Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

кинематический привод передача муфта

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.

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.



1. Кинематический расчет

Входные параметры

Кинематический расчет привода

Подбираем значения коэффициента полезного действия с таблицы



Выбор двигателя



Выбираем двигатель АИР112М4 с частотой 1432 об/мин. Для того что бы уменьшить передаточное число привода и соответственно его массы.

Рассчитываем передаточное число привода



КПД привода равен произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему равен

= _{рем цил цил} = 0,960,970,97=0,903

где КПД цилиндрических передач _цил = 0, 97; КПД ременной передачи, _рем = 0,96;

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_в / =/0,903=5,535 кВт.

Определяем входную частоту вращения электродвигателя

,

где - передаточное число ременной передачи, которое находится в диапазоне от 2 до 3;

- передаточное число цилиндрического двухступенчатого редуктора

об/мин.

Принимаем для ременной передачи =2 и стандартное =10.

Тогда

об/мин.

Принимаем электродвигатель АИР112М4 (рисунок 1) c синхронной частотой 1500 об/мин и номинальной 1432 об/мин и мощностью 5,5 кВт.

Рисунок 1 - Электродвигатель из библиотеки «Компас 3D»

Общее передаточное число привода определяется по зависимости

,

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

Пересчитаем передаточное число для ременной передачи

u_рем = .

Частоты вращения для валов привода

;

;

;

Угловые скорости на валах привода

;

;

.

Мощности на валах

Крутящие моменты на валах

;

Сведем результаты расчета в таблицу 1.

Таблица 1 - Результаты кинематического расчета

Вал	Р, кВт	n, об/мин	,	Т,
1	5,535	1432	150	36,9
2	5,314	802,2	84,01	63,3
3	5	80,2	8,4	595

По крутящему моменту выходе редуктора выбираем из библиотеки ПК «Компас V13» редуктор 1Ц2У-125 с номинальным крутящим моментом на выходном валу 630 Н*м (рисунок 2).

Рисунок 2 - Редуктор для проектирования привода



2. Расчет ременной передачи

При мощности 5,535 кВт и при скорости v < 10 м/с выбираем ремень типа А. Этот ремень имеет мм; h = 8 мм; мм²; мм.

2. Принимаем диаметр малого мм.

3. Скорость ремня

м/с.

4. Принимаем коэффициент скольжения .

Диаметр большого шкива

мм.

Диаметр выбирают из ряда (мм): 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315.

Принимаем мм.

Ориентировочно принимаем минимальное межосевое расстояние

мм.

Рассчитаем ременную передачу в «Компас Shaft 2D»



4. Сила предварительно натяжения ремней

Н.

15. Сила давления на вал

Н.

3. Выбор муфты

На выходном валу редуктора установим зубчатую муфту (рисунок 3), которая относится к постоянным муфтам и предназначена для соединения валов с компенсацией радиальных, осевых и угловых смещений вследствие неточности изготовления и монтажа.

Компенсация отклонений от соосности валов достигается за счет подвижности жестких деталей муфты. Эта муфта уменьшает дополнительные нагрузки на валы и подшипники. Зубчатые муфты широко применяются для соединения горизонтальных тяжело нагруженных валов с диаметром от 40 до 500 мм при окружных скоростях до 25 м/с. Эти муфты надежны в работе и имеют малые габариты.

Приближённый расчёт нагрузок, действующий на муфту в приводе

Т_К=КТ_Н=1,2*595=714 Нм

где Т_Н=595 Нм - номинальный длительно действующий момент;

К=1,2 - коэффициент режима работы.

Исходя из этого, ставим на выходном валу редуктора зубчатую муфту (рисунок 2). Муфту выбираем в целях экономии времени из библиотеки ПК «Компас» по диаметру вала.

Рисунок 3 - Муфта зубчатая



Муфты предназначены для передачи механической энергии - крутящего момента между двумя соединенными валами.

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 .

Проверочный расчет зубчатых муфт после выбора типоразмера проводят из условия смятия зубьев

,

где М - передаваемый крутящий момент, d - делительный диаметр делительной окружности, b - длина зуба, К=1,2 - коэффициент режима работы при спокойной нагрузке, .

4. Конструирование рамы привода

Принимаем высоту рамы равной 100 мм.

Для изготовления рамы выбираем швеллер 10П ГОСТ8240-97, тип рамы сварной, применяемой для мелкосерийного производства. Швеллера, как правило, располагают полками наружу (рисунок 4).



Рисунок 4 - Расположение элементов привода

Для крепления рамы к полу цеха применены фундаментные болты М18 в количестве 6 штук (рисунок 5).

Рисунок 5 - Фундаментные болты

5. Расчет крепления редуктора к раме

Данные для расчета болтов крепления к раме (рисунок 6)



Z=4, коэффициент внешней нагрузки, оэффициент безопасности, S=5,  мм, мм, , мм, , мм, а=165 мм, b=50 мм.

Рисунок 6 - Для расчета болтов крепления редуктора

Нагрузка, действующая на выходной 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=18 мм.

В выбранном редукторе стоят болты с d=18 мм.

6. Расчет болтов натяжного устройства

Растягивающая сила находится по формуле:

Н

где Н - сила предварительного натяжения ремня;

Находим требуемый диаметр резьбы:

где: - коэффициент высоты гайки;

- коэффициент упорной резьбы;

МПа.

На приводе установлены болты М12.

Находим число рабочих витков:

.



Расчёт винта на прочность:

МПа,

где МПа - для Ст 3;

s - коэффициент запаса прочности 3

7. Проверка шпонок

Условие прочности на смятие шпонки (рисунок 7) 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.



Список использованных источников

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

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин /

А.Е. Шейнблит. Калининград: Янтарный сказ, 2004. 455 с.

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

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

Размещено на Allbest.ru

...