Описание и принцип действия спроектированного механизма

Устройство задания углов предназначено для задания широкого диапазона углов (до 1800).

Устройство состоит из корпуса, который содержит в себе все необходимые элементы для реализации поставленной задачи.

Конструкция состоит из четырех пар зубчатых колес, валов, передающих крутящий момент, штифтов, подшипников и т.д.

Спроектированное устройство соответствует условиям технического задания. Устройство задания углов предназначено для преобразования электрической энергии подаваемой на двигатель, в механическую – вращательное движение выходных валов с заданной частотой вращения n=30 об/мин.

Выбор двигателя осуществлялся исходя из условия курсового проекта. Был выбран асинхронный двигатель малой мощности серии ДАТ 42271 с частотой вращения выходного вала n=2750 об/мин.Двигатель в устройстве крепится к корпусу снаружи, т.к. оно предназначено для работы в сухом тропическом климате (климатическое исполнение ТС1 по ГОСТ 15150)

Крутящий момент передается от двигателя к валу через зубчатое колесо, закрепленное на валу двигателя. Последующая передача крутящего момента осуществляется при помощи цилиндрических зубчатых колес. На выходе имеется два вала с закрепленными на них указателями и шкалами грубого и точного отсчета.

Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

Кинематический расчёт

Для выбора электродвигателя рассчитаем его мощность:

:

где Мс – момент сопротивления

- угол поворота выходного вала

Исходя из проведенных расчетов выбираем электродвигатель ДАТ 42271, Р=16 Вт, n=2750 об/мин. Мощность выбранного электродвигателя больше расчётной, значит двигатель пригоден для использования.

Коэффициент запаса мощности:

.

Проанализируем кинематическую схему механизма.

Найдём суммарное передаточное число зубчатой передачи:

Угловая скорость вращения вала двигателя:

где n –число оборотов двигателя;

ω_пр - скорость, которая передаётся через зубчатую передачу на выходной вал. Найдём угловую скорость вращения вала:

Определим модуль зубчатых колес по формуле:

где: М – момент сопротивления

K – коэффициент нагрузки (1,0…1,3)

У_FS – коэффициент зависящий от формы зуба (3,5…4,3)

ψ_m – коэффициент, зависящий от ширины зубчатого венца (1,0…1,2)

[σ] – допускаемое напряжение на изгиб материала

мм

Выбираем из нормального ряда модуль по ГОСТ 9563-60.

m = 0,5 мм

Силовой расчёт

В редукторе используются цилиндрические зубчатые колёса, выполненные без смещения. Материал ведущего колёса – В95, твёрдость колеса 12,5 HB, после закалки в масле и отпуске, материал имеет твердость 15 HВ.

Таблица 1 - Основные параметры зубчатой передачи

	m = 0,5 мм
№ п\п	1	2	3	4	5	6	7	8
Z	30	180	36	180	49	150	32	160
d	15	90	18	90	24,5	75	16	80
da	16	91	19	91	25,5	76	17	81
df	13,75	88,75	16,75	88,75	23,25	73,75	14,75	78,75

где:

Z – число зубьев колеса

d – делительный диаметр

d_a - диаметр окружности вершин зубьев

d_f - диаметр окружности впадин зубьев

Ширина зубчатых колес берутся согласно ГОСТ 13733-68

Точность зубчатой передачи

Зубчатая передача тихоходная, режим работы –реверсивный. Назначаем степени точности зубчатого колеса по нормам точности.

По норме полноты контакта зубьев назначаем 7 степень точности.

По норме плавности работы назначаем 7 степень точности.

По норме кинематической точности назначаем 6 степень точности.

По норме бокового зазора выбираем вид сопряжения D, которому соответствует вид допуска на боковой зазор d и класс точности межосевого расстояния III.

Точность зубчатой передачи: 7-7-6 D ГОСТ 1643-81.

Определим передаточное отношение для каждой пары зубчатого зацепления:

Определим передаточное отношение для каждой пары зубчатого зацепления:

Для первого

Для второго

Для третьего:

Для четвертого:

Определение крутящих и изгибающих моментов, передаваемых валами

Крутящие моменты:

Для определения моментов на последующих валах следует определить КПД используемых элементов:

зубчатой цилиндрической пары η_зц = 0,93;

пары подшипников качения η_п = 0,98;

η_зц* η²_п = 0,056*0,93*0,98² = 0,05 Нм

η_зц* η²_п = 0,05*0,93*0,98² = 0,045 Нм

η_зц* η²_п = 0,045*0,93*0,98² = 0,04 Нм

η_зц* η²_п = 0,04*0,93*0,98² = 0,036 Нм

Расчет изгибающих моментов осуществляется при помощи определения радиальной и осевой нагрузок для каждого зубчатого колеса

Формула для определения осевой нагрузки:

- крутящий момент передаваемый валом

– диаметр зубчатого колеса на валу

Формула для определения радиальной нагрузки:

F_r=F_t* tgα

где:

F_{t –} осевая нагрузка на валу

tgα – тангенс угла зацепления в нормальном сечении

Таблица 2 – Осевые и радиальные нагрузки на зубчатых колесах

Осевая		Радиальная
Ft1	0,19	Fr1	0,0069
Ft2	0,0011	Fr2	0,0004
Ft3	0,0055	Fr3	0,002
Ft4	0,001	Fr4	0,00036
Ft5	0,0037	Fr5	0,0013
Ft6	0,001	Fr6	0,00036
Ft7	0,005	Fr7	0,0018
Ft8	0,0009	Fr8	0,00033

Составляем уравнения для определения реакций в подшипниках

Горизонтальная плоскость:

ΣM_В=0, -R_АX*38+ F_r2*27+F_r3*15=0, R_AX=0,0036 H;

ΣM_А=0, R_BX*38- F_r2*11 F_r3*23=0, R_BX=0,0024 H;

Вертикальная плоскость:

ΣM_В=0, R_AY*38 - F_t2*27 - F_r3*15=0, R_AY=0,00295 H;

ΣM_А=0, R_BY*38+F_t2*11 F_r3*23=0, R_BY=0,0039 H;

Рассчитываем вертикальную и горизонтальную составляющие изгибающего момента для каждого зубчатого колеса на первом валу

1.

М_Y1= R_AY *Y₁=0,00295*11=0,0325 Н*мм

М_Y2=R_BY*Y₂–F_t(Y₂– Y₁) =0,0036*27- 0,0011*16=0,0796 Н*мм

М_X1= R_AX *X₁=0,0036*11=0,00396 Н*мм

М_X2=R_BX*X₂–F_r(X₂– X₁)=0,0036*27- 0,0004*16=0,091 Н*мм

2.

М_Y1= R_AY *Y₁=0,00295*23=0,0678 Н*мм

М_Y2=R_BY*Y₂–F_t(Y₂– Y₁) =0,0036*15- 0,0055*8=0,01 Н*мм

М_X1= R_AX *X₁=0,0036*23=0,0083 Н*мм

М_X2=R_BX*X₂–F_r(X₂– X₁)=0,0036*15- 0,002*8=0,038 Н*мм

Наибольшее значение суммарно изгибающего момента:

_{Ниже приведены суммарные изгибающие моменты всех валов устройства:}

Ми1=	0,12Нмм
Ми2=	0,033Нмм
Ми3=	0,034Нмм
Ми4=	0,041Нмм

_{Т.к. значения моментов малы, то ими можно пренебречь при нахождении допустимых диаметров валов.}

где

_Мпр – приведенный момент М

- допустимое напряжение при изгибе.

d1 = 2,96 мм 3 мм

d2 = 2,23 мм 3 мм

d3 = 2,25 мм 3 мм

d4 = 1,95 мм 2 мм