Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проверка зубьев передачи на изгиб. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфт. Построение эпюр моментов на валах. Технология сборки редуктора.
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. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. 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. 1 [1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=15 КВТ и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523-81).При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов. В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
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 изза 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.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По табл. 1.1 [1] примем следующие значения КПД: - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,975
Общий КПД привода будет: h = h1 · … · hn · hподш. 3 · hмуфты2 = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 = 0,886 где hподш. = 0,99 - КПД одного подшипника. hмуфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет: wвых. = 2 · V / D = 2 · 3 · 103 / 320 = 18,75 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет: Ртреб. = F · V / h = 3,5 · 3 / 0,886 = 11,851 КВТ
В таблице П. 1 [1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Рдвиг.=15 КВТ и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения nдвиг. = 1500-1500·2,3/100=1465,5 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p · nдвиг. / 30 = 3,14 · 1465,5 / 30 = 153,467 рад/с.
Общее передаточное отношение: u = wвход. / wвых. = 153,467 / 18,75 = 8,185
Для передач выбрали следующие передаточные числа: u1 = 3,15 u2 = 2,5
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу: Вал 1-й n1 = nдвиг. = 1465,5 об./мин. w1 = wдвиг. = 153,467 рад/с.
По таблице П. 1 (см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Рдвиг.=15 КВТ и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учетом скольжения nдвиг. = 1465,5 об/мин.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. 3, табл. 3.3 [1]): - для шестерни: сталь: 45 термическая обработка: улучшение твердость: HB 230
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5 [1]: KHB = 1,25.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: yba = b / aw = 0,2, (см. стр. 36 [1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3 [1]: aw = Ka · (u 1) · (T2 · KHB / [SH] 2 · u2 · yba) 1/3 =
49.5 · (3,15 1) · (227797,414 · 1,25 / 427,2732 · 3,152 · 0,2) 1/3 = 189,577 мм. где для прямозубых колес Ка = 49.5, передаточное число передачи u = 3,15; T2 = Тколеса = 227797,414 Н·мм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет: aw = 180 мм.
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации: mn = (0.01…0.02) · aw мм, для нас: mn = 1,8.. 3,6 мм, принимаем: по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36 [1]) mn = 2 мм.
Задаемся суммой зубьев:
SZ = z1 z2 = 2 · aw / mn = 2 · 180 / 2 = 180
Числа зубьев шестерни и колеса: z1 = SZ / (u 1) = 180 / (3,15 1) = 43,373
Принимаем: z1 = 43 z2 = SZ - z1 = 180 - 43 = 137
Угол наклона зубьев b = 0o.
Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d1 = mn · z1 / cos(b) = 2 · 43 / cos(0o) = 86 мм;
При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
Список литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. "Курсовое проектирование деталей машин": Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин", М.: Издательский центр "Академия", 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. "Курсовое проектирование деталей машин": Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: "Янтарный сказ", 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. "Детали машин", М.: Машиностроение, 1983 г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. "Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., "Детали машин". 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. "Расчеты деталей машин", 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., «Детали машин» 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. "Мотор-редукторы и редукторы": Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. "Подшипники качения". M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. "Подшипники качения": Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
