Расчет привода и типовых гладких цилиндрических соединений

Рис. 3

Наименьший зазор - разность между наименьшим предельным размером отверстия и наибольшим предельным размером вала в посадке с зазором:

Рис. 4

Средний зазор: среднее арифметическое между наибольшим и наименьшим зазорами:

Допуск зазора: разность между наибольшим и наименьшим зазорами, или сумма допусков отверстия и вала.

Ts = Smax - S min, TS = TD + Td

Рис. 5. Схема расположения допусков при посадке с зазором

1.5 Правила образования посадок

В технике особенно широко используются резьбовые соединения с натягом по среднему диаметру. Эти соединения применяют в тех случаях, если нужно обеспечить герметичность и не допустить самоотвинчивания шпилек под действием резких перепадов температуры, вибраций и т.д.

Соединения с натягом выполняют в системе отверстия, что обусловлено технологическими особенностями обработки и преимуществами системы отверстий перед системой вала.

Для соединения с натягом необходимо устанавливать более жесткие допуски, чем для соединений с зазором, поэтому для резьб с натягом допуск на собственно средний размер резьбы (TD2. Td2) установлен для гнезд по степени точности 2, а для шпилечных соединений - по степени точности 2, 3.

Натяг - разность между размерами вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия.

Наименьший натяг - разность между наименьшим предельным размером вала и наибольшим предельным размером отверстия до сборки в посадке с натягом.

Nmin=dmin-Dmax;

Наибольший натяг - разность между наибольшим предельным размером вала и наименьшим предельным размером отверстия до сборки в посадке с натягом или в переходной посадке.

Nmax=dmax-Dmin;

TN=Nmax-Nmin;

Построение схем переходных посадок и посадок с натягом

Рис. 6

Рис. 7

Рис. 8

Посадка с зазором - посадка, при которой всегда образуется зазор в соединении, т.е. наименьший предельный размер отверстия больше наибольшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала.

Рис. 9

Посадка с натягом - посадка, при которой всегда образуется натяг в соединении, т.е. наибольший предельный размер отверстия меньше наименьшего предельного размера вала или равен ему. При графическом изображении поле допуска отверстия расположено под полем допуска вала.

Посадки в системе отверстия - посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков валов с полем до пуска основного отверстия.

Рис. 10

Посадки в системе вала - посадки, в которых требуемые зазоры и натяги получаются сочетанием различных полей допусков отверстий с полем допуска основного вала.

Рис. 11

Переходная посадка - посадка, при которой возможно получение как зазора, так и натяга в соединении, в зависимости от действительных размеров отверстия и вала. При графическом изображении поля допусков отверстия и вала перекрываются полностью или частично.

Рис. 12

1.6 Выполнение контрольных операций с помощью калибров

Для выполнения операций технического контроля в условиях массового и крупносерийного производства широко используют контрольные инструменты в виде калибров.

Калибры -- это тела или устройства, предназначенные для проверки соответствия размеров изделий или их конфигурации установленным допускам. Они применяются чаще всего для определения годности деталей с точностью от 6 до 17-го квалитетов точности, а также в устройствах активного контроля.

С помощью предельных калибров не определяют числовое значение контролируемого параметра, а выясняют, но выходит ли он за предельные значения. При контроле деталь считается годной, если проходная сторона калибра (ПР) под действием усилия, примерно равного весу калибра, проходит, а непроходная (НЕ) сторона калибра не проходит под контролируемой поверхности детали. Если ПР не проходит, то деталь относят к бракованным с исправимым браком. Если НЕ проходит, то деталь относят к бракованным с неисправимым браком. Калибры предназначены для определения годности деталей с допуском от IT 6 до ПТ 7.

Для контроля отверстий применяют предельные калибр - пробки различных конструкций. К ним относятся: двусторонние пробки с цилиндрическими вставками с коническим хвостиком; полные и неполные пробки; полные и неполные шайбы. Предпочтение отдают односторонним предельным калибрам, так как они сокращают время контроля изделий и расход материала.

ПР (проходная):

dk=(Dmin+Z)+-H/2

П-ПР (предельно проходимая):

dk=Dmin-Y

НЕ (непроходная)

Рис. 13

Для контроля валов применяют предельные и регулируемые калибр - скобы. К предельным калибр - скобам относятся односторонние и двусторонние скобы. Регулируемые скобы позволяют компенсировать износ и могут настраиваться на разные размеры, входящие в определенные интервалы, однако имеют меньшие по сравнению с нерегулируемыми скобами точность и надежность и, как правило, применяются для контроля размеров с допусками не точнее 8-го квалитета точности.

ПР (проходная)

Dk=(dmax+Z)+-H/2

П-ПР (предельно проходимая)

Dk=Dmax-Y

НЕ (непроходная)

Рис. 14

2. Виды движений и передаточные механизмы

Для передачи механической энергии (движения) от двигателя (электрического, теплового и т.д.) к исполнительному органу машины, прибора, применяют передаточные механизмы, их использование обусловлены необходимостью, согласования высокой скорости движения выходного звена двигателя и низкой скорости движения, исполнительного органа машины или прибора, а так же регулирования скорости движения исполнительного органа, при постоянной или изменяемой скорости движения выходного звена двигателя.

Передаточным числом называют отношение числа оборотов ведущего колеса (вала) к числу оборотов ведомого, а передаточным отношением -- отношение между числами оборотов колес независимо от того, какое из них ведущее.

Среди передаточного числа механизма, основное применение имеет механические передачи.

2.1 Механическая передача

Механическая передача -- механизм, служащий для передачи и преобразования механической энергии от энергетической машины до исполнительного механизма (органа) одного или более, как правило с изменением характера движения (изменения направления, сил, моментов и скоростей). Как правило, используется передача вращательного движения.

Классификация механических передач.

1) Передачи зацепления:

· Цилиндрические зубчатые передачи - отличаются надёжностью и имеют высокий ресурс эксплуатации. Обычно применяются при особо сложных режимах работы, для передачи и преобразования больших мощностей. Цилиндрические передачи бывают прямозубыми, косозубыми и шевронными.

· Прямозубые цилиндрические передачи легко изготавливать, но при их работе возникает высокий шум, они создают вибрацию и из-за этого быстрее изнашиваются.

· Косозубые цилиндрические передачи обладают хорошей плавностью работы, низким уровнем шума и хорошими эксплуатационными характеристиками. Существенный недостаток - возникают осевые силы, из-за которых приходится делать более жёсткую конструкцию корпуса редуктора.

· Шевронные цилиндрические передачи обладают крайне высокой плавностью работы. Шестерни этих передач представляют собой сдвоенные косозубые шестерни, но они имеют больший угол зубьев, чем косозубые. Стоимость изготовления шевронных зубчатых колес высокая, они требуют специализированных станков и высокой квалификации рабочих.

· Цепные.

· Зацепленные.

2) Конические зубчатые передачи в отличие от цилиндрических имеют пересекающиеся оси входных и выходных валов. Применяются если необходимо изменить направление кинетической передачи.

3) Червячные - представляют собой механическую передачу от винта, называемого червяком на зубчатое колесо, называемое червячным колесом. Отличаются высоким передаточным отношением, относительно низким КПД. Червяки бывают однозаходные и многозаходные. Передаточное отношение червячного редуктора определяется как отношение количества зубьев на червячном колесе к количеству заходов на червяке.

4) Гипоидные (спироидные);

5) Цепные;

6) Зубчатыми ремнями;

7) Винтовые.

8) Волновая передача - сравнительно новая, отличается крайне высоким передаточным отношением. Имеет относительно малый вес и высокую износостойкость. Принцип работы - генерация волн на гибком колесе, которое имеет чуть меньшее количество зубьев чем жёсткое колесо и смещение одного колеса относительно другого на их разницу зубьев за один оборот генератора волн.

9) Передачи трения:

· Фрикционные;

· Ремённые.

10) Зубчатые передачи с магнитным взаимодействием.

11) Способ соединения ведущего и ведомого звена:

· Непосредственный контакт (зубчатые, фрикционные, винтовые, червячные);

· С гибкой дополнительной связью (ремённые, цепные).

12) По управляемости делятся на:

· С фиксированным передаточным числом

· Со ступенчато изменяемым передаточным числом (коробка передач)

· С плавно изменяемым передаточным числом (вариатор)

2.2 Зубчатая передача

В зубчатых передачах вращение от одного колеса к другому передается при помощи зубцов. Зубчатые колеса работают намного легче фрикционных. Объясняется это тем, что здесь нажима колеса на колесо совсем не требуется.

Рис. 15

Для правильного зацепления и легкой работы колес профиль зубца делают по определенной кривой, называемой эвольвентой.

Диаметр начальной окружности является основным расчетным диаметром зубчатых колес. Расстояние, взятое по начальной окружности между осями соседних зубцов, между осями впадин или от начала одного зубца до начала другого, называется шагом зацепления. Шаги у зацепляющихся шестерен должны быть равны.

Передаточное число в зубчатых колесах может выражаться и через число зубцов.

Есть в шестернях одна очень важная величина, которую именуют модулем. Модулем называют отношение шага к величине р (3,14) или отношение диаметра начальной окружности к числу зубцов на колесе. Модуль, шаг и другие величины шестерен измеряются в миллиметрах. Колеса с одинаковым модулем, с любым количеством зубцов дают нормальное зацепление.

Модули зубчатых колес берутся не произвольно. Величины их стандартизированы.

Передаточное число шестеренчатой передачи берется обычно в определенных пределах. Оно колеблется до 1.....10. При увеличении передаточного числа одна из шестерен делается очень большой, механизм получается громоздким.

Механизм, служащий для повышения или понижения скорости вращения, называется редуктором. Редукторы с большим передаточным числом обычно служат для снижения числа оборотов. Если такой редуктор использовать для увеличения числа оборотов, то получаются большие сопротивления и редуктор очень трудно вращать.

Для изменения направления вращения ведомой шестерни ставят третью, паразитную шестерню. Какой бы величины промежуточная шестерня ни была, сколько бы зубцов она ни имела, передаточное число между ведущей и ведомой шестерней не меняется.

За последнее время очень часто в машинах применяют цилиндрические шестерни, у которых зубец идет не по оси вращения, а под некоторым углом. Такие шестерни работают на больших скоростях очень плавно, и зубцы их выносят большую нагрузку.

Колеса с косыми зубцами носят название косозубых цилиндрических колес.

Еще более плавный ход при большой прочности зубцов дают так называемые шевронные колеса . Зубцы у этих колес скошены в обе стороны, расположены «в елочку». Преимущество шевронных колес состоит в том, что их можно применять с малым числом зубцов.

Шестеренчатая передача применяется не только с параллельными валами, когда используются так называемые цилиндрические шестерни, но и тогда, когда валы идут под любым углом. Такая передача под углом называется конической зубчатой передачей, а шестерни -- коническими.

Если в цилиндрических зубчатых передачах мы могли сцепить колеса любых размеров (только с одинаковым модулем), то в конических шестернях этого сделать нельзя, так как в этом случае может не совпасть конусность шестерен.

Конические шестерни, так же как и цилиндрические, бывают со спиральным косым зубцом. Такие шестерни обычно применяются в автомобилях (для плавности работы).

Для периодического вращения может применяться шестеренчатая пара, у которой ведущая шестерня имеет неполное число зубцов.

Ведущие шестерни встречаются и с одним зубцом. Такие передачи очень часто применяются в счетных механизмах. Ведущая шестерня имеет один зубец, а ведомая -- десять и, таким образом, за один оборот ведущей шестерни ведомая повернется всего на одну десятую оборота. Чтобы повернуть ведомую шестерню на один оборот, ведущая должна сделать десять оборотов.

Рис. 16

2.3 Цепная передача

Цепная передача состоит из ведущей (2) и ведомой (1) звездочек и цепи (3), охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.

Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи.

Цепи в основном делятся на два вида -- кольцевые и пластинчатые. Обыкновенные кольцевые цепи обычно применяются для поднятия грузов, а пластинчатые как для поднятия грузов, так и для передачи вращения. Пример цепной передачи можно видеть у велосипеда.

Цепная передача по сравнению с ременной удобна тем, что не дает проскальзывания и позволяет соблюдать правильность передаточного числа. Цепная передача осуществляется только при параллельных валах.

Основной величиной цепной передачи является шаг. Шагом считается расстояние между осями роликов у цепи или расстояние между зубцами звездочки.

Кроме роликовых цепей, в машинах широко применяются еще зубчатые, так называемые бесшумные цепи. Каждое звено их соединено из нескольких зубчатых пластин в ряд. Ширина этой цепи намного больше, чем роликовая. Звездочка такой передачи похожа на шестерню. Чтобы цепь не соскакивала с колеса, необходимо сделать на ней направляющие пластины.

Зубчатые цепи могут работать на больших скоростях. Ими часто осуществляют передачу от мотора. Допустимое передаточное число цепных передач может быть до 1....15. Самое малое число зубцов у звездочек берут: у роликовых цепей -- 9, а у зубчатых -- 13--15. Расстояние между осями звездочек принимают не менее полуторного диаметра большой звездочки.

Как и в ременных передачах, так и здесь от одной ведущей звездочки одной цепью можно вращать несколько ведомых.

Цепь надевается на звездочки не туго, как ремни, а с некоторым провисанием. Для регулирования натяжения часто применяют натяжной ролик. Число оборотов ведомой звездочки зависит от соотношения зубцов на обеих звездочках.

Широко используют цепные передачи в сельскохозяйственных и подъемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях.

Цепные передачи работают в условиях отсутствия жидкостного трения в шарнирах и, следовательно, с неизбежным их износом, существенным при плохом смазывании и попадании пыли и грязи; износ шарниров приводит к увеличению шага звеньев и длины цепи, что вызывает необходимость применения натяжных устройств.

Цепная передача основана на зацеплении, цепи и звездочек. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью при прочих равных условиях большие нагрузки (однако меньшие, чем зубчатыми колесами). Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках. Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи с чем уменьшается нагрузка на валы и опоры, угол обхвата звездочки цепью не имеет столь решающего значения, как угол обхвата шкива ремнем. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях и при больших передаточных отношениях, а также передавать мощность от одного ведущего вала нескольким ведомым.

Цепные передачи имеют и недостатки. Основной причиной этих недостатков является то, что цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику. С этим связаны износ шарниров цепи, шум и дополнительные динамические нагрузки, необходимость организации системы смазки.

3. Расчетная часть

3.1 Расчет гладкого соединения

Отверстие

Вал - 12 h5

Расчет отверстия

Находим допуск размера, для этого нужно узнать верхнее и нижнее отклонения:

TD = ES-EI.

ES = 0,021.

EI = 0.

TD = ES - EI = 0,021- 0 = 0,021 мм;

TD = 21 мкм = 21 мм;

TD = Dmax - Dmin = = 0,033 мм;

Расчет вала - 12 h5.

Находим допуск размера, для этого нужно узнать верхнее и нижнее отклонения:

Td = es - ei.

Td = 33 мкм = 0,033 мм;

es = 0,04 мм;

ei = es - Td = 0,04 - 0,033 = 0,007 мм;

dном = 120.

dmax = dном + es = 12+ 0,04 = 12,04 мм;

dmin = dном + ei = 12+0,007 =12,007 мм;

Td = dmax - dmin =12,04-12,007 = 0,033 мм;

Smax = Dmax - dmin = 12,04-12,007= 0,033 мм;

Smin = Dmin - dmax =12,007-12,04 = - 0,033 мм;

Рис. 17

3.2 Расчет привода цепного конвейера

Рис. 18

Исходные данные:

P4 = 4 кВт -- мощность на выходе привода;

щ4 = 2,7 р рад / сек -- угловая скорость;

Определение КПД привода и выбор электродвигателя.

Общий КПД привода определяется с учетом потерь во всех элементах привода.

? ц.п. = 0,97 - КПД цепной передачи.

? з.п. =0, 99 - КПД закрытой зубчатой передачи (одна ступень).

? пде. =0,99 - КПД опор выходного вала.

? м =0,98- КПД соединительной муфты.

Для заданной схемы общий КПД будет равен:

.

Потребная мощность электродвигателя

.

Ррм - мощность на выходе привода (рабочая машина)

Вращающийся момент на выходе.

390,9.

Частота вращения вала на выходе

n -- частота вращения на выходе;

мин-1

Для заданной частоты вращения выбираем электродвигатель по ГОСТ 19523-66, имеющий мощность Pэ.д.= 5,5 кВт частоту вращения nдв=965 мин-1

Определение общего передаточного числа привода, его ступеней и частот вращения валов.

Простейший зубчатый механизм состоит из двух подвижно соединенных между собой зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо называют шестерней, а большее - зубчатым колесом.

Общее передаточное число привода машины определяется по зависимости:

,

где -- частота вращения вала двигателя;

-- частота вращения вала рабочей машины;

Разбивка общего передаточного числа привода между его ступенями, наряду с принятым материалом и относительной шириной зубчатого венца колес, существенно влияет на габариты и массу зубчатых передач, Для определения оптимальной массы и габаритов зубчатых передач расчет ведется методом последовательного приближения при варьировании вышеуказанными данными. Такой расчет является трудоемким и обычно выполняется с использованием средств вычислительной техники.

Под передаточным числом зубчатой передачи понимают отношение чисел зубьев зубчатого колеса к числу зубьев шестерни.

.

Для предварительной разбивки общего передаточного числа могут быть использованы данные таблиц 1 и 2. При этом для редуктора передаточные числа необходимо выбирать из стандартного ряда.

Таблица 1. Рекомендуемые значения передаточных чисел U для механических передач

Стандартные значения передаточных чисел редукторов: (1,00; 1,12; 1,25; 1,40; 1,60; 1,80; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55, 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00; 9,00; 10,00; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; 28,0; 31,5; 40,0; 50,0; 56,0; 63,0; 71,0; 80,0; 90,0; 100,0).

Таблица 2. Рекомендуемые значения передаточных чисел в редукторах

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

В нашем случае общее передаточное число привода машины определяется как произведение частных передаточных чисел:

,

где -передаточное число цепной передачи,

- передаточное число редуктора,

По таблице 1 принимаем предварительно передаточное число цепной передачи = 3 Тогда передаточное число редуктора равно:

Принимаем передаточное число из стандартного ряда 4.

Для уточнения передаточных чисел привода определяем числа зубьев зубчатых колес редуктора.

Определение числа зубьев колес редуктора.

Минимальное число зубьев шестерни при условии неподрезания зуба для некоррелированного профиля зуба равно Zmin =17.

Принимаем число зубьев шестерни Z1=20

Тогда число зубьев зубчатых колес равно:

Z2 =20 * 3 = 60

При уточнении числа зубьев колеса необходимо варьировать числом зубьев шестерни, обычно в пределах от 17 до 24, чтобы получить целое число зубьев на колесе. Если этого не удалось добиться подбором зубьев шестерни, то необходимо число зубьев колеса получить близким к целому числу и округлить до целого числа и уточнить передаточное число.

Расчет параметров цилиндрической зубчатой передачи.

При расчете параметров зубчатой пары определяется:

· межосевое расстояние;

· модуль зубчатой передачи;

· геометрические размеры

Обозначения геометрических параметров и определения.

Начальные окружности -- при вращении колес перекатываются одна по другой без скольжения. Обозначаются -- dw -- диаметр начальной окружности (dw1, шестерни, dw- колеса).

Делительная окружность принадлежит отдельно взятому колесу и делит зуб на две части -- головку высотой ha и ножку высотой hf при этом высота зуба:

h = ha + hf,

обозначается d.

У передач без смещения начальные и делительные окружности совпадают:

dw2 = d1; dw2 = d2,

что характерно для большинства зубчатых передач.

Окружность вершин зубьев диаметром da ограничивает высоту зубьев; окружность диаметром df ограничивает глубину впадин.

Окружной шаг p -- расстояние между одноименными профилями соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности. Для пары зацепляющихся колес шаг должен быть одинаковым. Длина делительной окружности рd -- pz, следовательно,

.

Основным расчетным числом принято отношение , которые называют модулем m, мм, модули стандартизованы.

Таблица 3

Основной характеристикой размеров зубьев является модуль m -- это часть диаметра делительной окружности, приходящейся на один зуб.

Окружной модуль зубьев m:

;

m=4; p= m·р = 4·3,14 = 12,56 мм;

Диаметр делительной окружности:

d=m·z;

;

d1=m·z1=4·20= 80 мм; или мм;

d2=m·z2=4·60= 240; или ;

Межосевое расстояние:

или ;

или

Где:

.

или

мм;

По ГОСТ 13755--66 высота головки зуба ha=m,

высота ножки зуба:

hf = 1,25 ·m=1,25·4=5 мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:

da=d+2ha=zm+2m=m(z+2)=4(20+2)=88 мм;

Диаметр окружности впадин зубьев:

df=d-2hf=m(z-2,5)= 4(20-2,5)=70 мм;

Межосевое расстояние:

Заключение

Взаимозаменяемость изделий - сложное явление. Различают функциональную, полную и геометрическую взаимозаменяемость. Иногда говорят о неполной и частичной взаимозаменяемости. Функционально взаимозаменяемыми могут быть матричный, струйный и лазерный.

Взаимозаменяемыми могут быть детали, сборочные единицы и изделия в целом. В первую очередь такими должны быть детали и сборочные единицы, от которых зависят надежность и другие эксплуатационные показатели изделий. Это требование, естественно распространяется и на запасные части.

В этой курсовой работе мы рассмотрели следующие учебные вопросы:

- общие сведения о взаимозаменяемости.

- допуски и посадки. Понятие о квалитете.

- выбор системы посадок допусков и квалитетов.

- правила образование посадок.

- расчет гладкого соединения.

- виды движений и передаточные механизмы.

- кинематический расчет привода.

- зубчатую передачу.

- выбор электродвигателя.

Литература

1) ГОСТ 25347-82. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

2) ГОСТ 19523-81. ГОСТ 19523-81. Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые серии.

3) Белкин И.М. Справочник по допускам и посадкам для рабочего- машиностроения. - М.: Машиностроение, 1985.- 320с.

4) Зайцев С.А. Допуски и технические измерения в машиностроении для нач. проф. Образования / С.А. Зайцев, А.Д. Куранов, А.Н. Толстов. -5-е изд., стер. -- М.: Издательский центр «Академия», 2008 - 240с.

5) Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, «Высшая школа», 1976 - 399с.

6) Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1995.-102с.

Размещено на Allbest.ru