Проектирование механизма для поднятия груза на высоту 200 мм - Курсовая работа

Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным и изгибным напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения. Эти редукторы отличаются простотой, но изза несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Кроме того, к их недостаткам относят также: а)большие габариты в направлении геометрических осей валов, по сравнению с редукторами, выполненными по развернутой схеме;Данный механизм предназначен для поднятия груза на высоту 200мм. Данный механизм вертикального перемещения состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники, а так же из направляющей и гармошки, которая защищает от окружающей среды. Спроектированный в данном курсовом проекте механизм вертикально перемещения соответствует условиям технического задания (приложение 1). Крутящий момент с вала двигателя с помощью шпонки передается зубчатому колесу.Для определения требуемой мощности двигателя необходимо знать силу тяжести, развиваемую приводом, силу трения и скорость перемещения каретки. Определяем силу тяжести: =FT Ftp=m*g ?*m*g=20*10 0,1*20*10=200 20 = 220H, где FT - сила тяжести; Рассчитываем скорость перемещения каретки: V= =0,0033м/сСкорость вращения вала двигателя: С учетом этого можем посчитать передаточное число для нашего редуктора: ??=29В редукторе используются цилиндрические зубчатые колеса, выполненные без смещения.Здесь и далее на прочность будут просчитываться элементы, подвергающиеся наибольшим нагрузкам. Однотипные им элементы, подвергающиеся меньшим нагрузкам, просчитываться не будут. Для начала найдем допустимое контактное напряжение: , где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов работы. Далее, пользуясь формулой проектировочного расчета, найдем допустимое межосевое расстояние: , где Ка для прямозубых передач 49.5 i - передаточное число, принимается за 10/40=0.25 - наибольшее передаточное число;Применим формулу проектировочного расчета для нахождения минимального модуля зубчатых колес: , Где M - передаваемый момент, принят M = 8; коэффициент нагрузки, , Где - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба, ; коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, . коэффициент, учитывающий форму зуба, так как количество зубьев 18, то ;Торцевой модуль зацепления m1=m=1 мм. Число зубьев колеса - z1=10, z3 =20;По своему функциональному назначению отнесем 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.1.Расчет передачи винт гайка начинают с определения среднего диаметра резьбы (d2) по критерию износоустойчивости. Высоту гайки Н определяют по формуле (2), в зависимости от принятого значения коэффициента высоты гайки - YH. Число витков резьбы в гайке вычисляется по выражению: Z = Нг / P; Z = 7,5/1 = 7,5. Для большинства механизмов, использующих передачу винт-гайка, является обязательным удовлетворение условия самоторможения: y<j, где y - угол подъема винтовой линии по среднему диаметру; Действительный коэффициент трения для сочетания: сталь по стали принимают - 0.15, сталь по чугуну - 0.3, сталь по бронзе - 0.12.Подшипники допускают перекосы валов до 10’, по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение, фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Пригодность подшипника, установленного в опоре, оцениваем по динамической С и статической грузоподъемности в зависимости от требуемой долговечности. Устанавливаем подшипник на вал диаметром 3 мм. На выходе нет необходимости выбирать другой подшипник, т.к. понадобятся дополнительные ненужные расчеты. Устанавливаем подшипники в распор.В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей.Расчет валов начнем с определения мощностей валов: Рэ.д.=10 Вт допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40Х ГОСТ 4543-71 принимается равным90 Мпа. d3min = = 1,1мм допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 45Х ГОСТ 4543-71 принимается равным115 Мпа. Определим окружные, радиальные и осевые силы, действующие на вал от зубчатых передач.Условие прочности имеет вид: , где ?-1=200 МПА, ?-1=320 МПА - пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения; ?а=МИ/0,1d3=0,111/0,1*33=0.002 ?а=T/0,2d3=0,113/0,2*33=0,004 ??=0,1, ??=0,05 - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;Разли

Содержание

Введение

1. Обзор и анализ существующих конструкций

2. Описание и принцип действия спроектированного механизма

3. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

3.1 Выбор электродвигателя

3.2 Кинематический расчет

3.3 Расчеты, подтверждающие работоспособность зубчатой передачи

3.3.1 Расчет зубчатых колес на контактную выносливость

3.3.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

3.3.3 Основные параметры зубчатой передачи

3.3.4Точность зубчатой передачи

3.4 Расчет передачи винт-гайка

3.5 Расчет работоспособности подшипников качения

3.6 Силовой расчет вала

3.6.1 Определение диаметров валов

3.6.2 Расчет на усталостную прочность

3.6.3 Расчет валов на жесткость

3.7 Расчет направляющих скольжения

Заключение механизм подшипник зубчатый вал

Целью курсового проекта является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей приборов.

Привод состоит из электродвигателя и зубчатого редуктора. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным и изгибным напряжениям. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие.Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. Обзор и анализ существующих конструкций.

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы, выполненные по развернутой схеме. Эти редукторы отличаются простотой, но изза несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

Соосная схема позволяет получить меньшие габариты по длине; это ее основное преимущество.

В соосных редукторах быстроходная ступень зачастую недогружена, так как силы, возникающие в зацеплении колес тихоходной ступени, значительно больше, чем в быстроходной, а межосевые расстояния ступеней одинаковы (AWB = awt). Указан ное обстоятельство является одним из основных недостатков соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относят также: а)большие габариты в направлении геометрических осей валов, по сравнению с редукторами, выполненными по развернутой схеме;

б)затруднительность смазывания подшипников, расположенных в средней части корпуса;

в)большое расстояние между опорами промежуточного вала, поэтому требуется увеличить его диаметр для обеспечения достаточной прочности и жесткости.

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь два выходных конца быстроходного или тихоходного вала, а совпадение геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.

В отношении типа зубьев и подшипников в двухступенчатых редукторах справедливо сказанное относительно одно ступенчатых цилиндрических редукторов; часто быстроходную ступень выполняют косозубой, а тихоходную - прямозубой (это относится как к соосным, так и к несоосным редукторам).

Тихоходная ступень при этом может иметь либо шевронные колеса, либо прямозубые.

При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев, чем при применении обычной развернутой или соосной схемы. Это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее жест кие валы. Быстроходный вал редуктора, показанного на рис., должен иметь свободу осевого перемещения («плавающий» вал), что обеспечивается соответствующей конструкцией подшипниковых узлов; в редукторе с шевронными тихоходными колесами свободу осевого перемещения должен иметь и тихоходный вал. При соблюдении указанного условия нагрузка распределяется поровну между параллельно работающими парами зубчатых колес.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяют в широком диапазоне передаточных чисел: по ГОСТ 2185 - 66 м = 6,3 ч-63. Крупные двухступенчатые цилиндрические редукторы, выпускаемые НКМЗ, имеют и = 7,334-44,02.

От целесообразной разбивки общего передаточного числа двухступенчатого редуктора по его отдельным ступеням в значительной степени зависят габариты редуктора, удобство смазывания каждой ступени, рациональность конструкции корпуса и удобство компоновки всех элементов передач. Дать рекомендации разбивки передаточного числа, удовлетворяющие всем указанным требованиям, невозможно, и поэтому все рекомендации следует рассматривать как ориентировочные.