Автоматический потенциометр с кулачковым механизмом

Автоматический потенциометр с кулачковым механизмом

40

Курсовая работа

на тему: “Автоматический потенциометр с кулачковым механизмом”

Содержание

Введение

Исходные данные

1. Расчет кулачкового механизма

1.1 Нахождение закона движения толкателя

1.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

1.3 Построение теоретического профиля кулачка

1.4 Выбор радиуса ролика. Построение практического профиля кулачка

1.5 Расчет толщины кулачка

2. Проектирование механического привода

2.1 Расчет планетарной ступени редуктора

2.1.1 Определение передаточного отношения привода

2.2 Определение КПД привода и подбор электродвигателя

2.3 Расчет зубчатой передачи с неподвижными осями колес

2.3.1 Выбор материала. Проверка зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

2.3.2 Определение основных размеров передачи

2.3.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

3. Расчет вала привода (ведомого) на прочность

3.1 Проектный расчет валика

3.2 Определение реакций опор и построение изгибающих моментов

3.3 Проверка вала на установленную прочность

3.4 Проверка вала на статическую прочность

4. Подбор подшипников качения

5. Расчет штифтовых соединений

6. Конструирование элементов привода

Заключение

Список литературы

Введение

Для решения некоторых задач таких как повышение производительности труда, качества машин и приборов большая роль отводится средствам ВТ, автоматизации и механизации производственных процессов.

В соответствии с программой курса «Прикладная механика» объектом курсового проекта являются механизмы вычислительных машин и их периферийных устройств, радиоэлектронная аппаратура и системы автоматики.

Одним из наиболее применяемых в этих устройствах механизмов является механический потенциометр. Основным преимуществом кулачкового механизма, входящего в состав механического потенциометра, является возможность получения любого заданного закона движения выходного звена. Выходное звено, как правило, совершает возвратные движения. Прямолинейно движущееся выходное звено КМ - называется толкателем. Для согласования скорости движения выходного звена и электродвигателя применяют передаточные механизмы в виде одно и многоступенчатых зубчатых передач, которые могут быть выполнены как передачи с неподвижными осями, так и в виде планетарных, а также их комбинаций.

Исходные данные

Частота вращения двигателя, nдв, об/мин	1310
Частота вращения Кулачка, nк, об/мин	20
Углы к графику аналога скоростей, град.	ОА=DE	60
	AB	45
	BC	90
	СD	60
Ход толкателя, h, мм	30
Дизаксиал, е, мм	-5
Допускаемый угол давления, вadm, град.	30
Направление вращения кулачка	Против час. стр.
Момент на валу кулачка, Т, Нм	14
Передаточное отношение планетарной ступени, Uпл	23
Усилие пружины,Рmax, Н	16
Долговечность подшипников, Ln•103 ч.	19
Расстояние между подшипниками, l, мм	84

1. Расчет кулачкового механизма

Кулачковым называется механизм, в состав которого входит кулачек. Кулачком называется звено, выполненное в виде поверхности переменной кривизны. Выходное звено кулачковых механизмов, как правило, движется возвратно. Прямолинейно движущееся выходное звено кулачкового механизма называется толкателем, а качающееся - коромыслом. Для уменьшения трения о поверхность кулачка и увеличение срока службы выходное звено часто снабжается роликом.

Основным преимуществом кулачковых механизмов является возможность получения любого заданного закона движения выходного звена.

1.1 Нахождение закона движения толкателя

Переход от одной формы закона движения выходного звена к другой осуществляется интегрированием или дифференцированием заданной формы закона движения.

Для нахождения закона движения толкателя применим метод графического интегрирования (рис.1). Заданный закон движения толкателя в форме изменения функции угла поворота кулачка

и ход толкателя h, мм. Закон движения толкателя можно получить, проинтегрировав заданный закон.

Порядок графического интегрирования.

1). Строим график заданного закона

.

Для этого в произвольном масштабе на оси ц откладываем отрезок ¦OF¦, соответствующий углу полного цикла, равному 2р радиан, что равно одному обороту кулачка. При этом максимальные ординаты графика (ААЗ и DDЗ) должны быть таковы, чтобы площади, ограниченные графиком и осью ц и расположенные выше и ниже оси ц, были одинаковыми.

, где

ААЗ=5, АВ=45, CD=60 (АВ, CD - заданы)

Откуда DDЗ =44 (град)

2). Отрезок ¦OF¦ делим на 24 равные части. Получим 24 интервала. Из середины каждого интервала проводим ординаты до пересечения с графиком, и полученные точки сносим на ось ординат.

3). На продолжении оси ц влево от начала координат на расстоянии Н=40мм

выбираем полюс интегрирования П, который соединяем лучами с получен- ными точками на оси . Лучи нумеруем соответственно интервалам (Р1, Р2... - соответствуют интервалам 0-1, 1-2, ...).

4). Выбираем систему координат с осями S и ц, параллельно осям и ц соответственно. По оси ц откладываем такой же отрезок ¦OF¦ и тоже делим его на 24 части. Также нумеруем точки деления. Из этих точек деления восстанавливаем перпендикуляры к оси ц. Затем на строящемся графике перемещения через начало координат проводим прямую, параллельную лучу Р1 на графике

,

которая при пересечении с перпендикуляром к оси ц, проведенным в точке 1, дает точку S1. Далее через точку S1 проводим прямую, параллельную Р2, и на ее пересечении с перпендикуляром в точке 2 получим точку S2. Соединим полученные точки S1, S2,…,Sn плавной кривой, получим график S=S(f).

Масштабы графиков по координатным осям определяем по формулам:

где h=28 мм - ход толкателя; Н - полюсное расстояние графика аналога скорости.

Истинные значения хода толкателя и аналога скорости получают умножением соответствующих ординат графиков на их масштабы (табл.1)

Таблица 1

	, мм чер	мм	в мs	S, мм чер	S, мм
1	12	7,644	11,46	2	1,334
2	25	15,925	23,88	7	4,669
3	37	23,569	35,336	15	10,005
4	5	31,85	47,75	26	17,342
5	32	20,384	30,56	36	24,012
6	16	10,192	15,28	42	28,014
7	0	0	0	45	30,015
8	0	0	0	45	30,015
9	0	0	0	45	30,015
10	0	0	0	45	30,015
11	0	0	0	45	30,015
12	0	0	0	45	30,015
13	0	0	0	45	30,015
14	11	7,007	10,51	43	28,681
15	22	14,014	21,01	39	26,013
16	34	21,658	32,47	32	21,344
17	44	28,028	42,02	23	15,341
18	34	21,658	32,47	13	8,672
19	22	14,014	21,01	6	4,002
20	11	7,007	10,51	2	1,334
21	0	0	0	0	0
2	0	0	0	0	0
23	0	0	0	0	0
24	0	0	0	0	0

1.2 Определение основных размеров кулачкового механизма

Для кулачковых механизмов с поступательно движущимся толкателем основными размерами звеньев, определяющими величину угла давления и размеры механизма, являются:

а) минимальный радиус rmin кулачка;

б) смещение (дизаксиал) е - кратчайшее расстояние от оси вращения

кулачка до оси толкателя.

Минимальный радиус rmin кулачка определяется из условия ограничения угла давления. Для любого положения механизма текущий угол давления не должен превышать максимально допустимое значение вadm. Основные размеры кулачкового механизма можно определить графически, решая условие незаклинивание механизма:

Так как дизаксиал е и допускаемое значение вadm заданны, то можно найти rmin (рис.2). мм - минимальный радиус кулачка.

1.3 Построение теоретического профиля кулачка

Построение профиля кулачка проводится методом обращенного движения: всему механизму сообщается вращение вокруг оси кулачка с угловой скоростью - щ, равной и обратнонаправленной угловой скорости щ кулачка.

Тогда по отношению к неподвижной системе координат кулачек остановится, а толкатель будет совершать плоскопараллельное движение.

Из произвольной точке проводим окружности радиусами rmin и е в принятом масштабе М 2:1. Окружность радиусом е разбиваем на n=24 частей в направлении против хода часовой стрелки, так как дизаксиал отрицательный. Из полученных точек проводим полукасательные по вращению кулачка. Эти полукасательные есть положение оси толкателя в обращенном движении. В принятом масштабе М отложим от точек пересечения полукасательных с окружностью радиусом rmin во внешнюю сторону отрезки Si, соответствующие перемещению толкателя для данного положения кулачка по таблице 1. Соединив полученные точки, получим теоретический профиль кулачка.

1.4 Выбор радиуса ролика

Построение практического профиля кулачка.

Радиус ролика rр выбирается из условий наименьших контактных напряжений и обеспечения реальных размеров кулачка:

rр?0,7сmin; rр?0,4rmin, где сmin - минимальный радиус кривизны теоретического профиля кулачка.

сmin=42 мм, следовательно, должно быть rр?29,4 мм и rр?18,68 мм.

Из таблицы 4 [1] выбираем в качестве ролика радиальный шарикоподшипник сверхлегкой серии с радиусом

rр=D/2

и радиусом оси

r=d/2

1000904, D=37 мм, d=20 мм, rp=18,5 мм, r=9,25 мм.

Практический профиль кулачка получается, если теоретический уменьшить на величину радиуса ролика rр. Для этого из точек на теоретическом профиле проводят окружности радиусом rр и по внутренней огибающей этих окружностей проводят линию, которая является практическим профилем кулачка.

1.5 Расчет толщины кулачка

Для нормальной работы кулачкового механизма необходимо выполнения условия контактной прочности:

, где

F - сила взаимодействия толкателя и кулачка [Н];

b - толщина кулачка [мм];

- приведенный модуль упругости;

 - приведенный радиус кривизны;

уНadm - допускаемое контактное напряжение [МПа].

Для сталей марок 45, 20Х, из которых обычно изготавливают кулачки и ролики Ек=Ер=2,1•105 МПа. Для них уНadm=400...600 МПа.

Епр=2,1•105 МПа, спр=12,84 мм, F=Pmax=19 H

Но толщина кулачка не должна быть меньше 4 мм, поэтому выбираем b=4 мм, что удовлетворяет перечисленным условиям.

2. Проектирование механического привода

Механическим приводом называется совокупность электродвигателя и передаточных механизмов, которые могут состоять из различного вида зубчатых передач и ременных передач. Передаточные механизмы, служащие для понижения угловых скоростей валов и, одновременно, увеличения крутящих моментов на них, выполненные в виде отдельных агрегатов, называются редукторами. В качестве передаточных механизмов применяются открытые передачи. В отдельных случаях они заключаются в легкий корпус из листовой стали, алюминия или пластмассы.

2.1 Расчет планетарной ступени редуктора

Отличительной особенностью планетарной передачи является наличие в них сателлитных зубчатых колес, которые вращаются и относительно собственных осей, связанных с водилом, и относительно осей центральных колес. Планетарные зубчатые передачи позволяют осуществить большие передаточные отношения при малом количестве колес. Недостатком является низкий КПД при больших передаточных отношениях. Передаточное отношение планетарной ступени Uпл.=U1h=23. Чтобы получить такое передаточное отношение используется планетарная передача, выполненная по схеме:

Н - водило;

2-2З - сателлитные зубчатые колеса;

1 - подвижное центральное колесо;

3 - неподвижное центральное колесо.

Определяется число зубьев колес, чтобы обеспечивать заданное передаточное отношение с допустимой точностью, условие отсутствия заклинивания колес, условие соосности, условие соседства сателлитов и условие сборки передачи.

Передаточное отношение (*)

,

где Z1, Z2, Z2З ,Z3 - числа зубьев колес. Подбор числа зубьев ведется только по двум условием - кине-

матическому (формула *) и соосности, а подбор числа сателлитов и проверка - по трем остальным условиям. Для

Uпл=23:

Заменив числа зубьев колес пропорциональными им числами, получим

,

тогда a=1, b=5, c=5, d=22. Числа зубьев колес определяются по формулам: г - любое положительное число, обеспечивающее условие отсутствия заклинивания:

для внутреннего зацепления , , , для внешнего . Эти условия выполняются при г=1.

Тогда , , ,

Из условия соседства сателлитов найдем возможное число блоков сателлитов из условия:

,

так как , получим

значит

Из условия сборки определяем возможное число блоков сателлитов

,

где С0 - любое целое число. Тогда

,

Выбираем число сателлитов , удовлетворяющее обоим условиям.

2.1.1 Определение передаточного отношения привода

Страницы: 1, 2