венца зубчатых колес:

;

.

Округляем до целых чисел .

2.3. Угол делительного конуса:

.

2.4. Внешнее конусное расстояние:

; .

; -верно.

2.5. Внешний делительный диаметр шестерни:

;

.

2.6. Принимая Z1=17 [стр.38 –лит.1] , определяем модуль зацепления , мм

(, мм).

;

Т.к. то условие выполняется.

2.7 Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса , Uпк=4.

Z1, Z2 – целые числа.

2.8. Действительное передаточное число ,

2.9. Действительные величины углов делительных конусов:

; .

; .

2.10. Внешние диаметры, мм:

делительные ;

;

вершин зубьев ;

;

;

впадин зубьев ;

;

.

2.11. Действительное внешнее конусное расстояние:

.

;

2.12. Средний модуль зацепления:

;

;

2.13. Средние делительные диаметры колес:

;

;

.

3 Расчет диаметра шестерни и выбор основных параметров цилиндрической передачи

3.1 Расчетный диаметр шестерни, мм:

, где

– для прямозубых передач;

– коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра, расположение колес относительно опор). При консольном расположении и HB1(2)<350 выбираем

kHB- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца/для контактной прочности),kHB=f(HB, расположение колес относительно опор, ).

Принимаем ;[стр.39- 1]

kA- коэффициент внешней динамической нагрузки.

Принимаем , считая электродвигатель и машину нагруженными равномерно, т.к. зацепление внешнее

3.2 Ширина венца зубчатого колеса, мм: ;

Ширина венца шестерни, мм:.

b1 и b2 округляем до целых чисел.

Дальнейший расчет выполняем с учетом вида передачи.

Прямоугольная передача.

3.3. Принимая предварительно Z’1=19; . Значение m’ округляем до ближайшей величины по ГОСТ 9563-60.

3.4 Число зубьев шестерни .

Округляем .

3.5.Число зубьев колеса .

3.6. Расчетное межосевое расстояние, мм:

;

;

.

Т. к. у нас индивидуальное производство, то требования к обязательному применению стандартного межосевого расстояния нет. Поэтому корригировать зацепление относительно не будем.

3.7. Диаметры зубчатых колес, мм при :

начальных : ;

.

вершин зубьев: ;

.

3.8. Действительное передаточное число , .

Не изменилось по сравнению с выбранным.

4.Назначение шероховатостей поверхностей

По таблице шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после обработки точением, несопрягаемых поверхностей оснований, корпуса, отверстия под проход винтов имеют шероховатость . Нерабочие концы валов, не сопрягающихся поверхностей колес имеют . Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют . Шероховатость у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек. У посадочных мест под подшипники .

3.3 Приложение 3”Техническое задание на разработку привода приборного стола”

1 Наименование и область применения (использования) продукции Привод стола измерительного прибора. Предназначен для автоматизации подачи объекта контроля на измерительную позицию

2 Основание для разработки Задание на курсовое проектирование

3 Разработчик —

4 Изготовитель–

5 Цель и назначение разработки Учебный проект

6 Источник финансирования –

7 Технические требования угловая скорость вращения стола , масса груза равная 65 кг.

7.1 Требования назначения поворот детали

7.2 Состав продукции Эл. Двигатель, редуктор, исполнительный орган (стол)

7.3 Конструктивные требования Направляющие шариковые; исполнение горизонтальное; передачи – зубчатые, коническая и цилиндрическая.

7.4 Требования экономного использования сырья, материалов, топлива и энергии не предъявляются

7.5 Требования стойкости к внешним воздействиям Антикоррозионная стойкость деталей

7.6 Требования надежности Гарантированное количество циклов работы 2• 106)

7.7 Требования технологичности Единичный тип производства

7.8 Требования безопасности и охраны окружающей среды Электробезопасность, безопасность в эксплуатации в соответствии с ГОСТ 12.2.003-91 ССБТ)

7.9 Требования совместимости может использоваться как составная часть другого прибора

7.10 Требования к взаимозаменяемости и унификации Уровень не менее 30%

7.11 Требования эргономики удобство использования

7.12 Требования к патентной чистоте —

7.13 Требования к составным частям продукции (при наличии), исходным и эксплуатационным материалам В соответствии с СТБ 1014-95

7.14 Условия эксплуатации (использования), требования к техническому обслуживанию и ремонту (при необходимости) Цеховые или лабораторные

7.15 Требования к маркировке и упаковке В соответствии с СТБ 1014-95

7.16 Требования к транспортированию и хранению В соответствии с СТБ 1014-95

7.17 Требования к метрологическому обеспечению Контролепригодность параметров

7.18 Дополнительные требования —

8 Экономические показатели —

9 Стадии и этапы разработки

– описание конструкции 30.09.03.

– кинематический расчет 15.10.03

– силовой расчет 20.10.03

– расчеты деталей 25.10.03

– чертеж общего вида 30.11.03

– чертежи рабочие 15.12.03

10 Порядок контроля и приемки, материалы, предъявляемые по окончании отдельных стадий (этапов) и работы в целом Промежуточный контроль, защита К/п в установленные сроки.

11 Количество изготавливаемых опытных образцов —

Список литературы.

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся / С. А. Чернавский – М: Машиностроение, 1988-416с.
2. Справочник конструктора машиностроителя: В 3-х томах – М: Машиностроение , 1980-728с; второй том, 1980-557с; третий том – 1980-559с.
3. Детали и узлы приборов. Конструирование и расчеты. Справочное пособие; – М: Машиностроение, 1965-710с.
4. Допуски и посадки. Обоснование выбора – М: Высшая школа, 1984-112с.
5. Курсовое проектирование. Детали машин: Учеб. Пособие/ Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда- Минск УП «Технопринт»,2001.
6. Основы конструирования / П.И.Орлов –М. Машиностроение, 1968 – 567 с.