
- •Выбор электродвигателя
- •Э скиз двигателя ми-22ф:
- •2. Кинематический анализ планетарной передачи
- •3. Определение вращающих моментов на промежуточных валах редуктора и частот вращения промежуточных валов.
- •4.Вычисляем межосевое расстояния aw из расчёта на контактную прочность закрытой зубчатой передачи и определим размеры колес.
- •5. Силовой анализ.
- •I ступень:
- •II ступень:
- •III ступень:
- •8.Расчет зубьев зубчатых колес на прочность.
- •9.Расчет валов.
- •9.1.Расчет валов промежуточных ступеней на кручение:
- •9.2.Расчет выходного вала на совместное действие кручения и изгиба.
- •9.3.Уточненный расчет выходного вала.
- •10.Проверка шпоночного соединения на прочность.
- •11.Подбор подшипников по долговечности.
- •1 2.Расчет пальцев сателлита на прочность.
Министерство образования и науки РФ
Казанский национальный исследовательский технический университет им. А.Н. Туполева
Кафедра основы конструирования
Пояснительная записка к курсовому проектупо дисциплине
«Детали машин и основы конструирования»
КОК 119.000. Пз
Выполнил: студент
группы 3308 Панфилов Д.М.
Преподаватель: Якупова И.П.
Оценка:__________________ ( )
Комиссия:________________ ( )
_____________________
Дата:_____________
Казань 2012
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ № 1-19
Студент гр.3308 Панфилов Даниил Михайлович
Разработать привод прибора со следующими техническими требованиями:
Выход прибора вращательный.
Момент на выходе редуктора 200 Н*м.
Частота вращения на выходе редуктора 10 об/мин.
Срок службы 2000 часов
Особые требования________________________________________________
Составил: проф.Бердников В.В.
Дата выдачи задания: 9.04.12
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Количество типов редукторов чрезвычайно велико. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Основными задачами курсового проекта являются:
ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;
изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов;
выбор наиболее простого варианта конструкции с учетом требований технического задания на проект;
выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;
выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых допусков и посадок, допусков формы и расположения;
выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД;
составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.
В данном курсовом проекте для разработки выбрана планетарная передача.
Выбор электродвигателя
𝜂-
коэффициент полезного действия
механизма,
лежит
в диапазоне {0.7..0.8}
-момент
на выходе редуктора
-
угловая скорость на выходе редуктора
,
где
астота
вращения на выходе редуктора;
Для удобства подбора двигателя рассчитаем мощность по крайним значениям КПД:
Выбираем двигатель:
Тип двигателя: МИ-22Ф
Технические характеристики: U=60B; Р=0.37кВт; n=3000об/мин; I=8.2A; η=71%.
Э скиз двигателя ми-22ф:
l1=40, l37=46, l21=12, d1=16, d25=175, d24=220;
2. Кинематический анализ планетарной передачи
-
частота вращения вала электродвигателя.
-
частота вращения на выходе редуктора.
Выберем трёхступенчатый планетарный редуктор, каждая ступень которого ступень Джемса.
Uст. ср – среднее передаточное число ступеней
Uст.
ср.=
n – число ступеней, назначаем n=3
Принимаем
значение
=6.7
Проверяем точность обеспечения Uобщ.(2-3%):
|δ|
=
|δ|
=
= 0.254% < (2..3)% = δзаданное
Изобразим схему редуктора.
Исходя из передаточного числа, подберем числа зубьев для каждого колеса.
Число зубьев центрального колеса планетарной передачи берём из диапазона Z1>18..22 Z3≥80, Z2>25.
Z1=20
Число зубьев неподвижного колеса определяется по формуле Виллиса:
Z3=(Uст-1)*Z1=(6.7-1)*20=114;
Число зубьев сателлитов определяем из условия соосности:
Z1+Z2=Z3-Z2 ;
Z2=(Z3-Z1)/2=(114-20)/2=47;
Определим максимально возможное кол-во сателлитов.
1. Условие соседства, из которого определяем максимально возможное количество
сателлитов (Kmax):
-
угол между сателлитами.
=
1 - коэффициент высоты головки зуба
зубчатого колеса с эвольвентным профилем
зубьев.
следовательно,
максимально возможное число сателлитов
равно трем, проверим это кол-во по условию
сборки:
2.Из условия сборки определяем точное число сателлитов:
,
где
С-должно быть целым числом.
p – количество полных оборотов водила, начинаем с нуля.
Возьмём p = 0, тогда:
;
С – целое число.
3. Определение вращающих моментов на промежуточных валах редуктора и частот вращения промежуточных валов.
Воспользуемся
формулой:
TN=200 H*м – вращающий момент выходном валу редуктора;
ηст=0.96, КПД ступени берут из диапазона (0.96..0.98);
Определим частоту вращения валов.
Определим погрешность:
Такая погрешность допустима.
Результаты вычислений занесем в таблицу.
-
№ вала
двиг.
1
2
3
n,об/мин
3000
446.76
66.83
9.97
Т,Н*м
0,75
4.83
31.09
200
4.Вычисляем межосевое расстояния aw из расчёта на контактную прочность закрытой зубчатой передачи и определим размеры колес.
-
передаточное число от первого колеса
ко второму, при неподвижном водиле;
-
момент на входе ступени [H*мм];
=
– коэффициент относительной ширины
передачи, берем в диапазоне (0,05…0,25);
-ширина
колеса.
KH - коэффициент нагрузки, равный КHβ*КHC, где Кнβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса (1,1 ..1,4);
KHC - учитывает неравномерность распределения нагрузки между
сателлитами (1,1.. 1,4);
Принимаем Кнβ = 1,1 ; KHC = 1,1 => KH = 1,1*1,1 = 1,2.
-
допускаемое контактное напряжение,
зависит от материала,
в нашем случае для стали равно 600 МПа =
600 Н/мм2
Рассмотрим 1 ступень:
Рассчитаем модуль:
теперь подберем в соответствии с Гостом
стандартный модуль, взяв его значение
в большую сторону от расчетного значения:
m=0.8
Уточним межосевое расстояние:
Рассчитаем диаметры делительных окружностей, окружностей впадин и вершин:
Диаметр делительной окружности :
di = m·zi;
Диаметр окружности вершин:
dai = m·(zi+2·hа*),
где hа* = 1 – коэффициент высоты головки зуба эвальвентного зубчатого колеса для
колёс с наружными зубьями.
dai
= m·(zi
– 2· hа*
+
)
–
с внутренними зубьями
Диаметр окружности впадин:
dfi = m·zi + 2·m·(hа*+c*) – для колес с внутренними зубьями
dfi = m·zi - 2·m·(hа*+c*) – для колес с наружными зубьями
где с* - коэффициент радиального зазора, зависит от модуля:
c*
=
Ширина венца зубчатого колеса:
b2 = Ψba· awi ;
b1 = b3 = b2+(2;3мм)
di=m*Zi;
d1=0.8*20=16мм;
d2=0.8*47=37.6мм;
d3=0.8*114=91.2мм ;
dai=m*(Zi+2*ha’);
da1=0.8*(20+2*1)=17.6мм;
da2=0.8*(47+2*1)=39.2мм;
da3=( Z3-2*ha’+15.2/z3)*m=(114-2*1+15.2/114)*0.8=89.7мм;
dfi=m*Zi -2*m*(ha’+c’);
df1=16-1.6*1.35=13.84мм;
df2=37.6-1.6*1.35=35.44мм;
df3=m*Z3+2*m(ha’+c’)=93.36мм;
Далее рассчитаем ширину колес:
b2=
b2=4мм;
b1 =b3= b2+3мм=7мм;
Рассмотрим 2 ступень:
Рассчитаем модуль:
теперь подберем в соответствии с Гостом
стандартный модуль, взяв его значение
в большую сторону от расчетного значения:
m=1.5
Уточним межосевое расстояние:
Рассчитаем диаметры делительных окружностей, окружностей впадин и вершин:
di=m*Zi;
d1=1.5*20=30 мм;
d2=1.5*47=70.5мм;
d3=1.5*114=171мм ;
dai=m*(Zi+2*ha’);
da1=1.5*(20+2*1)=33мм;
da2=1.5*(47+2*1)=73.5мм;
da3=( Z3-2*ha’+15.2/z3)*m=(114-2*1+15.2/114)*1.5=168.2мм;
dfi=m*Zi -2*m*(ha’+c’);
df1=30-3*1.25=26.25мм;
df2=70.5-3*1.25=66.75мм;
df3=m*Z3+2*m(ha’+c’)=174.75мм;
Далее рассчитаем ширину колес:
b2=
b2=8мм;
b1 =b3= b2+3мм=11мм;
Рассмотрим 3 ступень:
Рассчитаем модуль:
теперь подберем в соответствии с Гостом
стандартный модуль, взяв его значение
в большую сторону от расчетного значения:
m=2.25,
Уточним межосевое расстояние:
Рассчитаем диаметры делительных окружностей, окружностей впадин и вершин:
di=m*Zi;
d1=2.25*20=45 мм;
d2=2.25*47=105.75мм;
d3=2.25*114=256.5мм ;
dai=m*(Zi+2*ha’);
da1=2.25*(20+2*1)=49.5мм;
da2=2.25*(47+2*1)=110.25мм;
da3=( Z3-2*ha’+15.2/z3)*m=(114-2*1+15.2/114)*2.25=252.3мм;
dfi=m*Zi -2*m*(ha’+c’);
df1=45-2*2.25*1.25=39.375мм;
df2=105.75-2*2.25*1.25=100.125мм;
df3=m*Z3+2*m(ha’+c’)=262.125мм;
Далее рассчитаем ширину колес:
b2=
b2=19мм;
b1 =b3= b2+3мм=22мм;
Определим диаметры валиков на всех ступенях, воспользуемся формулой:
Т – Вращающий момент на валу, [Н·мм]
– допустимое напряжение кручения,
берется из диапазона (20…25) МПа,
для стали 45.
Принимаем
=
25 МПа = 25 Н/мм2
С
учетом того что
=16мм
из характеристики двигателя(на схеме
dI),
имеем dдв=16мм;
В целях упрощения конструкции выполняем
колеса 1-ой и 2-ой ступеней одинаковых
размеров, взятых из 2-ой ступени.
d1=d2=20мм; d3=35мм.