123325 (Механизм зубчатой передачи)
Описание файла
Документ из архива "Механизм зубчатой передачи", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "123325"
Текст из документа "123325"
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА РЭУС
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
Расчетно-пояснительная записка к механизму зубчатой передачи.
Руководитель: Андреев И.В.
Студент
Специальность: Проектирование и технология РЭС
Группа РК-051
Нормоконтроль
Защищён
Оценка
Воронеж 2007 г.
Содержание
-
Анализ технического задания 3
-
Описание внешнего вида механизма 4
-
Кинематический расчёт 5
-
Расчёт геометрии передачи и её деталей 6
-
Силовой расчёт механизма 8
-
Расчёт зацепления на прочность 9
-
Расчёт прочности одного из валов механизма 12
-
Выбор конструкционных материалов 14
-
Описание конструкции механизма 15
Список используемой литературы 16
Приложения
Введение
Зубчатые передачи являются наиболее распространёнными узлами приводов в радиоэлектронной аппаратуре. Эти механизмы предназначены для передачи и преобразования вращательного движения ведущего звена, например, вала электродвигателя , в необходимое вращательное или поступательное движение ведомого звена. При этом они обладают достаточно высокими коэффициентами полезного действия и относительно небольшими габаритами.
В зависимости от расположения зубьев относительно образующей начального диаметра цилиндра передачи подразделяются на прямозубые, косозубые, шевронные и с криволинейными зубьями.
Зацепление зубчатых колёс может быть внутренним, реечным и внешним. Последний вид зацепления наиболее употребляем.
Выбор того или иного вида зубчатой передачи обусловлен общей схемой механизма, а так же технологическими и экономическими особенностями изготовления механизма, а так же условиями, в которых будет работать будущий механизм.
Поэтому вопрос практического проектирования зубчатых передач является достаточно актуальным в современной радиоэлектронной промышленности.
2. Анализ технического задания
Техническое задание представляет из себя задание на расчёт параметров зубчатой передачи с целью проверки её работоспособности в данных эксплуатационных условиях.
Для выполнеия задания необходимо распологать данными по используемым материалам и средствами для проведения расчётов. В качестве источников данных по материалам использованы книги (см. Список литературы), вычисления производятся с помощью персонального компьютера.
Также для полного выполнения задания необходимо обладать доступом к рассматриваемому механизму, чтобы получить данные по его фактическим характеристикам (размерам, массе и т.п.).
-
Описание внешнего вида механизма.
Данный механизм, кинематическая схема которого представлена на Рисунке 1, является механизмом настройки передающей аппаратуры.
Рис 1.Кинематическая схема зубчатой передачи
Крутящий момент Т10.4 Н·мм прикладывается к колесу 1. С колеса 2 снимается крутящий момент Т2 и передаётся далее к остальным элементам механизма настройки.
Механизм представляет собой систему из двух зубчатых колёс с последовательным зацеплением. Зацепление колёс внешнее. Колёса закреплены на стальных валах с помощью установочных винтов М2,5Х4 ГОСТ 1479-75 и изготовлены из алюминия марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Валы изготовлены из стали марки 40 ГОСТ 1050-74 и закреплены в корпусе из латуни АС59-1 ГОСТ 15527-70. Продольные перемещения валов и зубчатых колёс на них предотвращены при помощи стопорных шайб.
Кинематический расчёт
Кинематический расчёт механизма включает в себя определение передаточного отношения i12 для зубчатой передачи и последующее определение их передаточного числа.
В данном случае схема механизма имеет вид, представленный на рисунке 1. Механизм состоит из двух зубчатых колёс, которые входят во внешнее зацепление друг с другом.
Число зубьев ведущего колеса Z1=20
Число зубьев ведомого колеса Z2=48
Крутящий момент T1=1 H·мм приложен к колесу 1.
Передаточное отношение:
(1)
Подставляя Z1 и Z2, получаем:
Передаточное число u=|i12|=2,4
Расчёт геометрии передачи и её деталей.
В механизмах РЭС наиболее распространены эвольвентные зубчатые передачи. Меньшее зубчатое колесо называют шестернёй, а большее - колесом. Зацепление зубчатых колёс кинематически можно представить как качение без скольжения двух цилиндров диаметрами dw1 и dw2, называемых начальными, для передач без смещения они совпадают с делительными d1 и d2.
Положение линий зацепления, т.е. траектории общей точки контакта зубьев при её движении относительно неподвижного звена зубчатой передачи, определяется углом зацепления w (ГОСТ 16530-70). Для передач с нулевым зацеплением w=20.
Расчёт геометрии передачи включает в себя определение шага и модуля передачи, делительных (начальных) диаметров колёс, диаметров вершин, диаметров впадин, межосевого расстояния и ширины венца зубчатого колеса.
1) Измерено:
Шаг P=3,6 мм.;
2) Модуль зубчатого колеса:
стандартизированное m=1,125 (2)
-
Начальные (делительные) диаметры колёс:
dw1=d1=m∙Z1=1,125*20=22,5 мм (3)
dw2=d2=m∙Z2=1,125*48=54 мм
4) диаметры вершины зубьев равны:
=1.125*(20+2)=24,75 мм,
=1.125*(48+2)=56,25 мм.
Высота зуба h=ha+hf, где ha - высота ножки зуба, hf - высота головки зуба, вычисляемые по формулам: ha=ha*·m, hf=( ha*+C*)·m, где ha* - коэффициент высоты головки зубa , С* - коэффициент радиального зазора. По ГОСТ 16532-70 ha*=1, тогда C*=0.25.
ha=1·1,125=1,125 мм, hf=(1+0.25)·1,125=1,4 мм, высота зуба h=2,525 мм.
-
Диаметры впадин:
df1=m∙(Z1-2,5)= 1.125*(20-2.5)=19,7 мм (5)
df2=m∙(Z1-2,5)= 1.125*(48-2.5)=51,2 мм (6)
-
Межосевое расстояние:
aw=0.5∙m∙(Z1+Z2)=0,5*1,125*(20+48)=38,25 мм (7)
-
Ширина венца зубчатого колеса bw=aw∙φВА,
Где φВА- коэффициент ширины венца, φВА=0,05
bw=38,25∙0,05=1,9 мм.
Силовой расчёт
Крутящий момент на ведомом валу рассчитывается по формуле:
T2=T1∙i12∙η (8)
гдеТ1 - крутящий момент на ведущем валу, η - КПД механизма, i12 - передаточное отношение механизма.
КПД механизма:
(9)
где - коэффициент, учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах.
Подставляя Ft=3H , получаем
f=0,05 - коэффициент трения скольжения
Fn - сила нормального давления, её составляющие:
Ft<30,0 Н - окружная сила, Fr - радиальная сила, определяемые по формулам:
(10)
где w=20 - угол обхвата;
К рутящий момент на ведущем валу Т1=1 Н·мм
Крутящий момент на ведомом валу Т2=η·T1·i12=2,35 Н·мм
Окpужная сила Ft=0,087 Н
Радиальная сила Fr=0,031 H
Сила нормального давления Fn=0,092 Н.
Расчёт зацепления на прочность
Для зубчатых передач расчёт зацепления на прочность сводится к проверке условия контактной прочности и условия изгибной прочности зубьев.
Условие контактной прочности зубьев имеет следующий вид:
, (11)
где:
T1=1 H·мм - крутящий момент, приложенный к колесу;
aw=38,25 мм - межосевое расстояние;
u=2,4 - передаточное отношение пары колёс;
b=1,9 мм - ширина венца зубчатого колеса;
KHV=1.25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;
KHB=1 - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
[n] - допускаемое контактное напряжение, равное [n]=0,9в, в - предел прочности на растяжение. В данном случае в=275 МПа и [n]=0,9·275=248 МПа
Расчёт будет производиться для первого колеса, так как оно испытывает наибольшую нагрузку.
Перед тем, как приступить к проверке условия контактной прочности, следует сначала проверить условие:
, (12)
где:
u=2,4 - передаточное отношение,
T1=1 H·мм - крутящий момент
KHB=1 - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KHV=1.25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;
ba=0.05 - коэффициент ширины зубчатого венца
, (13)
- Приведённый модуль упругости
Поскольку колёса одинаковы и изготовлены из одного материала, будет , где Е1 - модуль Юнга колеса, 1 - коэффициент Пуассона . Подставляя АЛ-9 Е1=0,65·105, 1=0,33, получаем
Е пр=
Вычисляем межосевое расстояние по формуле:
(14)
Подставляя u=2,4, T1=1 Н·мм, KHB=1, KHV=1.25, Епр=7.294·104, получаем
а wмин= мм
аw>awмин - условие выполняется.
В ычисляем контактное напряжение по формуле (11)
n= МПа
n<[n] - условие прочности выполняется.
Условие изгибной прочности зубьев определяется напряжением изгиба в опасном сечении. Условие изгибной прочности имеет вид:
, (15)
где
Yf - коэффициент формы зуба;
Ft - крутящий момент;
[f] - допускаемое изгибное напряжение, определяемое по формуле [f]=0,2в,
[f]=0,2·275=55 МПа
Подставляя Yf=3,7 Ft=0,4H b=1 мм m=0.5 KfB=1 Kfv=1.4[f]=55 Мпа, получаем
f= МПа
f<[f] - условие изгибной прочности выполняется.
Необходимо проверить условие соответствия модуля передачи нагрузке по формуле:
(16)
Подставляя T1=1 H·мм, u=2,4, aw=20 мм, b=1 мм, [f]=55 Мпа, получаем:
m
m=0.5 - условие соответствия модуля выполняется.
На основании выше приведённых расчётов можно сделать вывод, что материал и геометрические размеры зубчатых колёс в целом полностью удовлетворяют условиям прочности и условиям эксплуатации, приведённым в техническом задании.
7. Расчёт прочности одного из валов механизма.
Расчёт прочности проведём для вала первого колеса, так как он испытывает наибольший крутящий момент. В данном случае вал можно представить в виде консольно закреплённой балки. Тогда воздействие колеса на вал можно представить в виде силы F=m·g·, где m=0,02 кг - масса колеса, g=9,8 м/с2 - ускорение свободного падения. Тогда сила F=m·g=0.02·9.8=0.196 Н и нагружение балки можно представить схемой (Рисунок 2).
В
случае консольного закрепления вала наибольшее воздействие на него оказывает
Рисунок 2. Схема нагружения вала и эпюры изгибающего момента Ми и поперечной силы Q.
изгибающий момент силы F Mu=F·L. В данном случае условие прочности вала будет выглядеть следующим образом:
, (17)
где: и - расчётное напряжение изгиба ,
Ми=F·L - расчётный изгибающий момент,
L=19 мм=0.019 м
Ми=0,196·0,019=0,004
d=6 мм - диаметр вала в опасном сечении,
[и] - допустимое напряжение изгиба, равное для стали 40-60 МПа.
КПа
и<< 40-60МПа
Следовательно, условие прочности выполняется, то есть материал вала, и диаметр вала выбраны правильно.
Выбор конструкционных материалов
Выбор конструкционных материалов механизма осуществляется из соображений обеспечения необходимой механической прочности при работе в условиях с ударными нагрузками не более 2g, частоте вибраций 20-120 Гц, влажности 90% при температуре 313-333К.
В качестве материала зубчатых колёс выбран алюминий марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75 имеющий в=275 Мпа и E=0,65·105, так как параметры этого материала полностью удовлетворяют всем условиям прочности и он обладает хорошими антифрикционными свойствами и достаточной в данных климатических условиях антикоррозионной устойчивостью.
В качестве материала корпуса выбрана латунь ЛС-59-1 ГОСТ 15527-70 имеющей в=200 Мпа и E=0,93·105 из-за её коррозионной устойчивости и достаточной жёсткостью корпуса как несущей кострукции. А так же использование латуни в качестве материала корпуса позволило обойтись без использования подшипников качения (шариковых), это несколько упрощает и удешевляет конструкцию механизма в целом.
В качестве материала валов зубчатых колёс выбрана сталь ГОСТ 1050-74 , так как этот материал полностью удовлетворяет условиям прочности валов при работе механизма в условиях механических нагрузок, предусмотренных техническим заданием.
Описание конструкции механизма.
Конструкция данного механизма представляет собой зубчатую передачу, состоящую из двух зубчатых колёс с внешним зацеплением.
Корпус механизма поз 1 (см. Сборчный чертёж) имеет два итверстия диаметром 6 мм. В этих отверстиях консольно крепятся валы поз 3. Также в корпусе имеются и другие отверстия.
На валах поз 3 с зазором посажены шестерни поз 2 . их жёсткое соединение с валами обеспечивается при помощи установочных винтов с плоскими концами М2,5х4 ГОСТ 1479-75 поз 5.
Шестерни изготовлены из сплава АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Осевое крепление валов поз 3 в корпусе поз 1 осуществляется при помощи специальных стопорных шайб ГОСТ6515-78 поз 4.
Список используемой литературы
-
Расчёт и конструирование механизмов РЭС. Методические указания к выполнению самостоятельной работы по курсовому проектированию по дисциплине "Прикладная механика" для студентов специальности 200800. И. В. Андреев, Воронеж, ВГТУ, 1997г., 44с.
-
Красновский Е. Я, Дружинина Ю. А, Филатова Е. М. "Расчёт и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем"., М:"Высшая школа", 1983г., 422с.
-
Черкилевский Д. В. "Курсовое проектирование машин и механизмов"., М:"Высшая школа", 1980г., 236с.