Размещено на http://www.allbest.ru/

5

ВВЕДЕНИЕ

Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

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.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

привод передача муфта редуктор

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Выбор электродвигателя.

КПД привода, равный произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему равен /6/:

= _{муф цил цеп} = 0,940,980,98 = 0,902,

где КПД цилиндрических передач _цил = 0, 98;

КПД цепной передачи, _цеп = 0,94;

КПД муфты _муф =0,98. /6/ /табл 1.1, c. 7 /

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_в / =2,9/0,902=3,2 кВт.

Определяем входную частоту вращения привода (частоту вращения электродвигателя)

,

где - передаточное число цепной передачи, которое находится в диапазоне от 2 до 4;

- передаточное число цилиндрического одноступенчатого редуктора, для данного курсового проекта которое выбираем из стандартного ряда передаточных чисел, используя библиотеку редукторов в ПК «Компас»

об/мин.

Принимаем для цепной передачи =3, =5.

Тогда

об/мин.

Выбираем электродвигатель АИР112МВ6 c синхронной частотой 1000 об/мин и номинальной частотой 950 об/мин, и мощностью 4 кВт, так как следует применять электродвигатель с ближайшим большим значением мощности [3, с. 24].

Общее передаточное число привода определяется по зависимости

,

где - частота вращения на выходе, - номинальная частота вращения двигателя.

Пересчитаем передаточное число для цепной передачи

U_цеп = .

Частоты вращения для валов привода

;

;

;

.

Угловые скорости на валах привода

;

;

;

;

Мощности на валах

Вращающий момент на валу двигателя (ведущем валу)

;

Вращающий момент на валах:

Сведем для удобства результаты расчета в таблицу 1.

Таблица 1 - Результаты кинематического расчета

Вал	Р, кВт	n, об/мин	,	Т,
1	3,2	950	99,4	32,2
2	3,14	950	99,4	31,5
3	3,07	190	19,9	154,2
4	2,9	65	6,8	426

По номинальному крутящему моменту выбираем стандартный редуктор ЦУ-100 с номинальным крутящим моментом на выходном валу 315 Н*м и передаточным числом 5.

2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Решение. 1. Принимаем число зубьев малой звездочки .

Вычисляем число зубьев большой звездочки

, условие соблюдается.

2. Выбираем МПа,

3. Согласно условиям работы принимаем

; , ; ; ; .

Рекомендации:

коэффициент динамичности нагрузки, , при спокойной нагрузке; при толчках.

коэффициент межосевого расстояния, при ; при а < 25p; при .

коэффициент способа смазки, при непрерывной смазке; при капельной смазке;

коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту, при < 60; при > 60.

коэффициент режима работы, при односменной работе;

при двухсменной; при трехсменной;

коэффициент способа регулирования натяжения цепи; при регулировании отжимными опорами; при регулировании нажимными роликами или отжимании звездочками; для нерегулируемой передачи.

Вычисляем коэффициент эксплуатации

.

3. Шаг цепи

мм.

Принимаем цепь ПР-25,4-6000 с шагом мм, для которой диаметр валика мм; ширина внутреннего звена мм; вес 1 м цепи Н/м.

5. Для выбранной цепи максимальное значение угловой скорости с¹ > с¹, это условие должно выполняться.

6. Вычисляем среднюю скорость цепи

м/c.

7. Окружная сила, передаваемая цепью

Н.

8. Расчетное давление в шарнирах принятой цепи

 МПа.

< МПа, условие выполнено.

9. Межосевое расстояние находим по формуле

мм.

Длина цепи в шагах

мм.

Принимаем мм.

10. Перечитываем межосевое расстояние при мм.

11. Натяжение цепи от провисания ведомой ветви

Н,

где коэффициент провисания, 40 для наклоненных к горизонту,

для горизонтальных передач, для вертикальных передач.

12. Нагрузка на вал от натяжения цепи

Н.

где коэффициент нагрузки вала

Для проверки рассчитаем цепную передачу в ПК «Компас».

3. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТЫ

Муфты предназначены для передачи механической энергии - крутящего момента между двумя соединенными валами. В зависимости от условий эксплуатации муфты могут соединять валы постоянно, либо периодически при помощи оператора или при достижении определенных условий эксплуатации.

В работе механических систем возможны случайные или периодические колебания передаваемого момента, что отрицательно сказывается на динамике машин. Для сглаживания изменений крутящего момента муфта должна обладать упругими свойствами, позволяющими демпфировать (смягчать) случайные изменения момента.

Соединяемые валы при монтаже механизмов будут иметь погрешности установки, которые можно группировать в виде:

1 Погрешности осевого смещения валов ;

2 Погрешности радиального смещения валов ;

3 Погрешности углового перекоса валов .

Чтобы соединить валы между собой с заданными погрешностями монтажа, необходимы муфты, способные компенсировать эти неточности.

Муфта, соединяющая быстроходные валы (вал электродвигателя), в целях уменьшения пусковых моментов должна иметь малый момент инерции. Выберем для нашего привода упругую втулочно - пальцеву муфту МУВП ГОСТ 21424-93 (рисунок 4), которая получила широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов.

Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) - одна из наиболее распространенных упругих муфт. Момент передается через резиновые гофрированные втулки, взаимодействующие с поверхностями отверстий одной из полумуфт и стальными пальцами, установленными в другой полумуфте. Эти муфты допускают радиальное смещение валов 0,2-0,5 мм, осевое - 1-5 мм, угловое - до 1є. Работоспособность муфт определяется стойкостью втулок.

Муфту подбираем по расчетному крутящему моменту на выходном валу редуктора, либо из библиотеки ПК «Компас» по диаметру этого же вала.

Рисунок 1 - Муфта упругая втулочно-пальцевая

Приближённый расчёт нагрузок, действующий на муфту в приводе

Т_К=КТ_Н=1,2*32,2=38,64 Нм

где Т_Н=32,2 Нм - номинальный длительно действующий момент;

К=1,2 - коэффициент режима работы.

Исходя из этого, ставим между двигателем и редуктором упругую втулочно-пальцевую муфту с наружным диаметром D=120мм и допустимым моментом Т=125 Нм, и диаметром под входной вал редуктора равный 25 мм .

3.1 Расчёт на смятие упругого элемента

Расчёт проводится в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

Исходные данные

Вращающий момент Т_К=38,64 Нм

Диаметр пальца d_П=0,014м

Длина упругого элемента l_ВТ=0,027м

Диаметр расположения пальцев D₀=0,084м

Число пальцев z=4

Допускаемое напряжение 2 МПа

3.2 Расчёт пальцев муфты на изгиб

Пальцы муфты изготовлены из стали 45.

Исходные данные

Зазор между полумуфтами С=0,005м

Предел текучести материала []_Т=540МПа

Допускаемые напряжения изгиба []_И=(0,4…0,5)[]_Т=0,4*540=216МПа



Предельные смещения валов, исходя из табличных значений, приняты:

радиальные =0,1мм

угловые =1⁰30'

осевые =±0,8мм

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ ПРИВОДА

Для изготовления рамы выбираем швеллер 8П ГОСТ8240-97, тип рамы сварной, применяемой для мелкосерийного производства. Швеллера, как правило, располагают полками наружу.

Для создания базовых поверхностей под редуктор на раме размещены платики в виде узких полос. Ширина и длина платиков больше ширины и длины опорных поверхностей электродвигателя и редуктора.

Основные размеры рамы:

длина

L₁=500 мм

ширина

B₁170мм

Эти размеры соответствуют расстоянию между опорами электродвигателя и редуктора, увеличенному на 10мм.

высота

H₁=0,1L₁=0,1*500=50 мм.

Принимаем для устойчивости и для удобства крепления 80мм.

5. РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ РЕДУКТОРА К РАМЕ

Исходные данные для расчета болтов крепления к раме

Вращающий момент на входном валу редуктора , Нм	Вращающий момент на выходном валу редуктора , Нм	Количество болтов, крепящих корпус редуктора к раме, z	Коэфф-т внешней нагрузки,	Коэффициент безопасности, S
31,5	154,2	4	0,25	5

Размеры опорной поверхности основания редуктора

, мм	,мм	,мм	,мм	a, мм	b, мм
48	112	66	160	40	40

Рисунок 2 - Нагрузки, действующие на болты крепления редуктора к раме

На входном валу стоит МУВП. Нагрузка, действующая на входной вал от муфты определяется по формуле

Н.

Внешняя нагрузка, действующая на наиболее нагруженный болт, H:



Принимаем (коэффициент внешней нагрузки) и х=3. Усилие затяжки болта, H:

Площадь опорной поверхности редуктора (стыка),

Момент инерции площади опорной поверхности стыка относительно оси y:

Момент инерции площади опорной поверхности стыка относительно оси х, :

Проверяем условия не раскрытия стыка, МПа:

Условие не раскрытия стыка удовлетворяется:

Расчетное усилие, действующее на болт, H:

где K - коэффициент, учитывающий трение между торцами гайки и поверхностью крепления.

Примем =180 МПа.

Допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность, МПа:

Внутренний диаметр резьбы болта, м:

.

Рассчитываем диаметр болта с учетом шага и принимаем из стандартного ряда значений, мм:

Округляем полученное значения в большую сторону, то есть d=12 мм.

В выбранном редукторе стоят болты с d=16 мм.

6. РАСЧЕТ ШПОНОК

Условие прочности на смятие шпонки определяется по зависимости

где - напряжение смятия; - диаметр вала под шпонкой; - высота шпонки; - глубина шпоночного паза; - рабочая длина шпонки; - допускаемое напряжение смятия, =120Мпа.

1 шпонка (на входном валу редуктора)

мм; мм; мм; мм; мм; мм.

МПа

2 шпонка (на выходном валу редуктора)

мм; мм; мм; мм; мм; мм.

3 шпонка (на валу электродвигателя)

мм; мм; мм; мм; мм; мм.

Условие выполняется, следовательно шпонки установлены правильно.

Библиографический список

1. Комаров С.Б. Расчет и проектирование привода с клиноременной передачей и одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором/ С.Б. Комаров. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ. 2006. 76 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский [и др.] М. : Машиностроение, 1988. 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Основы проектирования машин / Д.В. Чернилевский. М.: УМ и «Учебная литература», 1998. 472 с.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е. Шейнблит. Калининград: Янтарный сказ, 2004. 455 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. М. : Высшая школа, 2003. 408 с.

6. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. М. : Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.

7. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский [и др.] М. : Машиностроение, 1984. 560 с.

Размещено на Allbest.ru