Исследование, расчет и проектирование механизмов, их узлов и деталей

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине

«ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ»

Исследование, расчет и проектирование механизмов, их узлов и деталей

СОДЕРЖАНИЕ

Глава 1 Структурное исследование механизма

1.1 Описание механизма

1.2 Определение класса кинематических пар

1.3 Определение степени подвижности механизма

1.4 Определение сложности механизма по группам Ассура

1.5 Определение избыточных связей

1.6 Исключение избыточных связей

Глава 2 Кинематическое исследование механизма

2.1 Построение планов механизма

2.2 Построение кинематических диаграмм

2.3 Определение скоростей точек звеньев с помощью построения планов скоростей

2.4 Определение ускорений точек звеньев с помощью построения планов ускорений

Глава 3 Кинетостатическое исследование механизма

3.1 Классификация сил

3.2 Определение реакций в кинематических парах группы звеньев 2 и 3

3.3 Определение уравновешивающей силы и уравновешивающего момента на кривошипе 1. Определение реакции в опоре О

Глава 4 Расчет соединений деталей

4.1 Расчет сварного соединения

4.2 Расчет болтового соединения

Глава 5 Расчет клиноременной передачи

Глава 6 Расчет и проектирование цилиндрической зубчатой передачи

6.1 Определение потребной мощности привода

6.2 Определение кинематических и нагрузочных параметров привода

6.3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Заключение

Список используемой литературы

ГЛАВА 1 СТРУКТУРНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА

1.1 Описание механизма

Схема механизма приведена на рисунке 1.1 Данный механизм представляет собой замкнутую кинематическую цепь, плоскую и простую. Кинематической цепью называется последовательное соединение звеньев, входящих в кинематические пары (кинематическая пара - это подвижное соединение двух звеньев). Кинематические цепи, каждое звено которых входит в две кинематические пары, называют замкнутыми и простыми.

Данный механизм содержит четыре звена: три подвижных и одно неподвижное. Подвижные звенья:

- звено 1 (ОА) - кривошип с заданным законом движения = const (совершает вращательное движение), является ведущим (входным) звеном.

- звено 2 (BD) - шатун совершает составное плоскопараллельное движение (вращательное и поступательное). Шатун имеет одну конструктивную базу АВ, поэтому звено простое.

- звено 3 (ВС) - коромысло совершает круговое движение.

Таким образом, число подвижных звеньев n = 3. Неподвижное звено - звено 4 (стойка). Звенья соединены между собой в кинематические пары.

1.2 Определение класса кинематических пар

В данной схеме есть следующие кинематические пары:

- кинематическая пара «О» (звенья 4-1);

- кинематическая пара «А» (звенья 1-2);

- кинематическая пара «В» (звенья 2-3);

- кинематическая пара «С» (звенья 3-4)

Всего четыре кинематических пары. По характеру соприкосновения элементов кинематические пары делятся на низшие и высшие. У низших кинематических пар соприкосновение звеньев происходит по поверхностям, а у высших - по линиям или точкам.

Все кинематические пары данного механизма относятся к низшим, вращательным.

Кинематические пары имеют свой класс. Он определяется по количеству наложенных ограничений на относительное движение звеньев. Как известно, число независимых параметров, определяющих положение твердого тела в пространстве, равно шести и тело обладает шестью степенями свободы. Движение такого тела может быть всегда представлено как вращение вокруг и перемещение вдоль трех произвольно выбранных взаимно перпендикулярных осей x, y, z. Следовательно, если подсчитать число простейших движений, которыми обладает звено кинематической пары в относительном движении, и вычесть полученное число из шести, то мы получим число ограничений, налагаемых данной кинематической парой на относительное движение её звеньев, и этим самым определим класс пары.

Так как в данной схеме (рисунок 1.1) каждое звено может только вращаться вокруг оси, направленной перпендикулярно плоскости механизма (т.е. обладает одной степенью свободы), значит все кинематические пары относятся к пятому классу:

.

1.3 Определение степени подвижности механизма

Так как механизм плоский, то степень подвижности определяется по структурной формуле Чебышева:

W = 3n - 2 - 1 = 3 * 3 - 2 * 4 - 1 * 0 = 1

При W = 1 механизм обладает однократной статической определимостью, т.е. имеет одно входное звено с заданным законом движения. Таким звеном является кривошип ОА.

1.4 Определение сложности механизма по группам Ассура

Сложность механизма определяется по классу и порядку имеющихся групп Ассура - это такая кинематическая цепочка звеньев, степень подвижности которых W = 0. Любой механизм может быть образован путем последовательного присоединения к начальному (входному) звену групп Ассура. В нашем случае можно выделить одну группу Ассура - это группа звеньев 2 и 3 (АВС):

Эта группа, имеющая два звена и три пары пятого класса (ВВВ - все пары вращательные, степень подвижности W = 3 * 2 - 2 * 3 = 0), является группой второго класса, второго порядка и называется двухповодковой группой (диадой), т.к. присоединение этой группы к основному механизму производится двумя поводками ВА и ВС. В итоге весь механизм относится к механизмам второго класса, второго порядка.

1.5 Определение избыточных связей

Из-за погрешностей изготовления и монтажа плоский механизм следует считать пространственным, содержащим избыточные связи, которые усложняют сборку, могут деформировать звенья, а в процессе работы будет

происходить износ, нагрев, т.е. понижение КПД, может произойти заклинивание. Поэтому избыточные связи считаются вредными.

Избыточные связи определяются по формуле:

q = W - 6n + 5 + 4 + 3 + 2 + 1

Т.к. в данном механизме (рисунок 1.1) имеются только четыре кинематические пары , то формула примет вид:

q = W - 6n + 5 = 1 - 6 * 3 + 5 * 4 = 3

Следовательно механизм обладает трехкратной статической неопределимостью, которая осложнит сборку механизма. Нужно получить q = 0. Механизм без избыточных связей оптимальный (идеальный), его можно запускать в производство без предварительной обкатки.

1.6 Исключение избыточных связей

Понизить число избыточных связей до нуля можно с помощью применения других кинематических пар с пониженным классом. В плоских механизмах в основном достаточно применения и .

Схема механизма без избыточных связей приведена на рисунке 1.2. Нетрудно убедиться, что для данного механизма число избыточных связей равно нулю:

q = W - 6n + 5 + 4 + 3 = 1 - 6 * 3 + 5 * 2 + 4 * 1 + 3 * 1 = 0

ГЛАВА 2 КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА

2.1 Построение планов механизма

Графическое представление положений звеньев на схеме механизма при конкретном положении входного звена (звено 1 - кривошип ОА) называется планом механизма.

Исследование проводится на схеме механизма, которая называется кинематической. Она отличается от структурной тем, что вычерчивается строго в масштабе. Масштаб длин обозначается:

,

что означает число метров натуральной величины, соответствующее одному миллиметру схемы. Таким образом, если необходимо определить истинную длину какого-либо отрезка, изображенного на схеме, надо измерить отрезок в миллиметрах и результат измерения умножить на выбранную величину .

Для выбора масштаба переведем все указанные размеры в метры:

ОА = 170 мм = 0,17 м

ОС = 60 мм = 0,06 м

ВС = 150 мм = 0,15 м

АВ = 130 мм = 0,13 м

AD = 60 мм = 0,06 м

Звено ОА на схеме будет составлять 42,5 мм, тогда:

С помощью этого масштаба определим длины других звеньев на схеме:

Обычно траектория входного звена разбивается на 12 фиксированных положений. Каждое положение отличается на . И относительно этих положений входного звена определяются положения других звеньев методом засечек.

Наносим сначала на чертеже неподвижные оси О и С. Далее из точки О радиусом, равным длине звена ОА, проводим окружность, представляющую собой геометрическое место точек А. На этой окружности наносим 12 положений точки А, для которых требуется определить положения всех звеньев механизма. Для определения положения точки В из точки С проводим окружность радиусом СВ.

Далее из положения точки проводим окружность радиусом АВ до пересечения с окружностью СВ. Точка пересечения этих окружностей и определит положение точки . Теперь необходимо лишь соединить прямой линией точки и и достроить на ней отрезок AD для определения положения точки . Тоже самое необходимо проделать для остальных одиннадцати положений точки А.

2.2 Построение кинематических диаграмм

Необходимо построить графики перемещения, скорости и ускорения точки выходного (рабочего) звена, а именно точки D звена AD - шатуна. Для этого необходимо определить крайние положения точки D - это положения 0 и 6, т.к. в нулевом положении точка D находится ближе всего к точке О, а в шестом - дальше всего от точки О.

Если вычислить перемещение точки выходного звена относительно первоначального положения, можно получить график перемещения в зависимости от времени(t) или угла() поворота начального звена ОА.

Перемещение точки D можно получить, соединив хордами каждое ее положение.

Например, в точке 1 перемещение относительного нулевого положения будет равно длине отрезка , в точке 2 - сумме длин отрезков: - и так до шестого положения. Далее вычисляются положения точки D от нулевого положения в обратную сторону, т.е. в точке 11 перемещение будет равно длине отрезка , в точке 10 - сумме длин отрезков: - и так до шестого положения. Для построения графика перемещения выбираем масштабы:

- по оси абсцисс для угла :

для времени t:

- по оси ординат для перемещения S:



Ось абсцисс делим на 12 равных отрезков длиной по 10мм, а по оси ординат для каждой точки откладываем вычисленные перемещения с учетом выбранного масштаба. Например, для точки 1 длину отрезка , измеренного на схеме планов механизма (рисунок 2.1), необходимо разделить на 3 и отложить по оси ординат - получится точка . График перемещений представлен на рисунке 2.2.

Пользуясь графиком перемещения можно построить график изменения скорости, благодаря зависимости , которая позволяет определить скорости методом графического дифференцирования кривой перемещения. Для этого продолжаем ось абсцисс влево и откладываем отрезок = 20мм. Далее соединяем точки кривой перемещения хордами, т.е. соединяем точки 0 и , и и т.д. Затем из точки параллельно этим хордам проводим лучи, которые отсекут на оси ординат отрезки (0 - 0-), (0 - ) и т.д., пропорциональные скоростям. Например, для первой хорды:

,

где - угол наклона хорды.

Скорость можно вычислить по формуле:

,

где - масштаб скорости. Он равен:

Следовательно, скорости равны отрезкам (0 - 0-), (0 - ), …, измеренным в миллиметрах, и умноженным на масштаб . Эти отрезки откладываем на соответствующих ординатах (проведенных из середины отрезков оси абсцисс) графика скорости. Соединив полученные точки плавной кривой, восстанавливаем на ней первоначальные точки , и т.д. График скорости представлен на рисунке 2.2.

Аналогично можно получить график ускорения с помощью графического дифференцирования кривой скорости (). Для этого соединяем точки кривой скорости хордами, продолжаем ось абсцисс влево и откладываем отрезок = 20мм. Из точки параллельно хордам проводим лучи, которые отсекут на оси ординат отрезки (0 - 0-), (0 - ),…, пропорциональные ускорениям. Масштаб ускорений можно определить следующим образом:

,

где - угол наклона хорды.

,

где - масштаб ускорения. Он равен: .

Следовательно, ускорения равны отрезкам (0 - 0-), (0 - ),…, измеренным в миллиметрах, и умноженным на масштаб . Эти отрезки откладываем на соответствующих ординатах, проведенных из середины отрезков оси абсцисс, и соединяем плавной кривой.

2.3 Определение скоростей точек звеньев с помощью построения планов скоростей

В основу этого способа положено графическое решение векторных уравнений сложения скоростей точек звеньев в относительном движении.

Необходимо определить скорости точек А, В и D, а также угловые скорости звеньев 2 и 3: и .

Скорость точки А можно определить по модулю и направлению. Она направлена перпендикулярно звену ОА в сторону угловой скорости и равна:

Движение точки В может быть разложено на переносно-поступательное со скоростью точки А и относительно-вращательное вокруг точки А. Тогда векторное уравнение для определения скорости точки В будет следующим:

В этом уравнении нам известна скорость точки А по модулю и направлению, направление скорости (перпендикулярно звену СВ) и направление скорости (перпендикулярно звену ВА).

Выберем в качестве полюса плана скоростей точку и из нее отложим скорость в масштабе: , т.е. нам необходимо отложить отрезок длиной 54,4 мм, направленный параллельно скорости точки А. Затем через полюс проводим линию действия скорости , а через точку - линию действия скорости . Пересечение этих линий даст нам точку b, которая и является концом векторов и . Чтобы определить величины этих скоростей, нужно измерить длину получившихся отрезков в миллиметрах и умножить её на масштаб:

,

,

Чтобы определить скорость точки D, продолжим прямую ba вверх и отложим на ней отрезок ad, длину которого определим из следующего соотношения:

,

Таким образом, мы нашли точку d. Соединим её с полюсом и получим вектор скорости . Определим его модуль:



План скоростей представлен на рисунке 2.3.

2.4 Определение ускорений точек звеньев с помощью построения планов ускорений

В основу этого способа тоже положено графическое решение векторных уравнений сложения ускорений точек звеньев в относительном движении.

Необходимо определить ускорения точек А, В, и D, а также угловые ускорения звеньев 2 и 3 ( и ), и ускорения центров масс звеньев (, и ).

Ускорение точки А можно определить по модулю и направлению. Тангенсальное ускорение точки А будет равно нулю, т.к. и . Следовательно, полное ускорение точки А будет равно нормальному ускорению и направлено по звену ОА к точке О. Определим величину этого ускорения:

Для определения ускорения точки В рассматриваем её движение как сложное состоящее из переносного поступательного с ускорением точки А и относительного вращательного вокруг этой точки. Тогда векторное уравнение для определения ускорения будет следующим:

,

где и - нормальное и тангенсальное ускорения в относительном движении.

В этом уравнении нам известны модуль и направление , линия действия проходит перпендикулярно звену ВА, ускорение направлено по звену ВА в сторону точки В и равно:

И, с другой стороны, ускорение точки В будет равно:

Можно определить модуль и направление нормального ускорения точки В. Оно направлено по звену ВС к точке С и равно:

Линия действия тангенсального ускорения точки В направлена перпендикулярно звену ВС.

Выбираем в качестве полюса плана ускорений точку . Из неё откладываем модуль и направление ускорения в масштабе

,

т.е. нам необходимо отложить отрезок .

Из полученной точки откладываем модуль и направление ускорения . Через полученную точку перпендикулярно проводим линию действия . Далее из полюса откладываем модуль и направление . Через полученную точку перпендикулярно проводим линию действия . Пересечение линий действия и даст нам точку , которая и является концом векторов (необходимо соединить полюс и точку ), , и .

Величины ускорений будут равны длине получившихся отрезков в миллиметрах (т.к. масштаб равен 1):

,

,

Чтобы определить ускорение точки D, продолжим прямую ba вправо и отложим на ней отрезок ad, длину которого определим из следующего соотношения:

,

Таким образом, мы нашли точку d. Соединим её с полюсом и получим вектор ускорения . Определим его модуль:

Определим теперь ускорения центров масс звеньев.

Для этого необходимо найти положение точек на плане ускорений. Точки и будут находиться посередине отрезков и соответственно, а точка - посередине отрезка (необходимо соединить точку с полюсом), и значит:

ГЛАВА 3 КИНЕТОСТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМА

При этом исследовании изучается движение механизма с учетом сил, действующих на звенья. Так как в предыдущей главе было проведено кинематическое исследование механизма, то нам известны величины и направления линейных и угловых скоростей и ускорений для данного положения механизма. Необходимо определить силы реакции в кинематических парах. Для начала рассмотрим классификацию сил, действующих на звенья механизма.

3.1 Классификация сил

При работе механизма к его звеньям приложены внешние силы, а именно:

1) Q, () - полезные силы (технологические). Для преодоления этих сил и предназначен данный механизм. Эти силы прикладываются к рабочему звену (на выходе) и имеют направление, противоположное параметрам движения (скорости, ускорению) выходного звена.

2) () - силы трения (вредные силы). Они понижают КПД механизма, вызывают износ, нагрев. Эти силы всегда направлены противоположно скорости относительного движения и по касательной к траектории движения.

3) - силы веса (силы тяжести звеньев).

4) Инерционные силы: - силы инерции (направлены противоположно полному ускорению), - момент силы инерции (направлен противоположно угловому ускорению), - момент инерции звена. При любом изменении скорости движения звеньев механизма всегда появляется ускорение и, следовательно, всегда будут инерционные нагрузки.

5) Движущие силы ( - момент движущих сил, - момент сил сопротивления) - эти силы приложены к входному звену. Входное звено условно следует считать звеном приведения всех сил.

Если есть равенство , то считается, что входное звено уравновешено:

Вычислим значение этих сил:

q = 100

3.2 Определение реакций в кинематических парах группы звеньев 2 и 3

ля определения реакций в кинематических парах группы звеньев 2 и 3 следует вычертить данную группу и нанести на звенья действующие нагрузки. Схема нагружения группы звеньев 2 и 3 представлена на рисунке 3.2(а). Масштаб длин .

Задача по определению реакций в кинематических парах может быть решена методом планов сил. В точках А, В и С приложены неизвестные пока реакции F = , и R = (силы давления кинематических пар). Силы F и R можно разложить на две составляющие: одну, действующую по оси звена, и другую, перпендикулярную к оси звена:

Выберем произвольное направление этих сил.

Силы и могут быть получены из уравнений моментов всех сил относительно точки В звеньев 2 и 3 в отдельности:

Составим уравнение моментов всех сил относительно точки В для звена 2:

Из этого уравнения находим :



Т.к. значение силы получилось положительным, то она направлена так же, как на схеме. Теперь составим уравнение моментов всех сил относительно точки В для звена 3:

Из этого уравнения находим :

Т.к. значение силы получилось положительным, то она направлена так же, как на схеме.

Запишем векторное уравнение равновесия звеньев 2 и 3:

В этом уравнении нам неизвестны только величины составляющих и реакций и , направленных по осям звеньев, а все остальные силы - известны по модулю и направлению. Для определения неизвестных сил необходимо построить план сил. Начиная от произвольно выбранного полюса , поочередно откладываем все известные по модулю и направлению силы () в масштабе . Через точку перпендикулярно проводим линию действия , а через конец вектора перпендикулярно ему - линию действия . Пересечение этих линий даст нам точку , которая является концом вектора и началом векторов и . Для определения реакции кинематической пары В () запишем уравнение равновесия звена 3:

Единственной неизвестной по величине и направлению силой в этом уравнении является сила . Для её определения на плане сил достаточно соединить точки а и b. Очевидно, что реакция , равная по величине реакции , но противоположная ей по знаку, может быть определена из уравнения равновесия звена 2:

План сил группы звеньев 2 и 3 представлен на рисунке 3.2(б).

По полученному плану сил вычислим значения реакций в кинематических парах А,В и С:

3.3 Определение уравновешивающей силы и уравновешивающего момента на кривошипе 1. Определение реакции в опоре О

Схема нагружения входного звена представлена на рисунке 3.3(а).

Уравновешивающая сила приложена в точке А перпендикулярно звену ОА. Произвольно выберем её направление. Для определения уравновешивающей силы запишем уравнение моментов всех сил относительно точки О:

Т.к. значение силы получилось положительным, то она направлена так же, как на схеме. Таким образом, уравновешивающая сила в данном положении механизма является сопротивлением, а инерционные нагрузки вместе с весом помогают источнику движения, т.е. являются движущими силами. Уравновешивающий момент будет равен:

Найдем потребную мощность на входе:

Для определения реакции в опоре О запишем уравнение равновесия звена 1:



В этом уравнении неизвестна только реакция . Её можно определить построением плана сил. Для этого, начиная от произвольно выбранного полюса , поочередно откладываем все известные силы () в масштабе . Затем соединяем конец вектора с полюсом - это и будет неизвестная сила . Определим её значение:

План сил входного звена представлен на рисунке 3.3(б).

ГЛАВА 4 РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ

4.1 Расчет сварного соединения

Основным расчетом сварного соединения является расчет на срез.

Необходимо рассчитать сварное соединение, состоящее из двух неравнобоких уголков и косынки по следующим данным:

2F = 10 (кН);

Электроды: Э34. Метод сварки: ручная. Характер нагрузки: статическая.

1) Принимаем нагрузку, действующую на один уголок: F = 5000 (H).

2) Из расчета уголка на растяжение устанавливаем потребное сечение уголка А :

1) Для полученного А выбираем неравнобокий уголок:

Уголок

Для данного уголка сила F приложена несимметрично (она приложена в центре тяжести уголка, см. рисунок 4.1). Рисунок 4.1 Уголок

y = 8,6 (мм)

Катет k = d = 3 (мм)

2) Составляем расчетную схему сварного соединения (рисуем уголок в масштабе).

Швы нагружаются симметричной силой F и моментом:

Нагружение от силы:

Нагружение от действия момента:

где W - момент сопротивления изгибу шва.

Общее нагружение:

Подставляя числовые значения, получим:

Решая это уравнение, находим .

4.2 Расчет болтового соединения

Основным расчетом болтового соединения является расчет на растяжение.

Необходимо рассчитать болт клеммового соединения, посредством которого рычаг неподвижно закрепляется на валу. Диаметр вала D = 45 (мм); сила, действующая на рычаг, F = 800 (H); радиус рычага b = 540 (мм); расстояние от оси болта до оси вала a = 40 (мм).

Сила затяжки (F) болта вызывает со стороны каждой половины ступицы силу давления на вал N.

Из условия отсутствия поворота рычага следует, что .

Для надежности можно ввести коэффициент . Примем, что момент сил трения должен на 20% превышать момент вращения, т.е. :

,

где f - коэффициент трения (f = 0,15…0,2).

Примем f = 0,18.

Из условия равновесия рычага запишем (относительно т.С):

С учетом формулы (1) получим:

Определяем потребный диаметр болта.

С учетом условия для болта по ГОСТ 24705-81 выбираем резьбу М182, для которой .

ГЛАВА 5 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Р = 10 (кВт);

n = n = 750 (об/мин), ;

n = 400 (об/мин), ;

;

Коэффициент скольжения ремня: .

По номограмме в зависимости от мощности и частоты вращения меньшего шкива n сечение клинового ремня Б.

Передаваемый вращающий момент

Расчетный диаметр меньшего шкива

Диаметр шкива выбираем из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73:

Расчетный диаметр большего шкива

Принимаем d = 355 (мм).

Уточняем передаточное отношение

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, . (Допускаемое расхождение - 3%). Межосевое расстояние следует принять в интервале

где Т = 10,5 (мм) - высота сечения ремня.

Т.к. , принимаем .

Расчетная длина ремня

Выбираем ближайшее значение по стандарту L = 2500 (мм).

Уточняем значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L

,

,

.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 2500 = 25 (мм) для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L = 0,025 * 2500 = 62,5 (мм) для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива:

Выбираем:

а) коэффициент динамичности и режима работ, учитывающий условия эксплуатации передачи ():

б) коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

в) коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

г) коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, принимаем:



д) коэффициент материала

Число ремней в передаче

,

где Р = 3,3 (кВт) - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем.

Принимаем Z = 4.

Натяжение ветви одного клинового ремня:

,

q = 0,18 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Давление на валы



Ширина обода шкива

.

ГЛАВА 6 РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

По заданию требуется рассчитать и спроектировать тихоходную ступень двухступенчатого редуктора электролебедки. Исходные данные: грузоподъемность лебедки F = 5,5 (кН); скорость навивания каната на барабан V = 0,55 (м/с); диаметр барабана D = 360 (мм).

6.1 Определение потребной мощности привода

Определяем потребную мощность на валу барабана

Определяем общий КПД привода:

,

где - КПД муфты (МУВП), = 0,98;

- КПД редуктора; = 0,98 * 0,99 = 0,93

- КПД подшипника барабана, = 0,92;

- КПД зубчатого зацепления, = 0,98;

- КПД подшипниковых пар, = 0,99.

Определяем потребную мощность привода:



Частота вращения вала барабана:

Выбираем электродвигатель. Необходимо выбрать электродвигатель, для которого справедливо условие:

Выбираем электродвигатель 4А112МВ6УЗ, Р = 4 (кВт), n = 1000 (об/мин),

s = 5,1%, , d = 32 (мм).

Номинальная частота вращения вала двигателя:

n = n(1 - s) = 1000 * (1 - 0,051) = 949 (об/мин)

6.2 Определение кинематических и нагрузочных параметров привода

Определяем общее передаточное число:

Разбивка общего передаточного числа по ступеням привода:

Тогда . Расхождение . Допускаемое расхождение 4-5%.

Определяем число оборотов валов:

Определяем крутящие (нагрузочные) моменты на валах привода:

1) Крутящий момент на валу барабана:

С учетом условий эксплуатации принимаем .

2) Крутящий момент на выходном валу редуктора:

3) Крутящий момент на промежуточном валу редуктора:

4) Крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

5) Крутящий момент на валу двигателя:

По условиям работы необходимо, чтобы

.

Условие выполнено, значит, двигатель подобран правильно.

6.3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Выбор материала и его термообработки. Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230, = 440 МПа; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 200, = 340 МПа.

Определение допускаемых напряжений. Редуктор закрытого исполнения, следовательно, он работает только в условиях смазки, поэтому проектный (основной) расчет выполняем по контактному напряжению, а проверочный - на изгиб, на контактную прочность и на прочность при перегрузках.

1) Определение допускаемых напряжений на контактную выносливость. Допускаемое напряжение на контактную выносливость определяется по формуле:

Здесь - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

= 2 * НВ + 70.

= 2 * 230 + 70 = 530 Мпа

= 2 * 200 + 70 = 470 Мпа

где К - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового принимают К = 1.

Коэффициент безопасности .

2) Определение допускаемых напряжений на изгибную выносливость.

Допускаемое напряжение на изгибную выносливость определяется по формуле:

Здесь К - коэффициент долговечности, К = 1.

Коэффициент безопасности при изгибе .

Предел выносливости .

Определяем допускаемые напряжения на контактную и изгибную прочность при перегрузках.

Допускаемое напряжение на контактную прочность при перегрузке определяется по формуле:



Допускаемое напряжение на изгибную прочность при перегрузке определяется по формуле:

Допускаемое напряжение колеса меньше, чем шестерни, поэтому расчет ведется по материалу колеса.

Выбор степени точности изготовления колеса. Для прямозубых колес при V до 5 м/с следует назначать 8-ю степень точности по ГОСТ 1643 - 81.

Определяем потребное межосевое расстояние тихоходной ступени:

Для прямозубых передач К = 49,5. Коэффициент неравномерности нагружения зубьев . Относительный коэффициент ширины зуба

.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния, исходя из условия:

.

Выбираем модуль зубчатого зацепления:

Для сохранения принятого значения модуль следует подбирать так, чтобы было целым числом, следовательно, принимаем m = 4.

Определяем суммарное число зубьев:

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем . Поскольку , то передача некоррегированная.

Уточняем передаточное число:

расхождения нет.

Определяем размеры зубчатых колес.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Диаметры выступов:

Диаметры впадин:

Ширина зубьев колеса и шестерни тихоходной ступени:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ширина зубьев колеса и шестерни быстроходной ступени:

Определение окружной скорости на тихоходном валу, уточнение степени точности колеса.

Окружная скорость колеса:

8-я степень точности выбрана верно.

Определение сил в зацеплении. Силы, действующие в зацеплении:

- нормальная нагрузка

;

- касательная (окружная) сила

;

- радиальная сила

,

где - угол зацепления,

.

Проверочный расчет на прочность.

1) Проверка зубьев на контактную выносливость. Осуществляется по формуле:



Здесь К - коэффициент нагрузки.

проектирование механизм узел деталь

Для прямозубых колес К = 1.

При , твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатого колеса относительно опор коэффициент К = 1,15.

Для прямозубых колес 8-й степени точности, твердости НВ < 350 и скорости до 5 м/с коэффициент К = 1,05.

К = 1 * 1,15 * 1,05 = 1,2075.

Условие прочности выполнено.

Проверка зубьев на изгибную выносливость. Осуществляется по формуле:

.

При , твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатого колеса относительно опор коэффициент К = 1,3.

Для прямозубых колес 8-й степени точности, твердости НВ < 350 и скорости до 3 м/с коэффициент К = 1,25.

К = 1,3 * 1,25 = 1,625

Коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от числа зубьев. Для зубчатых колес, выполненных без смещения, при числе зубьев 100 и более = 3,75.

Условие прочности выполнено.

Проверка зубьев при перегрузках.

а) Максимальное контактное напряжение при перегрузке определяется по формуле:

Условие прочности выполнено.

Максимальное напряжение изгиба при перегрузке определяется по формуле:

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Целью структурного исследования механизма является изучение строения механизма, т.е. определение количества звеньев и кинематических пар, классификация кинематических пар, определение степени подвижности механизма, а также установление класса и порядка механизма.

Кинематический анализ механизма заключается в исследовании движения звеньев, образующих данный механизм, с геометрической точки зрения, независимо от сил, вызывающих это движение.

Целью динамического исследования механизма является изучение методов определения сил, действующих на звенья, во время их движения, и изучение взаимосвязи между движениями звеньев, силами, на них действующими, и массами, которыми обладают эти звенья.

Расчет соединений деталей на прочность необходим, т.к. прочность является основным критерием работоспособности и надежности механического изделия.

Ременную передачу располагают в кинематической схеме привода на участке от электродвигателя к редуктору. Как правило, она служит для понижения частоты вращения.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М., 1988.

2. Мовнин М.С., Израелит А.Б., Рубашкин А.Г. Основы технической механики. - Л., 1973.

3. Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика. - М., 1989.

4. Гузенков П.Г. Детали машин. - М., 1982.

5. Иванов М.Н. Детали машин. - М., 1991.

6. Скороходов Е.А. Общетехнический справочник. - М., 1982.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М., 1978.

8. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. - М., 1987.

Размещено на Allbest.ru