Реферат: Конструирование зубчатого мотор - редуктора автоматических устройств

«Конструированиезубчатого мотор — редуктора автоматических устройств»


Содержание:

 

Введение1.1      Содержание задания

1.2      Кинематическийрасчет

1.3      Расчет крутящихмоментов

1.4      Определениемодуля передачи

1.5      Определениедиаметров валов

1.6      Проектированиечервячной передачи

1.7      Проектированиецилиндрической зубчатой передачи

1.8      Проектированиеконической зубчатой передачи

1.9      Расчет мертвогохода редуктора

2.1 Точность зубчатыхи червячных передач

2.2 Допуски формы ирасположения поверхностей зубчатых колес и червяков

2.3 Требование кбазовым поверхностям зубчатых колес и червяков

2.4 Требование кшероховатости поверхностей

3.1 Конструктивныеэлементы валов

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

3.3 Приведение сил коси вала

3.4 Определениеэквивалентных моментов, действующих в поперечных сечениях вала

3.5 Уточненный расчетвала

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 зубчатые передачи.

Зубчатыеи червячные редукторы характеризуются высокой надежностью, долговечностью,постоянством передаточного числа и простотой в эксплуатации. Они имеют малыйвес и небольшие габариты при обеспечении больших передаточных чисел.

Для передачивращательного движения широко используют зубчатые и червячные механизмы. Еслигеометрические параллельны, то применяют цилиндрические зубчатые колеса, еслиоси валов пересекаются, то конические зубчатые колеса, а при перекрещивающихсяосях валов ведущим звеном является червяк, 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 изображения всех типов зубчатых колес ичервяков. Чтобы правильно оформить рабочие чертежи зубчатых колес и червяков, необходимознать способы нарезания зубьев, геометрические соотношения элементовэвольвентного зацепления, степени точности, предельные отклонения размеров итребуемых шероховатостей поверхностей всех конструктивных элементов.

Для поддержаниявращающихся деталей и передачи крутящих моментов между ними служат валы. Отпрочности и жесткости валов во многом зависит работоспособность механизмов.

Чтобы уменьшить габаритыредуктора в целом, электродвигатель часто устанавливают непосредственно в егокорпусе. При этом ведущее колесо первой ступени насаживают непосредственно навал электродвигателя, поэтому вал электродвигателя одновременно являетсявходным валом редуктора. Такие конструкции принято называть мотор – редукторами.

1.1     Содержаниезадания

Целью работы является разработка конструкциитрехступенчатого мотор – редуктора, кинематическая схема которого включает всебя червячную, коническую и цилиндрическую прямозубые передачи.

Выполнить рабочие чертежи зубчатых колес и червяков, атакже изложить метод расчета и конструирование валов малогабаритных редукторовприборов.

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.        

5.        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

Общее передаточное число редуктора />

 следует разбить по ступеням:

U=UцUkUч, где UцUkUч – соответственнопередаточные числа зубчато-цилиндрической, зубчато-конической и червячнойступеней.

Задается:

Uц=4

Uk=2

Uч=/>

 отсюда число заходов червяка Zч=3 и число зубьев червячного колеса Zк=40

/>

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

/>

Тогда фактическое значение передаточного числа редукторапосле округления чисел зубьев до целых величин:

/>

Действительное значение передаточного числа должноудовлетворять 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

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

см. табл. 8 60 Диаметр выточки, мм D

~ df-4

26 Диаметр ступицы, мм

1,3 dв

10,4 Диаметр окружности расположения центров отверстий облегчения, мм

Do

0,5 (D+ dс)

18,2 Диаметр отверстия облегчения, мм

0,4(D — dс)

6,24 Число отверстий облегчения

~1,5/>

4

1.7 Проектированиецилиндрической 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

/>

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

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

/>

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

1,6 dв

19,2 24

1.9 Расчет мертвогохода редуктора.

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

Угол поворота ведомогоколеса рассчитывают по формуле:

/>

,

где j n<sub/>min – минимальный гарантированныйбоковой зазор, мм (табличное значение).

d – диаметр делительной окружности,мм.

/>

/>

/>

Мертвый ходтрехступенчатого редуктора с учетом боковых зазоров между зубьями, определяемыйпо углу поворота выходного вала:

/>

На мертвый ход редукторавлияет также упругая деформация валов, в результате которой вал получает уголзакручивания />

, 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<sub/>– полярный момент инерции поперечногосечения вала.

/>

где di<sub/>– наименьший диаметр участка вала, накотором передается крутящий момент.

/>

        

/>

        

/>

        

/>

/>

/>

/>


2.1 Точность зубчатыхи червячных передач.

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

По точности изготовлениязубчатые колеса и передачи разделены на 12 степеней. Для каждой степениточности установлены нормы кинематической точности, плавности работы и контактазубьев.

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 иприменения высокоточных 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 и ограничениямертвых ходов, а также для размещения смазки и компенсации температурныхдеформаций. Боковой зазор не зависит от точности изготовления и определяется восновном величиной межосевого расстояния.

На рабочих чертежахзубчатых колес и червяков должны быть указаны требуемые степени точности потрем нормам и виду сопряжения. В условных обозначениях последовательнозаписывают три цифры (степени по нормам кинематической точности, нормамплавности, нормам контакта) и букву указывающую вид сопряжения.

Если первые три нормыимеют одинаковые степени точности, то в условном изображении указывают однуцифру, как в данном случае:

7 – Д.


2.2 Допуски формы и расположения поверхностей зубчатыхколес и червяков.

В процессе изготовления зубчатых колёс и червяков возникаютпогрешности формы и взаимного расположения их поверхностей, что существенноснижает точность механизмов.

Стандарт СТ СЭВ 301-76 предусматривает классификациюдопусков и отклонений формы и расположения поверхностей. К группе отклоненийформы поверхностей относят непрямолинейность, неплоскостность, некруглость,нецилиндричность и отклонения профиля продольного сечения.

К группе суммарных отклонений формы и расположенияповерхностей относят два основных вида отклонений: радиальное и торцевоебиения.

Для оценки точности расположения поверхностей назначаютбазы.

Под радиальным биением />

 понимают разность наибольшего а и наименьшего, а расстоянияот точек до базовой оси вращения в сечении, перпендикулярном к этой оси:

/>

Радиальное биение является результатом смещения геометрическогоцентра колеса относительно оси вращения и некруглости наружной поверхности.

Радиальным биением зубчатого венца называют наибольшуюразность расстояний от базовой оси колеса до делительной прямой нормальногоисходного контура.

Торцевым биением />

называют разность наибольшего b и наименьшего b расстояний от точек реальной торцовой поверхности колеса,расположенных на окружности заданного диаметра Д, до плоскости N-N,перпендикулярной к базовой оси вращения:

/>

Если диаметр Д не задан, то торцовое биение определяют нанаибольшем диаметре колеса. Торцевое биение является результатомнеперпендикулярности торцовой плоскости к базовой оси колеса и отклонения формыторца по линии измерения.

2.3 Тре6ования к базовымповерхностям зубчатых колёс и червяков.

Основными технологическими базамипри нарезании зубьев или витков червяка является:

отверстия зубчатых и червячных колёс, используемые дляпосадки колёс на вал;

опорные части вала(цапфы) червяка;

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

Квалитеты(классы точности) для этих элементов назначают в зависимости от требуемойстепени точности зубчатых и червячных передач.

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


3.1 Конструктивныеэлементы валов.

При монтаже валов следует обеспечить удобство монтажа идемонтажа насаживаемых на него деталей. В связи с этим конструкции валов обычновыполняют ступенчатыми. Образование ступеней связано с установкой деталей навалу по соответствующей посадке, наличие нерабочих участков, не требующихвысокой точности размеров.

Валы вращаются в опорах,которыми служат подшипники качения или скольжения. Опорные части валовназываются цапфами.

Для уменьшенияконцентрации напряжений в местах перехода от одного участка вала к другомуразность между диаметрами ступеней должна быть минимальной. Плавный переход отодной ступени к другой называют галтелью.

Радиусы галтелей R принимаются по рекомендациям.

Для ограниченияперемещения деталей на валах в осевом направлении предусматривают бурты.

Цапфы валов подвергаюттщательной обработке. Для выхода шлифовального круга в местах перехода отменьшого диаметра к большему изготавливают кольцевые канавки, иначе частьповерхности цапфы окажется недошлифованной из-за скруглённости краевшлифовального круга и посадка подшипников будет затруднена.

Для передачи крутящегомомента и закрепления колес в осевом направлении на валу и в ступице колесапредусматривают отверстия под штифт.

Точность изготовлениявала определяется точностью выполнения его размеров, формы и расположенияповерхностей. Допуски на посадочные размеры вала назначают в зависимости отпосадок отдельных деталей.

В местах посадкиподшипников при вращении внутреннего кольца рекомендуют поля допусков для вала n6, m6, k6.Свободные размеры принимают по 14 квалитету.

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

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

Точность построениякинематической схемы пространственных механизмов определяет правильностьрасчета валов.

Цилиндрические зубчатыеколеса при изображении в аксонометрии принимают форму эллипсов.

Направление осей валовдолжно быть параллельно осям пространственной системы координат. Точкипересечения эллипсов следует рассматривать, как полосы зацепления передач.Векторы сил, действующих в зацеплениях зубчатых передач, должны быть направленыпараллельно ребрам куба.

Для расчета валов напрочность необходимо найти все силовые факторы, действующие в зацеплениях.

Сила взаимодействия междузубьями червячного колеса и витками червяка может быть разложена на три взаимноперпендикулярные составляющие: окружное:/>

радикальное: />

/>

— угол подъема винтовойлинии червяка.

/>

осевое: />

Для червячного колеса ичервяка справедливы следующие соотношения:

/>

Для прямозубойцилиндрической передачи усилия, действующие в зацеплении, определяются позависимостям:

окружное:/>

радикальное: />

Для цилиндрическойзубчатой передачи усилия ведомо и ведущего колес должны быть равны:

/>

Полное усилие,действующее в зацеплении конической прямозубой передачи, можно разложить на трисоставляющие, которые вычисляются по формулам:

окружное:/>

радикальное: />

/>

— угол начального конусаведущего 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 прямозубойпередаче осевые усилия />

 всегда направлены от вершинк основаниям конусов.

3.3Приведение сил к оси вала

Окружные и осевые нагрузки на вал от зубчатых колеспередаются с помощью штифтов.

Для получения расчетной схемы вала необходимо все силы,действующие на зубчатые колеса, привести к оси вала.

В поперечном сечении вала действуют следующие силовыефакторы: продольная сила N=Fa, которая, в зависимости от установки вала в опорах, можетвызывать 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.

3.4Определение эквивалентных моментов действующих в поперечных сечениях вала.

Основным критерием работоспособности валов являетсяпрочность. Валы кроме кручения испытывают изгиб и растяжение или сжатие,поэтому требуется определить эквивалентные моменты. Эпюры эквивалентныхмоментов позволяют выявить сечения, где возникают наибольшие моменты, и найтидействительное распределение напряжений по длине вала.

При составлении расчетной схемы вал рассматривают как балкус шарнирно – подвижной и шарнирно – неподвижной опорами. Балка в соответствии сприведением сил нагружается сосредоточенными силами и моментами. Точкиприложения сил моментов принимаются по середине длины элемента, передающего их.

На листе 3 предоставлена расчетная схема выходного валаредуктора, на котором установлено коническое зубчатое колесо. Силы Fa и Frдействуют в плоскости V, а Ft<sub/>– в плоскости H. Силы Fa, при перенесении её к оси вала создаст в поперечных сеченияхпродольную силу, равную ей по величине и одинаковую по направлению, иизгибающий момент />

 (d – делительный диаметр конического колеса). Следовательно,силы, действующие на вал, целесообразно рассматривать, последовательносоставляя расчетные схемы вала в плоскости V, а затем в плоскостиH.

После определения опорных реакций и построения эпюризгибающих моментов в каждой плоскости следует геометрически сложить эти эпюры,определив для каждого сечения вала значения суммарного изгибающего момента:

/>

Эквивалентный момент по III теории прочностиопределяется из выражения:

/>

где МК – крутящий момент.

Крутящий момент передается на вал от зубчатого колеса черезступицу и штифт.

3.5 Уточненный расчетвала.

Уточненный расчет учитываетвсе факторы, влияющие на усталостную прочность: характер напряжений, наличиеконцентраторов напряжений, абсолютные размеры валов, обработку поверхностей ипрочностные характеристики материалов, из которых изготовлены валы.

Для валов запас прочностиопределяют из выражения:

/>

Запас усталостнойпрочности по нормальным напряжениям рассчитывается:

/>

                   />

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

 

3.6 Определениедолговечности подшипников.

Подшипники выбирают по диаметру цапфы вала, после чегодолговечность подшипников рассчитывают по формуле.

/>

где n – частота вращения, об/мин.

/>

C – динамическая грузоподъемность,С=1160 Н

С0–статическая грузоподъемность, С0=570 Н

a- показатель степени: дляшарикоподшипников a=3.

Приведенную нагрузку длярадиальных и радиально-упорных шарикоподшипников определяют по формуле:

P=(xuFr + yFa)kб kt

где x и y – коэффициент радиальной и осевой нагрузок.

u — коэффициентвращения, u=1при вращении внутреннего кольца.

Fr и Fa – соответственно радиальные и осевыесилы воспринимаемые подшипником.

kб – коэффициент безопасности, kб =1,1 – при небольших перегрузках.

kt – температурный коэффициент.

/>

 , где RV и RH – реакции опор.

1.Определениедолговечности первого подшипника.

/>

/>

/>

                   e = 0,3       

При отношении/>

 осевую силу неучитывают, 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

/>


Список литературы:

1. Допуски ипосадки: 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.  Подшипникикачения: Справочник – каталог/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского.-М.: Машиностроение, 1984.- 280 с.

3. Курсовоепроектирование 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 ипосадки. 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., ШоррБ. Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. Справочник. – М.:Машиностроение, 1979, с. 207.

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

12.   Заплетохин В.А.Проектирование трехступенчатого зубчато-червячного мотор редуктора. — Л.: ЛТИим. 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.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству