Реферат: Конструирование зубчатого мотор - редуктора автоматических устройств

Министерство высшего и среднего специального образования РФ

Санкт-Петербургский Государственный

Технологический Институт (Технический Университет)

Кафедра теоретических основ химического машиностроения

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: «Конструирование зубчатого мотор — редуктораавтоматических устройств»

Вариант 27

     Выполнил студент

     группы 891             СолнцевП.В.

     Принял

     преподаватель        МожаеваН.П.

Санкт – Петербург

2001 год

Содержание:

 

Введение1.1   Содержаниезадания

1.2   Кинематическийрасчет

1.3   Расчеткрутящих моментов

1.4   Определениемодуля передачи

1.5   Определениедиаметров валов

1.6   Проектированиечервячной передачи

1.7   Проектированиецилиндрической зубчатой передачи

1.8   Проектированиеконической зубчатой передачи

1.9   Расчетмертвого хода редуктора

2.1   Точностьзубчатых и червячных передач

2.2   Допускиформы и расположения поверхностей зубчатых колес и червяков

2.3   Требованиек базовым поверхностям зубчатых колес и червяков

2.4   Требованиек шероховатости поверхностей

3.1   Конструктивныеэлементы валов

3.2   Кинематическаясхема трехступенчатого мотор – редуктора и силы, действующие в зацеплении

3.3   Приведениесил к оси вала

3.4   Определениеэквивалентных моментов, действующих в поперечных сечениях вала

3.5   Уточненныйрасчет вала

3.6   Определениедолговечности подшипников качения

Список литературы

Введение

Редуктором называют механизм, служащий для передачимощности от электродвигателя к рабочему органу исполнительного устройства. Спомощью редукторов осуществляют уменьшение угловой скорости, а также увеличениевыходного момента. В зависимости от требуемого расположения геометрических осейвалов, между которыми передаётся вращение, и необходимого передаточного числа вредукторах используют цилиндрические, конические, а также червячные зубчатыепередачи.

Зубчатые и червячные редукторы характеризуютсявысокой надежностью, долговечностью, постоянством передаточного числа ипростотой в эксплуатации. Они имеют малый вес и небольшие габариты приобеспечении больших передаточных чисел.

Для передачи вращательного движения широко используют зубчатые ичервячные механизмы. Если геометрические параллельны, то применяютцилиндрические зубчатые колеса, если оси валов пересекаются, то коническиезубчатые колеса, а при перекрещивающихся осях валов ведущим звеном являетсячервяк, ведомым – червячное колесо. Каждую передачу, состоящую из двух колес,независимо от ее типа называют ступенью.

Стандарт ГОСТ 2.402-68 (СТ СЭВ 286-76) устанавливает условные изображениявсех типов зубчатых колес и червяков. Чтобы правильно оформить рабочие чертежизубчатых колес и червяков, необходимо знать способы нарезания зубьев,геометрические соотношения элементов эвольвентного зацепления, степениточности, предельные отклонения размеров и требуемых шероховатостейповерхностей всех конструктивных элементов.

Для поддержания вращающихся деталей и передачи крутящих моментов междуними служат валы. От прочности и жесткости валов во многом зависитработоспособность механизмов.

Чтобы уменьшить габариты редуктора в целом, электродвигатель часто устанавливаютнепосредственно в его корпусе. При этом ведущее колесо первой ступенинасаживают непосредственно на вал электродвигателя, поэтому валэлектродвигателя одновременно является входным валом редуктора. Такие конструкциипринято называть мотор – редукторами.

1.1       Содержаниезадания

Целью работыявляется разработка конструкции трехступенчатого мотор – редуктора,кинематическая схема которого включает в себя червячную, коническую ицилиндрическую прямозубые передачи.

Выполнитьрабочие чертежи зубчатых колес и червяков, а также изложить метод расчета иконструирование валов малогабаритных редукторов приборов.

Исходные данные

1.   Последовательность передачи Ч – Ц – К;

первая степень– червячная,

вторая ступень– цилиндрическая,

третья ступень– коническая.

2.   Тип электродвигателя: СЛ – 261 ТВ

3.   Угловая скорость выходного вала редуктора />

4.   Степень точности передач 7 – Д

Техническиехарактеристики электродвигателя СЛ – 221 ТВ

1.   Номинальная мощность на валу – 24 Вт.

2.   Угловая скорость – 380 рад/с.

3.   Напряжение – 110 В.

4.   Момент на валу – 0,065 Н.м.

5.   Габаритные размеры – L=120,4 мм, L1=69.9 мм.

1.2Кинематический расчет

Общеепередаточное число редуктора /> следуетразбить по ступеням:

U=UцUkUч, где UцUkUч –соответственно передаточные числа зубчато-цилиндрической, зубчато-конической ичервячной ступеней.

Задается:

Uц=4

Uk=2

Uч=/>  отсюда число заходовчервяка Zч=3 и число зубьев червячного колеса Zк=40

/>

Выбираем числозубьев ведущих цилиндрических Zц1=30 и конических колес Zк1=26 иопределяем число зубьев ведомых:

/>

Тогдафактическое значение передаточного числа редуктора после округления чиселзубьев до целых величин:

/>

Действительноезначение передаточного числа должно удовлетворять условию:

/>

1.3Расчет крутящих моментов

/>

/>

/>

/>

1.4Определение модуля передачи

/>

/>

/>

1.5 Определениедиаметров валов

/>

/>

/>

/> - диаметр штифта         />

/>2 мм

/>3 мм

/>4 мм

1.6Проектирование червячной передачи

Расчет геометрических параметров червяка

Наименование

параметра

Обозначение Формула

Результат

расчета

Диаметр цапфы под подшипник, мм d

≥dв+(1/>2)

10 Диаметр упорного кольцевого выступа, мм

d2

- 12 Коэффициент диаметра q

/>

18 Диаметр длительной окружности, мм

d1

mq 14,4 Диаметр окружности вершин витков, мм

da

m (q+2) 16 Диаметр окружности впадин витков, мм

df

m (q-2,5) 12,4 Длина нарезанной части b

/>

11,7

Расчет геометрических параметровчервячного колеса

Наименование

параметра

Обозначение Формула

Результат

расчета

Диаметр длительной окружности, мм d

mn zк

32 Диаметр окружности вершин, мм

da

mn<sub/>(zк+2)

33,6 Диаметр окружности впадин, мм

df

mn<sub/>(zк-2,5)

30 Радиус образующей вершин зубьев, мм R

0,5d1- mn

6,4

Наибольший диаметр колеса, мм:

       при zч=2/>3

dм

dм

da+1,5 mn

34,8

Ширина венца, мм:

       при zч=1/>3

b

b

≤0,75 da

12 Межосевое расстояние, мм

αω

0,5mn (q+ zк)

23,2 Угол между боковыми скосами зубьев, град

2α

см. табл. 8 60 Диаметр выточки, мм D

~ df-4

26 Диаметр ступицы, мм

dс

1,3 dв

10,4 Диаметр окружности расположения центров отверстий облегчения, мм

Do

0,5 (D+ dс)

18,2 Диаметр отверстия облегчения, мм

dо

0,4(D — dс)

6,24 Число отверстий облегчения

zо

~1,5/>

4

1.7Проектирование цилиндрической зубчатой передачи

Расчет размеров прямозубых цилиндрическихколес

Наименование

параметра

Обозначение Формула

Результаты

расчета

ведущее колесо ведомое колесо Диаметр длительной окружности, мм d

mn zц

20 80 Диаметр окружности вершин зубьев, мм

da

mn<sub/>(zц+2)

21.6 81.6 Диаметр окружности впадин зубьев, мм

df

При mn <1 мм

mn<sub/>(zц-2,7)

17.84 77.84 Ширина венца, мм b

ψmn

4 Межосевое расстояние, мм

αW

0,5mn<sub/>(zц1+ zц)

50 Длина ступицы, мм

αс

/>1,3 dв

10.4 15.6 Диаметр ступицы, мм

dс

/>1,6 dв

12.8 19.2 Расстояние от торцовой поверхности ступицы до центра отверстия под штифт, мм Н

0,5 αс

5.2 7.8 Размер фасок, мм С

/>0,5 mn

0.4 Диаметр отверстия облегчения, мм

dо

0,4(df — dс)

2.0 23.5 Диаметр окружности расположения центров отверстий облегчения, мм D

0,5(df<sub/>+ dс)

Отверстия облегчения делать не следует 48.5 Число отверстий облегчения

zо

/>1,5/>

3 отверстия

1.8Проектирование конической зубчатой передачи

Расчет геометрических параметровпрямозубых конических колес

Наименование

параметра

Обозначение Формула

Результаты

расчета

ведущее колесо ведомое колесо Диаметр длительной окружности, мм d

m<sub/>zк

35 70 Угол начального конуса ведущего колеса, град

/>

/>

26,5 Угол начального конуса ведомого колеса, град

/>

90о — />

 

63,4 Диаметр окружности вершин зубьев, мм

da

d+2m cos/>

37,2 71,2 Диаметр окружности впадин зубьев, мм

df

d-2,5m cos/>

32,7 68,9 Угол дополнительного конуса, град α

90о — />

63,4 26,6 Длина образующей начального конуса, мм L

/>

41,6 Угол головки зуба, град

Υг

/>

1,73 1,8 Угол ножки зуба, град

Υн

/>

2,15 2,25 Угол конуса вершин, град

/>

/>

28,3 65,2 Угол конуса впадин, град

/>

/>

24,4 61,2 Ширина венца, мм b

/>0,33L

13,74 13,13 Длина ступицы, мм

αс

3 dш

9 12 Расстояние от торца ступицы до вершины зуба, мм l

αc + 3m cos α

13,7 15,4 Расстояние от торца ступицы до вершины конуса, мм k

l ± L cos />

48,66 29,17 Размер фасок, мм с

/>0,3 m

0,375 Диаметр ступицы, мм

dс

1,6 dв

19,2 24

1.9Расчет мертвого хода редуктора.

Вероятныймаксимальный мертвый ход отдельной передачи определяется углом поворотаведомого колеса при неподвижном ведущем звене.

Угол поворота ведомого колесарассчитывают по формуле:

/>,

где j n min – минимальный гарантированный боковой зазор, мм(табличное значение).

d –диаметр делительной окружности, мм.

/>

/>

/>

Мертвый ход трехступенчатогоредуктора с учетом боковых зазоров между зубьями, определяемый по углу поворотавыходного вала:

/>Намертвый ход редуктора влияет также упругая деформация валов, в результатекоторой вал получает угол закручивания />,угловые минуты:

/>

где М i– крутящий момент на валу

l i – рабочая длина i-го вала

G –модуль сдвига для стали – 80 ГПа

I Pi –полярный момент инерции поперечного сечения вала.

/>

где di<sub/>– наименьшийдиаметр участка вала, на котором передается крутящий момент.

/>     

/>          

/>         

/>

/>

<p/>

/>
2.1 Точность зубчатых и червячных передач.

Погрешностиизготовления и монтажа элементов передач вызывают шум, вибрации, нагрев, несогласованностьуглов поворота ведущего и ведомого звеньев, ошибки от мертвого хода.

По точностиизготовления зубчатые колеса и передачи разделены на 12 степеней. Для каждойстепени точности установлены нормы кинематической точности, плавности работы иконтакта зубьев.

Кинематическаяточность характеризуется величиной погрешности передачи, т. е. разностью междудействительным и расчетным углами поворота ведомого колеса. Кинематическаяточность является основным требованием для делительных  и отсчетных устройств.Она обеспечивается за счет малого радиального биения зубчатого колеса и применениявысокоточных станков и инструментов.

Независимоот степени точности стандартами установлены различные виды сопряжения зубьев впередаче. За основу деления видов сопряжения принята величина бокового зазора.Нормы бокового зазора необходимы для устранения заклинивания зубьев иограничения мертвых ходов, а также для размещения смазки и компенсациитемпературных деформаций. Боковой зазор не зависит от точности изготовления иопределяется в основном величиной межосевого расстояния.

На рабочихчертежах зубчатых колес и червяков должны быть указаны требуемые степениточности по трем нормам и виду сопряжения. В условных обозначенияхпоследовательно записывают три цифры (степени по нормам кинематическойточности, нормам плавности, нормам контакта) и букву указывающую видсопряжения.

Если первыетри нормы имеют одинаковые степени точности, то в условном изображенииуказывают одну цифру, как в данном случае:

7 – Д.

2.2 Допуски формы и расположенияповерхностей

 зубчатых колес ичервяков.

Впроцессе изготовления зубчатых колёс и червяков возникают погрешности формы ивзаимного расположения их поверхностей, что существенно снижает точностьмеханизмов.

СтандартСТ СЭВ 301-76 предусматривает классификацию допусков и отклонений формы ирасположения поверхностей. К группе отклонений формы поверхностей относятнепрямолинейность, неплоскостность, некруглость, нецилиндричность и отклоненияпрофиля продольного сечения.

Кгруппе суммарных отклонений формы и расположения поверхностей относят дваосновных вида отклонений: радиальное и торцевое биения.

Дляоценки точности расположения поверхностей назначают базы.

Подрадиальным биением /> понимают разностьнаибольшего а  и наименьшего, а  расстояния от точек до базовой оси вращения всечении, перпендикулярном к этой оси:

/>

Радиальноебиение является результатом смещения геометрического центра колеса относительнооси вращения и некруглости наружной поверхности.

Радиальнымбиением зубчатого венца называют наибольшую разность расстояний от базовой осиколеса до делительной прямой нормального исходного контура.

Торцевымбиением />называют разностьнаибольшего b  и наименьшего b расстояний от точек реальной торцовой поверхности колеса, расположенных наокружности заданного диаметра Д, до плоскости N-N, перпендикулярной к базовой оси вращения:

/>

Еслидиаметр Д не задан, то торцовое биение определяют на наибольшем диаметреколеса. Торцевое биение является результатом неперпендикулярности торцовойплоскости к базовой оси колеса и отклонения формы торца по линии измерения.

2.3Тре6ования к базовым поверхностям зубчатых колёс и червяков.

Основными технологическими базами при нарезании зубьев иливитков червяка является:

отверстиязубчатых и червячных колёс, используемые для посадки колёс на вал;

опорные частивала (цапфы) червяка;

наружныеповерхности нарезной части зубчатых, червячных колес и червяков, используемыедля выверки заготовки на зуборезном станке.

Квалитеты (классы точности) для этихэлементов назначают в зависимости от требуемой степени точности зубчатых ичервячных передач.

Посадка в ЕСДПСЭВ согласно СТ СЭВ 145-75 образуется сочетанием поля допуска отверстия и полядопуска вала.

3.1 Конструктивныеэлементы валов.

Примонтаже валов следует обеспечить удобство монтажа и демонтажа насаживаемых нанего деталей. В связи с этим конструкции валов обычно выполняют ступенчатыми.Образование ступеней связано с установкой деталей на валу по соответствующейпосадке, наличие нерабочих участков, не требующих высокой точности размеров.

Валы вращаютсяв опорах, которыми служат подшипники качения или скольжения. Опорные частивалов называются цапфами.

Для уменьшенияконцентрации напряжений в местах перехода от одного участка вала к другому разностьмежду диаметрами ступеней должна быть минимальной. Плавный переход от однойступени к другой называют галтелью.

Радиусыгалтелей R принимаются по рекомендациям.

Дляограничения перемещения деталей на валах в осевом направлении предусматриваютбурты.

Цапфы валовподвергают тщательной обработке. Для выхода шлифовального круга в местахперехода от меньшого диаметра к большему изготавливают кольцевые канавки, иначечасть поверхности цапфы окажется недошлифованной из-за скруглённости краевшлифовального круга и посадка подшипников будет затруднена.

Для передачикрутящего момента и закрепления колес в осевом направлении на валу и в ступицеколеса предусматривают отверстия под штифт.

Точностьизготовления вала определяется точностью выполнения его размеров, формы ирасположения поверхностей. Допуски на посадочные размеры вала назначают взависимости от посадок отдельных деталей.

В местахпосадки подшипников при вращении внутреннего кольца рекомендуют поля допусковдля вала n6, m6, k6. Свободные размеры принимают по 14 квалитету.

3.2 Кинематическая схема мотор-редуктора и силы,действующие в зацеплениях зубчатых колес.

Кинематическая схематрехступенчатого мотор — редуктора включает в себя червячную, коническую ицилиндрическую прямозубые передачи (см. лист 3).

Точность построения кинематическойсхемы пространственных механизмов определяет правильность расчета валов.

Цилиндрические зубчатые колеса приизображении в аксонометрии принимают форму эллипсов.

Направление осей валов должно бытьпараллельно осям пространственной системы координат. Точки пересечения эллипсовследует рассматривать, как полосы зацепления передач. Векторы сил, действующихв зацеплениях зубчатых передач, должны быть направлены параллельно ребрам куба.

Для расчета валов на прочностьнеобходимо найти все силовые факторы, действующие в зацеплениях.

Сила взаимодействия между зубьямичервячного колеса и витками червяка может быть разложена на три взаимноперпендикулярные составляющие:

окружное:/>

радикальное: />

/>- угол подъема винтовой линии червяка.

/>

осевое: />

Для червячного колеса и червякасправедливы следующие соотношения:

/>

Для прямозубой цилиндрическойпередачи усилия, действующие в зацеплении, определяются по зависимостям:

окружное:/>

радикальное: />

Для цилиндрической зубчатойпередачи усилия ведомо и ведущего колес должны быть равны:

/>

Полное усилие, действующее взацеплении конической прямозубой передачи, можно разложить на три составляющие,которые вычисляются по формулам:

окружное:/>

радикальное: />

/>-угол начального конуса ведущего конического колеса.

осевое: />

Для конической передачисправедливы соотношения:

/>

Векторы окружных усилий /> на ведущих колесахнаправлены в сторону, противоположную угловой скорости вращения вала. Вращениевала электродвигателя следует принять по часовой стрелке.

Радикальные усилия /> направлены по радиусу кцентру колес.

В конической прямозубой передачеосевые усилия /> всегда направленыот вершин к основаниям конусов.

3.3Приведение сил к оси вала

Окружные иосевые нагрузки на вал от зубчатых колес передаются с помощью штифтов.

Для получениярасчетной схемы вала необходимо все силы, действующие на зубчатые колеса, привестик оси вала.

В поперечномсечении вала действуют следующие силовые факторы: продольная сила N=Fa, которая, взависимости от установки вала в опорах, может вызывать растяжение или сжатие,поперечная сила Ft, вызывающая изгиб вала в плоскости V; моменты Ми,изгибающий вал в плоскости V и Mk, вызывающий кручение в плоскости W.

3.4 Определение эквивалентных моментов действующих впоперечных сечениях вала.

Основнымкритерием работоспособности валов является прочность. Валы кроме крученияиспытывают изгиб и растяжение или сжатие, поэтому требуется определитьэквивалентные моменты. Эпюры эквивалентных моментов позволяют выявить сечения,где возникают наибольшие моменты, и найти действительное распределениенапряжений по длине вала.

Присоставлении расчетной схемы вал рассматривают как балку с шарнирно – подвижнойи шарнирно – неподвижной опорами. Балка в соответствии с приведением силнагружается сосредоточенными силами и моментами. Точки приложения сил моментовпринимаются по середине длины элемента, передающего их.

На листе 3предоставлена расчетная схема выходного вала редуктора, на котором установленоконическое зубчатое колесо. Силы Fa и Fr действуют вплоскости V, а Ft<sub/>– в плоскости H. Силы Fa, при перенесенииеё к оси вала создаст в поперечных сечениях продольную силу, равную ей по величинеи одинаковую по направлению, и изгибающий момент /> (d – делительныйдиаметр конического колеса).

Следовательно,силы, действующие на вал, целесообразно рассматривать, последовательносоставляя расчетные схемы вала в плоскости V, а затем вплоскости H.

Послеопределения опорных реакций и построения эпюр изгибающих моментов в каждойплоскости следует геометрически сложить эти эпюры, определив для каждогосечения вала значения суммарного изгибающего момента:

/>

Эквивалентныймомент по III теории прочности определяется из выражения:

/>

где МК –крутящий момент.

Крутящиймомент передается на вал от зубчатого колеса через ступицу и штифт.

3.5Уточненный расчет вала.

Уточненный расчетучитывает все факторы, влияющие на усталостную прочность: характер напряжений,наличие концентраторов напряжений, абсолютные размеры валов, обработкуповерхностей и прочностные характеристики материалов, из которых изготовленывалы.

Для валовзапас прочности определяют из выражения:

/>

Запасусталостной прочности по нормальным напряжениям рассчитывается:

/>              />

где s-1 – предел выносливости материала вала присимметричном цикле изгиба; t-1 —  пределвыносливости материала вала при симметричном цикле кручения; sа – амплитуда цикла нормальныхнапряжений.

3.6Определение долговечности подшипников.

Подшипникивыбирают по диаметру цапфы вала, после чего долговечность подшипников рассчитываютпо формуле.

/>

где n – частота вращения, об/мин.

/>

C –  динамическая грузоподъемность, С=1160 Н

С0– статическая грузоподъемность, С0=570 Н

a- показатель степени: для шарикоподшипников a=3.

Приведеннуюнагрузку для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников определяют поформуле:

P=(xuFr + yFa)kб kt

где x и y – коэффициент радиальной иосевой нагрузок.

u — коэффициент вращения, u=1 при вращении внутреннегокольца.

Fr и Fa –соответственно радиальные и осевые силы воспринимаемые подшипником.

kб – коэффициентбезопасности, kб=1,1 – при небольших перегрузках.

kt– температурный коэффициент.

/>  , где RVи RH – реакции опор.

1.Определениедолговечности первого подшипника.

/>

/>

/>                  e= 0,3

При отношении/> осевую силу не учитывают,принимая х=0,56 и y=1,45

P=96,7   Н

/>

2.Определениедолговечности второго подшипника.

/>

/>

/>                  e = 0,26

 х=0,56 и y=1,71

P=124,47   Н

/>

Списоклитературы:

1.      Допуски и посадки: Справочник. В 2-х частях, В.Д. Мягков, М.А. Палей,А.Б. Романов, В.А. Брагинскиий. – 6-е изд., переркаб. и доп. – Л.:Машиностроение, 1982. – Ч. 1. 543 с.; Ч. 2. 448 с.

2.       Подшипники качения: Справочник – каталог/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В.Коросташевского.- М.: Машиностроение, 1984.- 280 с.

3.      Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие/ В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под. общ. ред. В.Н. Кудрявцева.- Л.:Машиностроение, 1983. 400 с.

4.      Заплетохин В.А. Конструирование соединений деталей в приборостроении:Справочник. – Л.: Машиностроение, 1985. – 223 с.

5.      Допуски и посадки. Справочник в 2-х ч. Под. ред. В.Д. Мягкова. – М.-Л.:Машиностроение, Ленинградское отделение, 1978. с. 1032.

6.      Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения.– М.: Машиностроение, 1975, с. 471.

7.      Мягков В.Д. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение, 1975,с. 814.

8.      СТ СЭВ 1052-78. Метрология единиц и физических величин.

9.      Жуков К.П., Кузнецова А.К. и др. Расчет и проектирование деталей машин.Учебное пособие. – М.: Высшая школа, 1978, с. 247.

10.    Биргер А.Б., Шорр Б. Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталеймашин. Справочник. – М.: Машиностроение, 1979, с. 207.

11.    СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок для стран членов СЭВ.Поля допусков и рекомендуемые посадки, — М., 1975.

12.    Заплетохин В.А. Проектирование трехступенчатого зубчато-червячного моторредуктора. — Л.: ЛТИ им. Ленсовета, 1975, с. 34.

13.    Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Учебное пособие. –М.: Машиностроение, 1976.

14.    Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В. и др. Подшипники качения. Справочник. – М.:Машиностроение, 1975.

15.    СТ СЭВ 1952-78. Метрология. Единицы физических величин. – М., 1978.