Курсач (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (10))

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

государственный технический университет им. Н. Э. Баумана

Курсовой проект

по курсу «Основы конструирования приборов»

Студент: Шаповалов И.С. СМ11-61

Консультант: Нарыкова Н.И.

2005

ОГЛАВЛЕНИЕ

Техническое задание.

Разработать конструкцию трехскоростного электромеханического привода по предложенной схеме (рис. 1) в соответствие с заданным вариантом.

Рис. 1

Схема и краткое описание привода.

Трехскоростной электромеханический привод обеспечивает 3 различные скорости вращения выходного вала. Переключение скоростей обычно производится вручную перемещением блока зубчатых колес. Привод подобного рода применяется в лентопротяжных механизмах самопишущих приборов, в качестве универсального привода механических систем РЭА, ОЭП и др., где требуется ступенчатое изменение скорости в небольшом диапазоне.

Кинематическая схема привода приведена на рис. 1. Вращение от двигателя 1 с помощью зубчатого редуктора (z₁-z₆) передается на коробку скоростей (z₇-z₁₂). Скорость вращения выходного вала зависит от включения той или иной пары зубчатого блока 2. В положении, указанном на рисунке, в зацеплении находятся зубчатые колеса z₈ и z₁₁. Для получении других скоростей в зацеплении могут быть введены пара колес z₉-z₁₂, или z₇-z₁₀.

Анализ исходных данных. Характеристики электродвигателя.

Так как в техническом задании не указано конкретное назначение, точностные характеристики, габаритные размеры разрабатываемого ЭМП, то при проектировании я исходил из критерия рассматривающего приведенный момент инерции.

В результате анализа технического задания была выбрана кинематическая схема предложенная в задании. Реализация этой схемы представляет из себя следующее: электродвигатель Г - 205 (заданный в техническом задании)

Характеристики двигателя Г - 205

крепится к редуктору, смонтированному в корпусе, к редуктору со стороны противоположной электродвигателю крепится коробка передач состоящая из распределительного вала с тремя шестернями, жестко закрепленными на валу, выходного вала с блоком колес, свободно перемещающихся по направляющей шпонке и фиксатора, закрепленного на отдельной стойке.

Кинематический расчет ЭМП.

Для двигателя: рад/с

Вт

Для коробки скоростей:

рад/с

Пусть рад/с.

i₀ – общее передаточное отношение редуктора

Определим общее число ступеней. По критерию, рассматривающему миниминизацию приведенного момента инерции:

Возьмем .

В целях уменьшения погрешностей желательно на все ступени назначить большее передаточное отношение, это необходимо делать за счет 1-х ступеней, что в свою очередь приведет к уменьшению приведенного момента инерции редуктора. Поэтому предполагается разделить общее передаточное отношение в таком порядке:

i₁₂=2.5

i₃₄=4

i₅₆=5

i₇₈=7

i₉₁₀=7

i₁₁₁₂=7.9

Где

Определим число зубьев в колесах редуктора.

Пусть в шестернях будут по 22 зубьев.

Z₁=Z₃=Z₅=Z₇=Z₉=Z₁₁=22

Z₂=Z₁·i₁₂=22·2.5=55

Z₄=Z₃·i₃₄=22·4=88

Z₆=Z₅·i₅₆=22·5=110

Z₈=Z₇·i₇₈=22·7=154

Z₁₀=Z₉·i₉₁₀=22·7=154

Z₁₂=Z₁₁·i₁₁₁₂=22·7.9=174

Сравниваем со стандартными рядами получаем:

Z₂=53

Z₄=90

Z₆=112

Z₈=150

Z₁₀=150

Z₁₂=170

Силовой расчет ЭМП.

Мы знаем, что М_вых=1000 Нмм.

Пусть – КПД подшипников шариковых радиальных однорядовых т.к. они самые дешевые и осевых нагрузок практически нет, – КПД цилиндрической передачи

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

Выбор материала.

V – окружная скорость.

d – делительный диаметр колеса в мм.

n=3000 об/мин – частота вращения

мм

Z=22 – число зубьев в шестерне

т=0.3 – рекомендуемое минимальное значение модуля в прямозубых цилиндрических колесах.

мм

мм=6,6 + 3=9,6 мм

м/с,

т.к. V<3 м/с , то по ГОСТ (1050-74) для шестерни: сталь 45

для колеса: сталь 35.

Поскольку V<3 м/с, то для изготовления колес рекомендуется 7-я степень точности. Назначим термообработку нормализация. Примем твердость колес 200НВ. В соответствии с рекомендациями методического пособия назначаем твердость материала зубьев шестерни на 20 единиц выше, чем колеса. Тогда твердость зубьев шестерни 220НВ.

Определим предельные напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

МПа

МПа

Определим допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса.

_,

где S_F=2.2 – коэффициент запаса прочности.

K_FC=0.65 – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, в соответствии с методическими указаниями для реверсивных передач.

K_FL – коэффициент долговечности.

Показатель степени m=6, т.к.

N_Н – число циклов перемен напряжений, определяется по формуле:

n – частота вращения зубчатого колеса[об/мин].

с=1 – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым

L=5000 часов – срок службы передачи

Колесо 12

n₁₂=n_вых=0.155 об/мин

МПа

Колесо 10

об/мин

МПа

Колесо 8

об/мин

МПа

Колесо 6

об/мин

МПа

Колесо 4

об/мин

МПа

Колесо 2

об/мин

МПа

Шестерня 11

об/мин

МПа

Шестерня 9

об/мин

МПа

Шестерня 7

об/мин

МПа

Шестерня 5

об/мин

МПа

Шестерня 3

об/мин

МПа

Шестерня 1

об/мин

МПа

Определение модуля передачи.

К_т=1.4 – коэффициент для прямозубых колес

Ψ_т=8 – коэффициент ширины зубчатого колеса

К=1.3 – коэффициент расчетной нагрузки

Y_F – коэффициент формы зуба

А) Z₉ – Z₁₀

Z₉=22 Z₁₀=150

Y_F9=4.1 Y_F10=3.76

Расчет будем вести по шестерне

мм

Б) Z₁₁ – Z₁₂

Z₁₁=22 Z₁₂=170

Y_F11=4.1 Y_F12=3.76

Расчет будем вести по шестерне

мм

Определим предельные контактные напряжения для шестерни и колеса.

МПа

МПа

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

S_H=1.1 – коэффициент безопасности.

Т.к. V<3 м/с, то z_V=1 – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса.

z_R=1 – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей.