Детали приборов – Курсовой 1

Детали приборов – Курсовой

1. Описание объекта проектирования.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию объекта измерения.

Привод стола состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники, муфта и т.д. В корпусе размещают также устройства для смазывания и контрольные выключатели.

Редуктор проектируют для привода определённой машины по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус выполняют сварным. Валы монтируются на подшипниках качения. Выбор горизонтальной схемы для редуктора обусловлен общей компоновкой привода стола.

Спроектированный в данном курсовом проекте привод стола соответствует условиям технического задания (приложение 1).

Конструкция привода стола контрольно-измерительного прибора отвечает всем сборочным и техническим требованиям.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для преобразования электрической энергии, подаваемой на двигатель, в механическую – поступательное перемещение стола (поз. 1) с заданной скоростью v=40 мм/с.

Крутящий момент двигателя (поз. 27) через муфту (поз. 32) передаётся на вал (поз. 5). Этот вал передаёт крутящий момент с помощью шпоночного соединения зубчатому колесу (поз. 6). Оно, в свою очередь, вращает зубчатое колесо (поз. 7), которое посредствам шпоночного соединения (поз. 8) передаёт крутящий момент винту (поз. 11). Винт, представляющий из себя составной элемент передачи винт-гайка, превращает вращательное движение в поступательное – толкает стол.

Сборка и демонтаж соединений проводится в соответствии с чертежом.

Во избежание травм при эксплуатации привода следует строго соблюдать технику безопасности.

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции.

2.1. Кинематический расчёт.

Входе проектирования был выбран электродвигатель АД 16–4/45 А1В УХЛ4, Р=16 Вт, n=1300 об/мин.

Проанализируем кинематическую схему механизма. Зубчатая передача имеет передаточное отношение:

.

Передача винт-гайка с диаметром винта d=16 мм и шагом резьбы (однозаходной трапецеидальной) р=4 имеет передаточное отношение:

.

Скорость вращения вала двигателя:

.

Она передаётся через зубчатую передачу на второй вал, выполненный за одно с винтом. Скорость вращения винта:

.

Частота вращения винта:

.

Скорость стола:

.

Требуемая скорость перемещения стола в установившемся режиме: v=40 мм/с.

Кинематическая погрешность:

.

2.2. Силовой расчёт механизма.

Учитывая исходные данные, особенности привода (нерегулируемый, длительного действия) и условия его эксплуатирования, электродвигатель.

Двигатель АД 16-4/45 А1В УХЛ4, ТУ 16-513.436-78 является асинхронным однофазным бесконденсаторным (АД), мощность 16 Вт, число полюсов 4, габариты 45 мм, основное исполнение (А), с одним выходным концом вала (1), с вентилятором (В), климатического исполнения УХЛ4, частота вращения 1300 об/мин.

В связи с динамическими нагрузками на двигатель в период пуска необходимо, чтобы пусковой момент двигателя МП, выбранный по мощности, был не меньше расчётного МР, т.е. МП МР.

Найдём МР:

МР =(Fk*vk*cosαk+Mk*ωk*cosβk+Fkин*vk*cosαk+Mkин*ωk*cosβk).

Слагаемое Fk*vk*cosαk учитывает все силы полезного сопротивления и силы трения действующие в механизме.

Сила полезного сопротивления равна нулю.

Силу трения в механизме учтём через КПД механизма:

η=ηзп**ηвг*ηм

КПД зубчатой передачи (прямозубой цилиндрической): ηзп=0,975.

КПД подшипников качения: =0,98.

КПД передачи винт-гайка:

%,

где ψ – угол подъёма винтовой линии:

.

φ’ – угол трения:

φ’=arctg(fn)=arctg(0,104)=.

fn – приведенный коэффициент трения:

.

f – коэффициент трения плоских трущихся поверхностей (f=0,1 – трение сталь по бронзе),

α – угол профиля резьбы (α= для трапецеидальной резьбы).

КПД муфты: ηм=0,99.

КПД всего механизма:

η=0,975*0,982*0,43*0,99=0,4=40%.

Слагаемое Mk*ωk*cosβk учитывает все моменты сил полезного сопротивления и моменты сил трения. Так как момент сил полезного сопротивления отсутствует, а момент сил трения учитывается через КПД, то это слагаемое равно нулю.

Слагаемое Fkин*vk*cosαk учитывает все силы инерции.

Ускорение стола:

мм/с2,

где Δv – изменение скорости стола от 0 до номинальной,

Δt – время разгона стола.

Вычислим массу стола, учитывая сделанные в столе пазы.

V=0,001592 м3 – объём стола.

ρ=7800 кг/м3 – плотность материала стола (стол стальной).

Масса стола:

MСТ=V*ρ=0,001592*7800=12,4 кг.

МД=42 кг – масса детали.

Тогда:

Fkин*vk=а*( MСТ+ МД)*v=100*(12,4+42)*40=21,8*104 (кг*мм2)/с3.

Слагаемое Mkин*ωk*cosβk учитывает инерционные моменты, действующие в системе при разгоне.

Найдём моменты инерции вращающихся звеньев механизма.

Момент инерции зубчатого колеса I (шестерни):

––*10-6=25,46 кг*мм2.

Момент инерции вала I:

7,82*10-6=1,99 кг/мм2.

Момент инерции муфты:

––*10-6=1,5 кг*мм2.

Момент инерции зубчатого колеса II:

––*10-6=502,4 кг*мм2.

Момент инерции вала II:

7,82*10-6=12,65 кг*мм2.

Зная все данные, найдём MП:

МР =(Fkин*vk*cosαk+Ik*ωk2/Δt)=

=(21,8*104+(25,46+1,99+1,5)*136,12/0,4+(502,4+12,65)*61,32/0,4)=4230 Н*мм.

Момент, развиваемый двигателем при пуске:

МП=к* МНОМ=40*118=4720 Н*мм,

где

МНОМ=РНОМ/ωДВ=16/136,1=118 Н*мм.

При пуске МП > МР, следовательно, двигатель работоспособен.

Требуемая мощность электродвигателя:

Вт, где

η – уточнённый КПД механизма;

FT= FTP +FИН +FУПР=154,71 Н;

FTP=(МСТ+МД)*g*f=(42+12,4)*9,8*0,1=53,312 Н;

FИН=(МСТ+МД)*а=(42+12,4)*0,1=5,44 Н;

FУПР=1,2*1,5*FТР=95,96 Н.

Мощность выбранного электродвигателя РЭД=16 Вт. Она больше расчётной, значит двигатель пригоден для использования.

Коэффициент запаса мощности:

.

2.3. Расчёты, подтверждающие работоспособность зубчатой передачи.

В редукторе используются цилиндрические зубчатые колёса, выполненные без смещения. Материал колёс – Сталь 40Х ГОСТ 45453-71, при изготовлении колёс использовалась термическая обработка – объёмная закалка, что обеспечило твёрдость зубьев 45–55 HRCЭ.

2.3.1. Основные параметры зубчатой передачи.

1. Торцевой модуль зацепления – m1=m=2 мм.
2. Число зубьев колеса – z1=18, z2=40.
3. Делительный диаметр – d1=m*z1=2*18=36 мм, d2=m*z2=2*40=80 мм.
4. Диаметр окружности вершин зубьев – da1=d1+2m=36+2*2=40 мм, da2=d2+2m=80+2*2=84 мм.
5. Диаметр окружности впадин зубьев – df1=d1–2,5m=36–2,5*2=31 мм, df2=d2–2,5m=80–2,5*2=75 мм.
6. Межосевое расстояние – мм.

2.3.2. Точность зубчатой передачи.

Зубчатая передача тихоходная, режим работы – реверсивный. 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 седьмую степень точности по нормам плавности работы.

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

Так как передача кинематическая, работающая в реверсивном режиме при относительно невысоких окружных скоростях и умеренных нагрузках, выбираем вид сопряжения зубьев в зацеплении – D, допуск на боковой зазор – d, класс отклонений межосевого расстояния – III.

Точность зубчатой передачи: 8-7-8 D ГОСТ 1643-81.

2.3.3. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность.

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75.

2.3.4. 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.

2.3.5.Выводы по результатам расчёта.

Передача работоспособна и контролепригодна.

Запас прочности по контактным напряжениям – kH=1,14.

Запас прочности на изгиб при максимальной нагрузке – kFst=24

2.4. Расчёт передачи винт-гайка.

Назначение передачи винт-гайка – преобразование вращательного движения в поступательное. Выбор профиля резьбы зависит от направления и характера сил, действующих в передаче, условий её работы и КПД.

В передаче винт-гайка с трением скольжения применяют трапецеидальную резьбу. Её профиль – равнобочная трапеция с углом α=30º. Такая резьба характеризуется небольшими потерями на трение, технологичностью, применяется для создания больших осевых усилий.

Размеры трапецеидальной резьбы устанавливает ГОСТ 9484-73.

Основной размер передачи – средний диаметр резьбы d2 находят по критерию её работоспособности, т.е. среднему давлению между рабочими поверхностями резьбы.

, где

Fa=154,7 Н – осевая сила;

γ=1,7 – коэффициент высоты головки гайки, для целых гаек;

[p]=12 МПа – допускаемое давление закалённой стали – бронзы.

Из конструктивных соображений принимаем d2=14 мм.

По ГОСТу выбираем параметры резьбы: шаг р=4,0 мм, номинальный диаметр d=16 мм.

Резьба: Tr 16×4 ГОСТ 9484-73.

2.4.1. Выбор материалов:

Винт из стали 40ХА ГОСТ 14955-69.

Азотирование обеспечивает высокую износостойкость и минимальное деформирование при упрочнении.

Гайка изготавливается из бронзы Бр АЖ 9-4 ГОСТ 1628-72.

Для материалов передачи винт-гайка рекомендуются следующие допустимые напряжения:

1. допустимое напряжение на растяжение (сжатие) стальных винтов

, где

[σT] – предел текучести материала;

[nT]=3 – коэффициент запаса прочности.

1. допустимое напряжение для материала гайки:

[σсм]=80 МПа – на смятие;

[τср]=30…50 МПа – на срез;

[σр]=34…44 МПа – на растяжение.

1. допустимое давление в резьбе для пар трения закалённая сталь по бронзе:

[P]=12…13 МПа.

Основным критерием работоспособности передачи является износостойкость, которая оценивается по среднему давлению между витками резьбы винта и гайки:

, где

Fa=154,7 Н – осевая нагрузка на передачу;

d2=14 мм – средний диаметр резьбы;

H1=0,5p=0,5*4=2 – рабочая высота профиля для трапецеидальной резьбы;

– число витков резьбы в гайке (НГ – высота гайки).

Запас:

.

Для трапецеидальной резьбы:

– коэффициент рабочей высоты;

– коэффициент высоты гайки;

– угол подъёма резьбы.

Передача преобразует вращательное движение винта в поступательное стола, поэтому ψ<φ’, где φ’=5,9º – угол трения.

Размеры гайки:

HГ=ψH*d2=2,0*14=28 мм – высота гайки;

– число витков резьбы.

2.4.3. Проверка винта на устойчивость.

Определим момент I и радиус инерции i поперечного сечения винта:

, где

d1=d2–p=14–4=10

Находим гибкость винта:

, где

l=320 – длина винта;

μ=0,5 – коэффициент приведения длины для способа закрепления винта, когда оба конца закреплены.

Так как , то проверка винта на устойчивость не нужна.

2.5. 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.

P=(x*υ*Fr+y*Fa)*kT*kδ, где

x – коэффициент радиальной нагрузки;

υ – коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается (для внутреннего 1);

Fr – радиальная нагрузка на подшипник;

y – коэффициент осевой нагрузки;

Fa – осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной нагрузки;

kT – коэффициент, учитывающий температуру подшипника (при t<100ºC, kT=1);

kδ – коэффициент безопасности (нагрузка с лёгкими толчками и кратковременными перегрузками до 125% номинальной нагрузки, kδ=1,1).

Fr2=Ft2*tgα=61,1*tg20º=22,2 H

Горизонтальная плоскость:

ΣMA=0, Fr3*43–Fr2*27=0, Fr3=13,9 H;

ΣMB=0, Fr1*43+Fr2*16=0, Fr1=–8,3 H;

Вертикальная плоскость:

ΣMA=0, Ft2*27–Fa1*43=0, Fa1=38,3 H;

ΣMB=0, Ft2*16+Fa3*43=0, Fa3=–22,7 H;

;

.

Далее расчёт будем вести для наиболее нагруженного подшипника (правого – В).

Осевые составляющие:

S=e*Fr=0,57*16,2=9,2 H, где

e=0,57 – вспомогательный коэффициент.

Тогда x=0,43; y=1,00.

Результирующая осевая нагрузка:

Fa= Fa’+S=44,5+9,2=53,7 H.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

PB=(0,43*16,2+1,0*53,7)*1,1=66,7 H.

Динамическая грузоподъёмность:

, где

fd=3 –эмпирический коэффициент динамического нагружения;

fn=0,288 – коэффициент частоты вращения.

Нами был выбран подшипник 201 ГОСТ 8338-75.

С<Сподш

Долговечность подшипника:

.

Запас долговечности:

.

Срок службы подшипников достаточен.

2.6. Расчёт работоспособности вала.

В результате проектировочного расчёта определили диаметры вала. Проверочный расчёт валов проводится на статическую и усталостную прочность, а также на жёсткость и колебания.

Основными нагрузками на валы являются силы в зубчатых передачах. Влияние веса вала и насаженных деталей в данной передаче не учитываются. Силы трения в подшипнике также не учитываются.

2.6.1. Расчёт на статическую прочность.

Проводится в целях предупреждения пластических деформаций.

1. Определим окружные, радиальные и осевые силы, действующие на ведущий вал от зубчатой передачи.

Цилиндрическая передача:

Fr1=Ft1*tgα=61,1*tg20º=22,2 H

Т1, Т2 – крутящие моменты на валах

d1, d2 – диаметры валов

α – угол зацепления в нормальном сечении

Горизонтальная плоскость:

ΣMA=0, RBX*75–Fr1*30=0, RBX=8,9 H;

ΣMB=0, RAX*75–Fr1*45=0, RBX=13,3 H;

Вертикальная плоскость:

ΣMA=0, RBY*75–Rt1*30=0, RBY=24,4 H;

ΣMB=0, RAY*75–Rt1*45=0, RAY=36,7 H;

;

.

2. Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

МY1=Ft1*Y1 Y1=30 =1833 Н*мм

МY2=RBY*Y2–Ft(Y2–45) Y2=75 =0 Н*мм

МX2=RBX*X1 X1=30 =666 Н*мм

МX2=RBX*X2–Fr(X2–45) X2=75 =0 Н*мм

Наибольшее значение суммарно изгибающего момента:

Эквивалентный момент:

Определим допустимый диаметр вала:

, где

[σ]=50…60 мм – допустимое напряжение при изгибе.

Из конструктивных соображений был принят вал, диаметр которого 12 мм.

12>7,6 мм, значит, статическая прочность вала обеспечена.

2.6.2. Расчёт на усталостную прочность.

Условие прочности имеет вид:

, где

[S]=2,5…3 – требуемый коэффициент запаса прочности;

Sσ, Sτ – коэффициенты запаса, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям;

;

τ-1=200 МПа, σ-1=320 МПа – пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения;

σа, τа и σm=0, τm=0 – амплитудные и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений;

σа=МИ/0,1d3=779/0,1*123=4,5; τа=T/0,2d3=1100/0,2*123=3,2

ψσ=0,1, ψτ=0,05 – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;

kσ=2, kτ=1,9 – эффективные коэффициенты компенсации напряжений при изгибе;

εσ=0,87, ετ – масштабные факторы;

β=0,4…2,8 – коэффициент поверхностного упрочнения.

Тогда:

.

Условие прочности выполняется.

2.6.3. 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 обеспечина.

2.7. Расчёт шпоночных соединений.

Шпонка 4×4×12 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=12–4=8 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:

.

2.8. Расчёт направляющих скольжения.

В ходе проектировочного расчета были выбраны направляющие скольжения призматические типа “ласточкин хвост”.

Проверка на незаклинивание направляющих.

Условие незаклинивания:

, где

L=115 мм – расстояние между опорами;

f=0,15 – коэффициент трения (сталь по стали);

l1=40 мм;

, значит заклинивания не произойдёт.

Для обеспечения плавности хода, малого износа трущихся поверхностей и отсутствия заклинивания необходимо выполнение условия:

Условие выполняется.

Выполним проверку направляющих на прочность:

,где

[p]=5…10 МПа – допустимое давление для масляного слоя;

F=(МСТ+МД)*g=(42+12,4)*9,8=533,1 Н – сила, действующая на направляющие;

S=0,03*0,2=0,006 м2 – площадь направляющих.

Условие прочности масляного слоя выполняется.

Список 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.
2. Соломахо В.Л., Томилин Р.И., Цитович Б.В., Юдович Л.Г. “Справочник конструктора-приборостроителя”. В 2-х т. – Мн.: Выш. шк., 1988.
3. Орлов П.И. “Основы конструирования. Справочно-методическое пособие в 3-х книгах”. – М.: Машиностроение, 1977.
4. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. “Курсовое проектирование деталей машин”. – М.: Машиностроение, 1988.
5. Чубаро Д.Д. “Детали и узлы приборов”. – М.: Машиностроение, 1975.

Приложение 1.

Техническое задание на разработку привода стола контрольно-измерительного прибора.

1. Наименование и область применения.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию.

1. Основание для разработки.

Задание на курсовое проектирование.

1. Разработчик: Шибеко Дмитрий Вадимович.
2. Изготовитель: –.
3. Цель и назначение разработки.

Целью разработки является совершенствование механизмов подачи объекта контроля на измерительную позицию, повышение на этой основе производительности контроля операций.

1. Источник финансирования: –.
2. Технические требования.
   1. Требования назначения.

Габаритные размеры стола, а×b=200×400 мм.

Характер перемещения стола – поступательный.

1. 1. Состав продукции.

Электродвигатель, редуктор, направляющие, стол.

1. 1. Конструктивные требования.

Исполнение – горизонтальное.

Тип направляющих – скольжения, призматические.

Конструктивные особенности – гайка неподвижна.

1. 1. Требования экономичного использования сырья, материалов, энергии:–
   2. Требования стойкости к внешним воздействиям.

Перепад температур, повышенная влажность, антикарозионная стойкость.

1. 1. Требования к надежности.

Требуемая долговечность 2*106 циклов.

1. 1. Требования к технологичности.

Конструируемые детали и изделие в целом должны обеспечивать максимальную технологичность при изготовлении в единичном производстве.

1. 1. Требования безопасности и охраны окружающей среды.

Закрытость токоведущих элементов.

1. 1. Требования совместимости: –.
   2. Требования к взаимозаменяемости и модификации: –.
   3. Требования к эргономике.

Расположение пробки для заливки масла, сливной пробки должно быть доступно для замены и слива масла без использования дополнительных операций и демонтажа отдельных деталей привода.

Удобное расположение маслоуказателя.

Обеспечение возможности регулировки расположения.

1. 1. Требования к патентной чистоте: –.
   2. Требования к составным частям продукции и исходным материалам.

Двигатель – асинхронный.

Муфта – втулочно-пальцевая.

Масло – жидкое.

Смазка зубчатой передачи – жидкая.

Смазка передачи винт-гайка – пластичная.

1. 1. Условия эксплуатации. Требования к техническому обслуживанию.

Большие перепады температур, повышенная влажность, возможны агрессивные среды, наличие вибрации.

1. 1. Требования к маркировке и упаковке: –.
   2. Требования к транспортируемому механизму.

Наличие элементов, обеспечивающих удобство транспортирования.

1. 1. Требования к метрологическому обеспечению: –.
   2. Дополнительные требования:–.
2. Экономические показатели: –.
3. Стадии и этапы разработки.
   1. Разработка технического задания.
   2. Разработка технического предложения.
   3. Разработка эскизного проекта.
   4. Разработка технического проекта.
   5. Разработка рабочей документации.
4. Порядок контроля и приёмки.

Материалы предъявляют по окончании ведения стадии.

1. Количество изготовленных опытных образцов: 1.

Масса М, кг

Момент инерции J, кг*м2