Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана»

Калужский филиал Факультет ЭИУК Кафедра ЭИУ1-КФ

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовой работе

по курсу «Основы конструирования приборов»

на тему: «Программный механизм»

Студент Лацин А.М.

РПД-61

Руководитель Зайцев А.К.

Калуга 2012

• СОДЕРЖАНИЕ
• 1. Техническое задание
• 2. Введение
• 3. Описание установки
• 4. Расчет разрывных контактов
• 5. Расчет контактонесущей системы
• 6. Кинематический расчет
• 7. Расчет зубчатых колес редуктора
• 8.Определение момента на кулачковом валу
• 9. Расчет возвратной пружины
• 10.Расчет фрикционной муфты
• 11.Расчет крутящего момента двигателя
• 12. Расчет валов
• 13. Расчет кинематической погрешности редуктора
• 14. Расчет электромагнита
• 15.Расчет цилиндрических подшипников скольжения
• 16.Выбор штифтов и шпонок
• 17.Расчет пружины сжатия
• 18.Расчет углового сектора кулачка
• 19. Расчет малой фрикционной муфты
• 20. Обоснование выбора материалов
• 21. Заключение
• 22. Литература

1. Техническое задание

Предельный угол поворота кулачкового вала — 245°, время поворота кулачкового вала на 245° - 8 сек., количество контактных пар — 4, допускаемая погрешность выдачи команд — 2%, параметры коммутируемых напряжений и токов — 380 В и 3 А, интервал рабочих температур 0…+30°С, источник питания электродвигателя — переменный ток напряжением 220 В и частотой f=50 Гц. Габариты механизма — 160×140×150. Тип производства — мелкосерийное.

2. Введение

Широкое внедрение радиоэлектронной аппаратуры во все отрасли народного хозяйства — радиосвязи, радиовещания, телевидения, радионавигации, радиоастрономии и т. д. — ведет к повышению требований к этой аппаратуре. При этом в каждой из областей применяют свой комплекс РЭА, отличающийся принципиальной схемой и своим решением, характером связей между отдельными блоками, узлами и деталями, условиями работы и эксплуатации.

Современные РЭА представляет собой комплекс взаимосвязанных электронных радиотехнических, электромеханических и механических устройств, в которые могут входить так же устройства управления, индикации и контроля.

Механизмы и механические узлы, которым свойственны механические связи, являются составной частью большинства РЭА. Они входят в состав механизмов настройки и отсчета бытовой и измерительной аппаратуры дистанционных передач и синхронно следящих систем, а так же приводов антенных блоков самолетных и корабельных радиолокационных станций, антенн и систем слежения за искусственными спутниками земли и другими космическими аппаратами.

Применение в РЭА дистанционного управления различными механизмами позволяет осуществить эту функцию на расстоянии, размещать аппаратуру на объекте в любом месте, централизовать управление несколькими видами аппаратуры с одного места.

Механизм программный относится к устройствам дистанционного управления. Достоинством механизма является его высокая надежность, простота конструкции и эксплуатации. По сравнению с электронными узлами и блоками необходимо меньшее число регулировок и не требуется контроль параметров, которые более стабильны во времени. Однако он имеет большую массу; в узлах механизма возникает трение и износ, понижающие с течением времени точность изделия и способные вызвать отказ. Рациональное сочетание в РЭА электронных и механических устройств позволяет создать систему, в которой будут устранены данные недостатки.

3. Описание установки

Механизм программный (см. МП 025.000.000 K3) приводится в движение электродвигателем переменного тока-1. От выходного вала электродвигателя 1 движение передается на редуктор: зубчатым колесам 2 и 3. Далее движение передается на вал 4. На валу 4 находится муфта сцепления 5, к одной из полумуфт которой прикреплен якорь электромагнита 6. При замкнутом состоянии муфты электромагнит отключен, и вращение передается на кулачковый вал 7 через жестко закрепленное колесо 8, находящееся в зацеплении с колесом 9. На кулачковом валу 7 жестко закреплены рабочие кулачки 10. Вследствие поворота кулачков происходит отработка заданной программы — последовательное замыкание размыкание электрических контактов 11. Вращение кулачкового вала через колеса 12 и 13 передается на дополнительный кулачковый вал 14, но вал при этом не вращается, так как он застопорен упором 15, а колесо 13 прокручивается на валу 14, преодолевая силы трения фрикционной муфты 16. При вращении кулачкового вала в прямом направлении происходит закручивание спиральной возвратной пружины 17. При повороте кулачкового вала на предельный угол 245 градусов срабатывает микровыключатель 18, который отключает питание электродвигателя 1 и включает питание электромагнита 19. Якорь электромагнита 6 выводит полумуфту сцепной кулачковой муфты 5 из зацепления и кулачковый вал свободно поворачивается в исходное положение под действием спиральной пружины возврата 17. При этом обратное вращение кулачкового вала передается на вспомогательный вал 14 с помощью фрикционной муфты 16. Поворачиваясь, вал 14 специальными пальцами 20 поднимает все верхние контакты во избежание выдачи ложных сигналов при возвратном движении. Через зацепление пары зубчатых колес 12 и 21 обратное вращение передается на центробежный тормоз 22, предназначенный для увеличения плавности вращения кулачкового вала 7 под действием пружины 17. При возвращении кулачкового вала 7 в исходное состояние срабатывает микровыключатель 23 и отключают питание электромагнита 19. Сцепная кулачковая муфта 5 при помощи пружины входит в зацепление, и механизм переходит в режим ожидания. При этом верхние контакты 11 остаются приподнятыми. При подаче очередного управляющего сигнала, когда вновь включается электродвигатель 1, и начинается вращение кулачкового вала 7, дополнительный вал 14 сразу же поворачивается и опускает верхние контакты 11 до подхода первого кулачка к нижнему контакту. Поэтому работа механизма не нарушается и продолжается в описанном выше порядке.

Источник питания двигателя — переменный ток напряжением U=220 В, частотой f=50 Гц.

Конструкция механизма позволяет обеспечить свободную настройку кулачков на разные программы.

4. Расчет разрывных контактов

Параметры коммутируемых токов: U=380 В, I=2А. Интервал рабочих температур 0° - +30° С. Контакты работают в пылезащищенном корпусе при нормальном атмосферном давлении.

Учитывая, что контакты относятся к средненагруженным и при разрыве цепи возникает электрическая дуга, поэтому в качестве материала контактов для уменьшения возможности сваривания выбираем Вольфрам Вч ГОСТ 3884–67

Для выбранного материала и коммутируемого тока определяем размеры контактов: d=5 mm, h=1 мм. Учитывая относительно высокую стоимость материала, контакты целесообразно выполнять в виде цилиндрических накладок, привариваемых к контактным пластинам. Поверхности принимаем сферические с одинаковым радиусом r =10 мм. Из условия самопроизвольного гашения дуги определяем минимальный зазор между контактами min:

=*380*=0,2 745 м

Принимаем 28 мм.

Проверяем по условию непробивания. Для U=380 В испытательное напряжение U=2000 В. Возьмем Uисп с трехкратным запасом U=6000 В. Для этого значения при нормальном атмосферном давлении Р по графикам зависимости U (P) находим пр=4 мм, мин>пр те выбранное значение зазора удовлетворяет условию непробивания при проверке электрических контактов.

Найдем минимальное контактное усилие:

с — коэффициент шероховатости поверхности, с=1 для чисто обработанной поверхности;

р — удельное сопротивление контактов,

НВ — твердость по Бринеллю;

Rк — контактное сопротивление; Rк =0,5Uк/I.

Uк — напряжение в контакте

b — коэффициент, зависящий от характера деформации и зоны контактирования (b=1 для материалов с оксидной пленкой);

Для Вольфрам Вч имеем следующие значения:

р=5,5*10−6 Ом*см

НВ = 325* 107 Па

Полученное значение Pмин, следует увеличить:

Pмин.констр= Рмин*Кзап*Кт*Kf, где

Кзап — коэффициент запаса (1,5 … 5);

Кт — температурный коэффициент (1);

Kf — коэффициент частоты тока (Kf =1 при f=0.2 кГц).

Максимальное усилие:

rк — радиус сферы контакта, rк =10 мм, Е=35*1010 Па — модуль упругости материала;

— контактное напряжение; где =20…25 НВ; k=3 при наличии дуги.

= Н/м2, следовательно Контактное усилие Pk необходимо выбирать из условия

Поэтому для дальнейших расчетов будем пользоваться значением:

.

5. Расчет контактонесущей системы

Необходимо подобрать размеры плоской консольной пружины, на которую действует нагрузка Р=100Н. Материал токоведущий. Учитываем большое число срабатываний (106 раз) коэффициентом долговечности ко. Выбираем кремнистую сталь 60С2А 9−2. Модуль упругости Е=2*105 МПа, предел текучести .

Допускаемое напряжение = 1400/1,75 = 800 МПа.

По конструктивным соображениям выбираем: длина пружины ;

Толщину ленты следует выбирать по сортаменту, поэтому имеем h=0,30 мм.

Ширину ленты следует выбирать по сортаменту, поэтому имеем b=4.5мм. Длинна упора a=35мм. Вычислим усилие натяга пружины упором. Для этого зададимся ходом второй пружины: по конструктивным соображениям .

.

Вторую пружину изготавливаем из того же материала, что и первую. Делаем ее немного длиннее —, несколько ужеи тоньше -. Такие изменения были сделаны для уменьшения силы упругости нижней пружины и как следствие — уменьшения результирующего момента на кулачковом валу.

6.Кинематический расчет

Частота вращения кулачкового вала об/мин, где раб=2450 — предельный угол поворота кулачкового вала Т=8 с-время поворота на предельный угол. Угловая скорость кулачка с-1.

По конструктивным соображениям выберем синхронный микродвигатель двигатель ДСМ переменного тока, напряжение питания обмотки 220 В, частота f=50 Гц. Максимальная мощность на валу двигателя 4 Вт, номинальная частота nном=60 об/мин, пусковой момент Мп=0.42 Н*м. Габаритные размеры 58×60×63.

Общая величина передаточного отношения для редуктора вычисляется по формуле:

где:

nдв — число оборотов двигателя, об/мин. Для выбранного двигателя nдв=60 об/мин;

nвых — число оборотов выходного вала, определяется по формуле

об/мин t — время поворота, = 8с

Редуктор проектируем с условием минимальной погрешности передачи. Оптимальное число ступеней. Выбираем nопт=2. Из конструктивных соображений выбираем передаточное отношение ступеней редуктора

i12 = i34=

Угловая скорость двигателя:

дв=2nдв/60=6,28 С-1

Частота вращения выходного вала:

n=5.1об/мин, =0,67.

7. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материал для зубчатых колес со средними механическими характеристиками. Для шестерни — Сталь Ст40ХН, термообработка — улучшение. Предел прочности Tв=560 Н/мм, твердость 280 НВ. Для колеса Тв=730 Н/мм2, твердость 210 НВ.

Принимаем m = 1.

Примем

Z1 = Z3 = 17, тогда

Z2 = Z4 = Z1i12 = 17*3,43 = 58,31,так как число зубьев должно быть целое число округляем число зубьев до 59.

d1 = d3 = mZ1 = 17 мм

d2 = d4 = mZ2 =59 мм

Диаметр окружности выступов:

D1 = D3 = d1+2m = 17+2 = 19 мм

D2 = D4 = d2+2m = 59+2 = 61 мм

Диаметр окружности впадин:

Di1 = Di3 = d1−2,5m = 17−2,5 = 14,5 мм

Di2 = Di4 = d2−2,5m = 52−2,5 = 56,5 мм

Шаг в мм: t = рm = 3.14*1 = 3,14 мм

Высота зуба h = 2.25m = 2.25*1 = 2,25 мм

Длина зуба b = 4m = 4 мм

Расстояние между осями :

а12 = а34 = мм

Проверяем величину модуля зацепления:

где km=1.4 для прямозубых колес;

— коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колес;

YF=4,8 для Z=17;

коэффициент равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Берется из интервала от 3 до 16 причем меньшие значения соответствуют для негабаритных колес невысокой точности=10;

гдепредел выносливости материала при симметричном цикле нагрузки;

n — запас прочности выбирается из диапазона от 1,3 до 2 возьмем n = 1.5

Для углеродистых сталей = 0,43, где — предел прочности выбранного материала. Для выбранного материала = 560 Н/мм2

= 0,43*560 = 240,8 Н/мм2

Н/мм2

Условие выполняется, значит оставляем модуль m = 1.

8.Определение момента на кулачковом валу

Плечо силы упругости плоской пружины равно L=15мм. Это плечо измерено в момент, когда сила упругости максимальна. То есть, приподняты обе пружины. Таким образом, для определения создаваемого момента необходимо найти суммарную силу упругости, создаваемую обеими пружинами.

Нижняя пружина не имеет предварительного натяга. Сила упругости нижней пружины в положении, когда ее перемещение максимально будет равна:

где

— перемещение пружины;

— модуль упругости материала пружины;

— ширина пружины;

— толщина пружины;

— длина пружины.

Верхняя пружина имеет предварительный натяг Q, поэтому:

.

Общая сила упругости будет равна:

P = P1 + P2 = 0.18 + 185.66 = 185.84Н.

Момент на кулачковом валу, создаваемый одной контактной парой будет равен:

M1 = PL = 185.84*15* = 2,78 Н*м.

Общий момент на кулачковом валу будет равен сумме моментов, создаваемый всеми контактными парами (6 контактных пар):

Мкул = М1*4=2,78*4=11.12Н*м.

Рассчитаем момент на кулачковом валу при обратном вращении вала. Для этого необходимо рассчитать момент на вспомогательном валу.

Сила при этом Р=185.84 H. L=11 для обратного. Поэтому максимальный момент от подъема одной пружины равен:

M1вспом = PL = 185.84*11*=2.04 Н*м.

Общий максимальный момент от подъема всех пружин равен:

Мвспом = М1вспом*4 = 2.04*4 = 8.16 Н*м.

На кулачковый вал момент передается через зубчатое зацепление с передаточным отношением 3,43. Поэтому на кулачковом валу будет момент:

М1кул = Мвспом*3,43 = 8.16*3,43 =27.99 Н*м

При обратном вращении кулаки поднимают нижние пружины (верхние приподняты пальцами вспомогательного вала). Сила упругости пружин и плечо были рассчитаны выше (,). Момент этой силы на кулачковом валу равен:

Суммарный обратный момент на кулачковом валу равен:

Мобр = М1обр + М1кул + Мтр =0.0108 + 27.99 + 144 = 172H*м.

(Мтр — момент от фрикционной муфты; расчеты приведены ниже)

9. Расчет возвратной пружины

Возвратная пружина представляет собой спиральную заводную пружину, помещенную в неподвижный корпус. Материал — сталь 60С2А ГОСТ 7419–74.

sв—=16__—МПа.

Е=2*105 MПa.

Радиус главного вала, число оборотов вала из задания, минимальный момент пружины .

Из соображений прочности и надежности рекомендуется выбирать соотношения, где — толщина пружины, — наружный радиус.

где

— коэффициент качества пружины,, где — для жесткого крепления пружины — для работы без смазки;

— отношение числа рабочих оборотов пружины к общему числу оборотов.. Выбираем ;

— отношение минимального и максимального моментов.

где — ширина пружины. Выбираем .

Подставляя данные в формулу получим:

.

Выбираем значение .

Внутренний диаметр корпуса пружины

Внутренний радиус пружины в спущенном состоянии, равный внешнему радиусу пружины в заведенном состоянии:

.

Число оборотов пружины при заводе:

.

Длина упругой части пружины: .

Ширина: .

Жесткость:

где — угол закручивания.

Минимальный угол закручивания .

— момент на кулачковом валу при обратном ходе (пружина раскручивается).

Суммарный момент на валу:

10.Расчет фрикционной муфты

Фрикционная муфта в данном механизме играет роль предохранительной муфты, поэтому находится в постоянном зацеплении. Полумуфты изготавливаем из стали Ст40ХН. Принимаем внешний радиус рабочей поверхности муфты Dв=16 мм, а внутренний — Dн=12мм, что соответствует рекомендуемому соотношению .

Рассчитаем силу нажатия пружины:

где

с = 1,25…1,5 — коэффициент запаса сцепления;

Мк = 27,99Н*м — рабочий крутящий момент, необходимый для подъема верхних контактных пружин вспомогательным валом;

— коэффициент трения рабочих поверхностей (сталь по стали);

.

Подставив соответствующие значения, получим:

.

Момент на вспомогательном валу, создаваемый при прокручивании незакрепленной полумуфты относительно полумуфты на шпонке равен:

.

На кулачковый вал передается момент:

Мтр = М1тр*3,43 = 41,98*3,43 = 144 Hм.

11.Расчет крутящего момента двигателя

Проверим, подходит ли двигатель ДСМ для данного механизма.

Максимальный момент на валу двигателя Mmax=180 Н· мм. Рассчитаем момент на выходном (кулачковом) валу.

M1=MmaxU1

— КПД передачи: =1· 2

1 — КПД пары цилиндрических зубчатых колес; для открытой передачи 1=0,96

2 — КПД, учитывающий потери пары подшипников, 2=0,99

М1=180*0,96*0,99*3,43= 586,77 Н· мм

Момент на кулачковом валу:

Mвых=M1U2= 586,77*0,96*0,99*3,43 = 1738,9 Н· мм

Требуемый максимальный момент на кулачковом валу: МВ=1720 Н· мм

Мвых>Мв, следовательно, данный двигатель подходит по своим параметрам для данного механизма.

12. Расчет валов

Для всех валов выбираем тот же материал, что и для зубчатых колес — Ст40Х. Выбор материала обоснован тем, что данная сталь обладает высокой стойкостью к истиранию и высокой прочностью. Эти характеристики необходимы, потому как в данном механизме используются подшипники скольжения и некоторые валы (например, вспомогательный вал) имеют большую длину по сравнению с их диаметром, к тому же некоторые сечения валов ослаблены шпоночными пазами, проточками и отверстиями под штифты. Кроме того, использование одного и того же материала для основной массы изготавливаемых деталей уменьшает общую стоимость изделия.

Диаметр кулачкового вала выбираем в соответствии с обеспечением достаточной жесткости, чтобы прогиб вала в процессе обработки на токарном станке не вызвал больших отклонений формы в продольном сечении. В связи c этим диаметр вала Dк и его длина Lк должны соответствовать пропорции: L / D? 10. По конструктивным соображениям задаем Lк =127 мм, поэтому Dк = 12,7 мм. Принимая во внимание специфику конструкции механизма и не высокие нагрузки из ряда нормальных линейных размеров выбираем Dк=8 мм.

Диаметр вспомогательного вала выбираем по конструктивным соображениям Dв=5мм.

Диаметр 1-го вала принимаем равными 6 мм, что не противоречит условию

L / D? 10.

13. Расчет кинематической погрешности редуктора

По конструктивным соображениям для колес зубчатых передач выбираем класс точности и сопряжение 8 — С ГОСТ 1643–72

Рассчитаем погрешность передач.

Общая погрешность будет определяться по формуле:

= л + у, где

л — люфтовая погрешность;

у — погрешность из-за упругого мертвого хода.

л для всего редуктора в целом будет определяться выражением

л = л12/ i12 +л34/ i34;

л12 = л34 = 2*jн*180*60/(1000*m*z*?*cos a) = 7,33 jн/ m*z1= 32/, где

jн= 74мкм для выбранного класса точности передач.

л=104/;

Для зубчатых колес, выполненных из стали:

у=180*60*64*Mк*l/p2*80 000*d4 = 0.88* Mк*l/ d4

у= у1 + у2 + у3 = 0,88*М1*117/94 + 0,88*М2*60/64 + 0,88*М3*127/104 = 0,013*М1 + 0,037*М2 + 0,011*М3 = 0,013*0,945 +0,037*3,24 + 0,011*11,12 = 2054/

М3 = Мкул = 11,12 Н*м

М2 = М3/i23 = 11,12/3,43 = 3,24 Н*м

М1 = М2/i12 = 3,24/3,43 = 0,945 Н*мм

= л + у = 3058/

Пересчитаем на проценты от общего рабочего угла:

= 3058/ /3600*100% = 0,99%

Заданная допустимая погрешность = 2% больше расчетной, условие выполняется.

14. Расчет электромагнита

Расчетные значения тяговой силы Fэр=40 Н и воздушного зазора м, т.к. Fэр=kзFэкр, где Fэкр=20 Н — некоторое критическое значение силы.

kз — коэффициэнт запаса, kз=2 Рассчитываем величину конструктивного фактора Г=(Fэр)½/р=9000 Н½/м-1

В качестве материала выбираем сталь качественную конструкционную марки 10, имеющую сравнительно высокие магнитные свойства.

По графику выбираем оптимальную величину магнитной индукции Вб в воздушном зазоре. Для соленоидальных электромагнитов Вб=1.06Т Определяем сечение сердечника в соответствии с формулой:

Sс=20Fэр/Bд2 =0,9*10−4 м2=0.9 см2

0=4*10'7 Г/м — магнитная постоянная. Поскольку сердечник имеет форму полого цилиндра, то

Sс=(dс.н.2-dс.в.2)/4

dс.н. — наружний диаметр сердечника,

dс.в. — внутренний диаметр сердечника.

Пусть dс.в. =1,5 см, тогда

dс.н.=(4Sс/+ dс.в.2)½=1,9 см.

Определим магнитодвижущую силу, принимая во внимание коэффициент, учитывающий падение магнитодвижущей силы в паразитных зазорах и магнитопроводе. Возьмем коэффициент, равный 1.5.

=1.5ВдSр/0=890А

Находим площадь сечения. Берем плотность тока j=4 А/мм2 (j=2…4), коэффициент заполнения обмоточного пространства кэ.об. =0,5.

Sоб=/jkз.об.= 4,45 см.

Sоб=lобhоб=th2об., где lоб — длина обмотки, hоб — толщина обмотки, t=lоб/hоб, выбираем =4.

Hоб=(Sоб/t)½=1,06 см, тогда соответственно Rоб=4,2 см.

15.Расчет цилиндрических подшипников скольжения

Цилиндрические подшипники отличаются простотой конструкции и технологией изготовления, высокой прочностью и износостойкостью при действии значительной радиальной, осевой и комбинированной нагрузок. Они работают при низких и средних частотах вращения, в условиях вибрации и ударов. Основной их недостаток — сравнительно высокий момент сопротивления вращению.

Цапфы, как и валы, изготавливают из стали 40Х. Для подшипников применяют материал латунь ЛМуС 58−2-1.

Размеры цилиндрических опор приборов определяют из условий прочности, износостойкости, удельного давления р на поверхность контакта цапфы и подшипников до значения [p], при котором считается выдавливание смазочного материала из зазора между элементами опор. Расчет выполняют с учетом уравнения действующей нагрузки.

При нагружении опоры радиальной силой Fr, условия прочности опоры по нормальным направлениям изгиба уи и ограничения удельного давления имеют вид :

уи =; , где

[у-1] - допускаемое напряжение учитывающее циклический характер изменения напряжения цапфы, для стали 45.

[у-1] = 50 МПа

[p] = 300 H/см3 — допускаемое значение удельного давления для пары сталь — латунь.

Размеры d и l цапфы вычисляются из совместного рассмотрения этих условий, так чтобы, коэффициент длины цапфы

л = l/d находилась в пределах 0,5 — 2, при котором распределение нагрузки по длине цапфы оказывается более равномерным.

Примем d = 4 мм, l = 7 мм и проверим условия

— выполняется

— выполняется

Примем d = 6 мм, l = 6 мм и проверим условия

— выполняется

— выполняется

Все втулки берем одинаковые для уменьшения числа специфицируемых изделий.

16.Выбор штифтов и шпонок

программный механизм редуктор вал муфта

Для неподвижного закрепления муфт на валах применяем цилиндрические штифты по ГОСТ 3129–70.

где

М — крутящий момент;

— диаметр вала;

— число поверхностей среза;

— допускаемое напряжение на срез (для стальных штифтов).

Подставив все значения, получим:

.

Выбираем штифты d = 2 мм, l = 16 мм.

Штифт, крепящий предохранительную муфту, выбираем цилиндрический с теми же параметрами, но по ГОСТ 3128–70.

Шпонки выбираем сегментные по ГОСТ 24 071–97 для передачи крутящего момента. Из таблиц ГОСТа для вала диаметром 6 мм, высотой h=2.2 мм и диаметром D= 5 мм.

17.Расчет пружины сжатия

Пружину сжатия, которая прижимает фрикционные полумуфты друг к другу, выбираем стандартную по ГОСТ 13 766–86 номер 295. Данная пружина имеет следующие параметры:

· диаметр пружины D=8,5 мм;

· диаметр проволоки d=1,2 мм;

· высота пружины в свободном состоянии H0=20мм;

· высота пружины под осевой нагрузкой Р2=32Н — H2=16мм;

· высота пружины под осевой нагрузкой Р3=42,8Н — H3=13,5 мм;

· шаг витков t=2,2 мм;

· число рабочих витков n=8,5;

· полное число витков n1=10;

Эта пружина подходит и по конструктивным соображениям и по развиваемой силе, так как сила прижатия фрикционных полумуфт лежит в пределах .

Предусмотрен специальный упор для регулировки силы прижатия фрикционных полумуфт.

Вторую пружину в механизме, осуществляющую прижатие кулачковых полумуфт выбираем такую же.

18.Расчет углового сектора кулачка.

По заданной программе известно, что t=8с.

раб=245 — общий угол поворота кулачкового вала за 8с.

Рассчитаем угол поворота за 1 секунду.

1сек=фраб/tраб

1сек=30,6

Угол поворота рабочей поверхности кулачка, за t=1с, равен 30,6.

Кулачёк № 1 трижды прижимает контакт t=1с, после 1го обрыва t=3с прижимает контакт на t=1с и после 2го обрыва t=2с прижимает контакт на t=1с.

1сек=1*30,6=30,6

Так как 2 кулачёк прижимает контактную группу втечении t=3с с интервалом в 1 с, то рабочая поверхность кулачка № 2

2сек=3*30,6=91,8

Так как 3 кулачёк прижимает контактную группу в течении t=1с с интервалом в 2 секунды, то рабочая поверхность кулачка № 3

3сек=1*30,6=30,6

Так как 4 кулачёк прижимает контактную группу в течении t=3с 1 раз то рабочая поверхность кулачка № 4

4сек=38,5

Так как 5 кулачёк прижимает контактную группу в течении t=1с и t=2c то рабочая поверхность кулачка № 5

1сек=38,5

2сек=2*38,5=77,1

В результате выполнения курсовой работы рассчитали размеры кулачков.

Так как диаметр кулачкового вала 8 мм, то внутренний диаметр так же будет равен 8 мм.

19. Расчет малой фрикционной муфты

Полумуфты изготавливают из СТ40ХН

— коэффициент запаса сцепления.

Сила поджатия пружины та же как и в расчете фрикционной муфты (п. 10).

20. Обоснование выбора материалов

Основным конструкционным материалом в данном проекте является сталь 40Х, которая имеет удовлетворяющие условиям работы механизма характеристики и имеет оптимальное соотношение цена/качество.

В качестве материала корпуса и опор выбрана сталь общего назначения Ст3сп, так как в данном механизме опоры не несут серьезной нагрузки.

В качестве материала подшипников скольжения используется латунь ЛМуС 58−2-1, вполне удовлетворяющая требованиям надежности и обладающая подходящим коэффициентом трения по стали.

В качестве смазки для движущихся частей механизма был выбран солидол синтетический, который, одновременно с низкой стоимостью, обладает удовлетворительными рабочими параметрами и температурным диапазоном работы.

Для предотвращения коррозии металлический корпус было решено покрыть эмалью, для чего была выбрана эмаль сополимервинилхлоридная ХС-534,устойчивая к воздействию внешней среды.

21. Заключение

В результате проектирования мы получили прибор, удовлетворяющий основным требованиям технического задания. Конструкция механизма обеспечивает выполнение заданной программы. После отработки программы, в момент возвращения кулачков в исходное положение, контакты фиксируются, что предотвращает ложные срабатывания. Способ посадки кулачков на вал (шлицевое зубчатое соединение с зазором и установочным винтом) позволяет производить настройку кулачков на разные программы.

Кроме того, выбранные материалы и тот факт, что производство может вестись с помощью преимущественно универсального оборудования, позволяют производить механизм программный мелкосерийно.

Спроектированный механизм имеет следующие параметры:

Выходной вал двигателя имеет n=5.1об/мин

Вал 4 имеет момент 11,12Н*м, кулачковый вал 7 имеет момент 11,12 Н*м, вспомогательный вал имеет момент 10,8Н*м.

Возвратная пружина имеет момент 2711Н*м и благодаря центробежному тормозу появляется необходимая плавность возврата кулачкового вала, время возврата 1с.

Микровыключатели имеют время срабатывания t=0.01с.

Модули зацепления зубчатых колес m=1.

Сила прижатия электромагнита Fэр=40Н

Погрешность выдачи команд 0.99%

Габариты механизма 160*140*150

Также, механизм отвечает заданным требованиям точности и температурному интервалу работы. Питание ведется от сети переменного тока с напряжением 220 В и частотой 50 Гц. Спроектированная контактная группа позволяет коммутировать заданные токи и напряжения, предотвращая появление дуги при размыкании контактов.

Исходя из вышесказанного, опираясь на техническое задание и проектные расчеты, можно заключить, что спроектированный механизм отвечает всем требованиям технического задания.

22. Литература

1. Борисов С. И., Комаров В. Ф.,"Теория механизмов и детали точных приборов"., М., «Машиностроение», 1965 г.

2. Ванторин В. Д. «Механизмы приборных и вычислительных систем», учебное пособие для приборостроительных специальностей ВУЗов, М., «Высшая школа», 1985 г.

3. Вопилкин Е. А. «Расчет и конструирование механизмов приборов и систем», учебное пособие для студентов ВУЗов, М., «Высшая школа», 1980 г.

4. «Детали и механизмы приборов», справочник под ред. Орнадского П. П., Киев, «Техника», 1978 г.

5. «Курсовое проектирование механизмов РЭС» под ред. Рощина Г. И., М., «Высшая школа», 1991 г.

6. Первицкий Ю. Д., «Расчет и конструирование точных механизмов «, Л., «Машиностроение», 1976 г.

7. «Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем» под ред. Красковского Е. Я., Дружинина Ю. А., Филатовой Е. М., М., «Высшая школа», 1991 г.

8. «Теория механизмов» под ред. Гавриленко В. А., Минут С. Б., Мусатов А. К., М., «Высшая школа», 1973 г.

9. Цукович Г. М., Чернявский С. А., «Курсовое проектирование деталей машин», М., «Машиностроение», 1970 г.

10. «Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование» (2 части) под ред. Тищенко О. Ф., М., «Высшая школа», 1978 г.