Привод механизма арретирования с шаговым электродвигателем

Благодаря технологичности наибольшее распространение получили цилиндрические червяки с линейчатой винтовой поверхностью. Рисунок 7. Профиль витков червяка в поперечном сечении. В зависимости от профиля витков в плоскости А-А, перпендикулярной к оси червяка, цилиндрические линейчатые червяки подразделяют на: — эвольвентные, — архимедовы,-конволюшные. 2.

12.Расчет червяка.

Из кинематического расчета следует передаточное отношение между червячным колесом и самим червяком. Выберем m=0,5, q=20, .Делительный диаметр колеса:(мм).Делительный угол подъема винтовой линии витка определяется следующим соотношением:

Следовательно, =60.Число заходов равно 2. Расчетный шаг равен. Высоту делительной головки червяка определим по формуле, Высота делительной ножки червяка определяется, где с*=0,25.мм.Определим диаметр витков червяка по формуле, Определим диаметр впадин червяка,.Находим делительное межосевое расстояние:;Определим ход витка червяка по следующей формуле:

2.13. Расчет червячного колеса.

Пусть m=0.5, q=20, z=60. Рассчитаем делительный диаметр червячного колеса с помощью следующей формулы. Расчетный шаг колеса: Высота делительной головки зуба колеса равна:.h=0.5 мм. Высота делительной ножки зуба, Диаметр вершин зубьев:;Соответственно диаметр впадин колеса будет равен:.Ширина венца червячного колеса равна, выберем вч=10 мм. Наибольший диаметр червячного колеса равен:

Делительное межосевое расстояние:.

2.14. Силовой расчет червячной передачи.

Рисунок 8. Схема зацепления. Для изготовления червяка используется сталь 45. А для изготовления червячного колеса бронза БРОФ 10−1.На рисунке:

Р12,Р21-окружные силы. Q12,Q21 — радиальные силы. Т12,Т21 — осевые силы.Коэффициент. Окружная сила Р12 равна осевой силе на червяке Т21.;Рассмотрим действие радиальных сил: Q12,Q21равны и направлены в противоположные стороны. Q12=Q21.Осевая сила на колесе Т12 равна окружной силе на червяке Р21, но противоположно направлена:

Т12=.Нормальная сила:

Расчет на прочность:(Н).Определим расчетную удельную нагрузку по следующей формуле:

Где — коэффициент концентрации нагрузки. — коэффициент динамичности нагрузки. Примем =1, =1,1.Тогда:=1,1 (Н)Расчет зубьев на контактную прочность:;Е=,=160МПа.;Условие прочности выполняется. Рассчитаем зубья на изгиб, Где g — коэффициент формы зуба. G=0,475, =62МПа (для БРОФ 10−1).Условие прочности выполняется. Определим КПД червячной передачи с помощью формулы:

2.15. Расчет контактной пары.

В качестве материала выберем бронзу БРОФ 6,5−0,15. С допустимым значением напряжения изгиба Из конструктивных соображений выберем-длина контактной пары, 60 мм.- ширина пружины, в= 8ммдеформация (прогиб), f =2 мм. Замыкание контактных пар происходит за счет вращения кулачка. Угол , — скорость вращения кулачка.=1,38(мм)Рассчитаем допускаемую нагрузку, с помощью следующей формулы.

2.16. Расчет наиболее нагруженного вала и выбор подшипников.

Рисунок 9. Схема нагружения вала. Наиболее нагруженным является вал с кулачком и червячным колесом. l2=22, l3=40. На вал действуют силы: Rnx, Rny-составляющие нормальной реакции кулачка. RAX, RAY, RBX, RBY-составляющие реакции опор. Мк — крутящий момент на валу. Мк=106,4.Расчет на кручение и изгиб:

а)в плоскостиYOZ вал деформируется силами Rny, RAY, RBY;Определим Rny, Rnxиз расчета кулака:

Далее определим реакцию: Аналогично определяем реакцию RAY: б) в плоскости OXZвал деформируется силами: Rnx, RBXв) суммарные реакции.

Наибольший изгибающий момент в опоре В: В плоскости yoz: MBY=В плоскостиxoz: MBX=Суммарный изгибающий момент:

Определим наибольший приведенный момент:

Диаметр вала определим по формуле: где =0,1=69МПа.Выберем диаметр равным 5 мм.

2.17. Выбор подшипника.

При выборе подшипника используем данные:

диаметр вала 5 мм;

— частота вращения кольца шарикоподшипника 1 об/мин;

— время работы: 5000 часов;

— расчетный коэффициент работоспособности С. Для радиально-упорного подшипника коэффициент работоспособности равен:

Где:А1- осевая нагрузка на подшипник.

т — коэффициент приведенной осевой нагрузки.=1, =1,1.Выберем шариковый радиально-упорный подшипник по ГОСТ 831–75 № 36 202.

Заключение

.

В результате выполнения курсового проекта разработана конструкция механизма арретирования с шаговым электродвигателем. Проведен кинематический расчет механизма, рассчитаны параметры деталей храпового механизма, деталей зубчатых передач, кулачкового механизма и валов. Проведено обоснование выбора шарикоподшипников вторичного вала. Список используемой литературы1.Первицкий.

Ю.Д. Расчет и конструирование точных механизмов. — Л.: «Машиностроение», 1976. 456 с.

2.Вопилкин Е. А. Расчет и конструирование механизмов, приборов и систем. — М.: Высшая Школа, 1980. -523 с.

3.Левятов Д. С. Расчет и конструирование деталей машин. — М.: Высшая Школа, 1979.-303 с.

4.Тищенко О. Ф. и др. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. В 2х частях.

Под ред. Тищенко О.Ф.Ч.1 — М.: Высшая Школа. 1978. — 327 с.

и Ч2 -М.: Высшая Школа. 1978.-232 с.

5. Заплетохин В. А. Конструирование деталей механических устройств. — Л.: «Машиностроение».

1990. -672 с.