Курсовая с практикой на тему Расчет и проектирование механизмов приборов

Содержание:

Введение 4
1. Выбор двигателя. 5
2. Кинематический расчет редуктора. 7
3. Расчет моментов и усилий. 11
4. Расчет модуля и размеров зубчатых колес. 13
5. Расчет валов. 18
5.1. Составление компоновочной схемы 18
5.2 Расчет усилий в зацеплениях зубчатых колес 20
5.3 Расчёт диаметра предпоследнего вала 22
5.3.1 Расчётные схемы. Построение эпюр 22
5.3.2 Расчёт диаметра вала 26
5.4 Расчёт диаметра выходного вала 27
5.4.1 Расчётные схемы. Построение эпюр 27
5.4.2 Расчёт диаметра вала 30
6. Расчет и выбор подшипников. 31
7. Расчет точности передачи. 34
8. Расчет элементов крепления (штифты, винты, лыски, шпонки). 36
8.1.1 Расчёт на срез 36
8.1.2 Расчёт на смятие 36
9. Оценка уровня унификации конструкции . 37
Заключение 39
Список использованной литературы 40

Введение:

Темой курсового проекта является проектирование исполнительного механизма, состоящего из двигателя и редуктора. Такие механизмы находят широкое применение в приборах и устройствах летательных аппаратов для дистанционной передачи измеряемых параметров (указателя высоты, скорости; указатели авиагоризонта, курсовой системы), а также для поддержания параметров на определенном уровне (механизмы управления рулями летательного аппарата, гидростабилизаторы и т.д.)
Проектирование механизма — это творческий процесс, включающий:
— установление принципа действия и режимов работы механизма;
— выбор прототипа и критического анализа существующих решений;
— выяснения сил и моментов, действующих на элементы механизма, и характер их изменения во времени;
— выбор материала для изготовления деталей механизма с учетом технологии их изготовления и экономической целесообразности выбора данной конструкции;
— определение формы и размеров всех деталей механизма с учетом технологии их изготовления и экономической целесообразности выбора данной конструкции;
— выполнение всех необходимых расчетов.
При этом возможны разнообразные решения. Задача конструктора заключается в том, чтобы спроектированный механизм имел минимальные габаритны и массу, был прост ив изготовлении, сборке, регулировке, дешев. Узлы детали должны обладать необходимой прочностью, жесткостью, малыми потерями на трение, технологичность.

Заключение:

По полученному заданию был спроектирован исполнительный механизм в корпусе с двигателем и одним выходным валом.
В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет зубчатых передач. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, штифтов.

Фрагмент текста работы:

Выбор двигателя.

1.1   Расчет мощности на выходном валу
Мощность на выходном валу Nвых равна
N_вых=(М_вых n_вых)/974=(380∙20)/974= 7,80 Вт,                                  (1)
здесь Мвых – заданный момент на выходном валу (Мвых=380Н·см);
nвых – заданная частота вращения выходного вала (nвых=20об/мин)

1.2 Расчет мощности двигателя
Расчетное значение мощности двигателя N_дв^(* )определяем по выражению
N_дв^(* )=(N_вых^ )/η=7,80/0,5=15,6Вт                                          (2)
где η – КПД механизма (для редуктора с червячной передачей примем η_ч=  0,5)
1.3  Расчет момента двигателя
Расчет момента двигателя M_дв^*производится по формуле
M_дв^*=М_вых/Uη=380/(300∙0,5)=2,53 Н∙см                              (3)
где U– передаточное отношение редуктора
U=n_двnвых=600020=300
 η – коэффициент полезного действия.

1.4   Выбор двигателя
Выбор двигателя производим по каталогу [1, прил. 4] с учетом следующих соображений:
1. Мощность и момент двигателя по каталогу Nдв, Mдв с учетом коэффициента запаса k = 2 (принимаем, что привод реверсивный) :
N_дв^ =k〖∙N〗_дв^(* )=2∙15,6=31,2 Вт                                (4)
М_дв^ =k〖∙М〗_дв^(* )=2∙2,53=5,06 Н∙см                        (5)
Частоту вращения двигателя для уменьшения числа ступеней редуктора желательно иметь невысокой, для комбинированного многоступенчатого редуктора он должен быть ориентировочно
nдв =(100 – 1000)nвых.
Габаритные размеры D и L  желательно иметь меньшими.
Таким образом, принят двигатель АДП-363:
N_дв^ =35,0 Вт
М_дв^ =5,7 Н∙см
nдв=6000  об/мин

 
Рисунок 1.1  Габаритный чертеж двигателя АДП-363

 
Кинематический расчет редуктора.

Вид кинематической схемы и тип используемых зубчатых передач определены заданием варианта ─ комбинированный редуктор (соосный и червячный) (см. рис. 2.1). 

 
Рисунок 2.1 Кинематическая схема редуктора

Расчет передаточного отношения редуктора
Передаточное отношение редуктора:
U=n_дв/n_вых =6000/20=300                                       (6)
где nдв ─ частота вращения двигателя nдв =6000 об/мин соответствует характеристикам выбранного двигателя.

Определение передаточных чисел ступеней редуктора
Для соосного редуктора число цилиндрических ступеней должно быть нечетным, то с целью упрощения конструкции механизма принимаем число ступеней р=3 с равными передаточными числами, то есть:
Uр =U1 = U2 = U3
Зададимся передаточным числом червячной пары (согласно рекомендаций [1, стр. 20]: Uчп =10
Тогда общее передаточное число редуктора для заданной кинематической схемы
 U= UрР Uчп                                                 (7)
где Uчп – передаточное число червячной пары редуктора; 
Up – передаточное число р соосных ступеней цилиндрических передач 
Uр=∛(U/(Uчп ))=∛(300/(10 ))=3,1                                       (8)
Таким образом, для заданной кинематической схемы примем согласно требованиям ГОСТ 25301-95 : U1 = U2 = U3=2,5
Тогда передаточное число червячной пары:
Uчп=U/(U_р^3 )=300/〖2,5〗^3 =19,2                                             (9)
Итак, редуктор имеет четыре ступени:
U1 = U2 = U3=2,5; Uчп=19,2                                             

  Определение числа зубьев колес
Соотношение между числом зубьев колеса и шестерни цилиндрической и червячной передач определяется передаточным числом U, поэтому, выбрав число зубьев шестерни zш, число зубьев колеса рассчитывают из формулы:
U_р=z_к/z_(ш )     и     U_чп=z_чк/z_(ч )                                              (10)
Для цилиндрической передачи число зубьев шестерни выбираем равным или близким к минимальному zmin=17, при котором исключается подрезание последних [1, табл. 3]. Так как цилиндрический редуктор проектируемого механизма является соосным, то число зубьев цилиндрических колес рассчитываем из условия соосности цилиндрических передач, при выполнении которого обеспечивается постоянство межцентровых расстояний всех ступеней таких передач. 
Условие соосности имеет вид
d_1/2+d_2/2=d_3/2+d_4/2=d_5/2+d_6/2                               (11)
Выражая диаметр делительных окружностей через модуль m и число зубьев z, получаем:
m_1 (z_1+z_2 )=m_2 (z_3+z_4 )=m_3 (z_5+z_6 )                     (12)
Для увеличения унификации редуктора принимаем модули зубчатых колес всех ступеней одинаковыми: m_1=m_2=m_3
Таким образом, принимаем:
zш=z1=z3= z5=20
Тогда числа зубьев колес:
z_к=z_2=z_4=z_6=z_ш∙U_р=20∙2,5=50
Число зубьев червячного колеса определяют по формуле (10), выбрав число заходов червяка zч = 1 – 4 таким образом, чтобы число зубьев червячного колеса zчк превышало минимально допустимое значение zmin = 26 (по условию неподрезания зубьев zчк ≥ 26).
Число заходов червяка должно превышать zч = 1, так как при U = 19,2 и zч = l получаем   zчк = 19,2< zmin.
Выберем с целью уменьшения габаритных размеров zч = 2. Тогда имеем:
          z_чк=z_(ч )∙U_чп=2∙19,2= 38,4 ≈38                          
Реализованное число Uчп = 38 / 2 = 19.