Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
РОСЖЕЛДОР
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего профессионального образования
«Ростовский государственный университет путей сообщения
(ФГБОУ ВПО РГУПС)
Кафедра «Основы проектирования машин»
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ И СИНТЕЗ
МЕХАНИЗМОВ
Пояснительная записка
к курсовой работе по дисциплине
«Прикладная механика»
Руководитель работы _______________ Г.И. Рассохин
Студент группы
ЭМБ-2-205 ____________ И.Е. Петров
2013
Рисунок 1 Пример выполнения титульного листа
пояснительной записки курсовой работы
СОДЕРЖАНИЕ (Пример)
Лист
Задание на проектирование 2
Введение 4
1. Кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма 5
1.1 Исходные данные 5
1.2 Определение масштабного коэффициента кинематической схемы 5
1.3 Определение размеров механизма на чертеже и.т.д.
1.4 Определение масштабных коэффициентов диаграмм
1.5 Определение скоростных параметров механизма
1.6 Определение характерных ускорений механизма
2.Синтез зубчатого (червячного) механизма и энергокинематический расчет привода
2.1 Исходные данные
2.2 Энергокинематический расчет привода
2.2.1 Определение скорости вращения вала электродвигателя
2.2.2 Корректировка передаточного числа привода
2.2.3 Определение коэффициента полезного действия привода
2.2.4 Определение мощности электродвигателя
2.2.5 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода
2.3 Синтез зубчатого (червячного) механизма
2.4 Расчет валов на прочность
2.5 Расчет конструктивных параметров передачи
2.6 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора
2.7 Подбор подшипников и компоновка редуктора
3. Заключение
4. Список использованных источников
Приложения:
1. Анализ кинематический кривошипно-ползунного механизма
ПМ 205.08.12 АК (на 1-м листе формата А1);
2. Сборочный чертеж цилиндрического (червячного) редуктора
ПМ 205.08.12 СБ (на 1-м листе формата А2).
ВВЕДЕНИЕ (пример)
Настоящая курсовая работа выполняется на основе знаний, полученных при изучении дисциплин общенаучного цикла специальности «указать учебную специальность студента». Поэтому целью проектирования является освоение навыков по анализу, синтезу механизмов и инженерному расчету типовых деталей и узлов машин на основе ранее полученных знаний и приобретенных умений.
Общими задачами курсового проектирования являются:
- ознакомление с технической литературой по теме курсовой работы и методике проектирования;
- изучение известных конструкций механизмов, их узлов и деталей – аналогов тем, которые указаны в задании на проектирование;
- выполнение необходимых расчетов для обеспечения заданных технических характеристик проектируемого устройства;
- выбор материалов, обеспечивающих необходимые прочностные показатели и срок эксплуатации проектируемого устройства;
- аргументированное обоснование принимаемых технических решений по выбору типовых конструкций узлов, деталей и материалов для их изготовления;
- выполнение графической части курсовой работы в соответствии с требованиями соответствующих стандартов.
Настоящая работа выполняется на примере кривошипно-ползунного механизма и электромеханического привода (название исполнительного механизма). Привод включает следующие механизмы и сборочные единицы:……….. (перечислить). В связи с этим конкретными задачами проектирования являются:
- выполнение кинематического анализа кривошипно-ползунного механизма;
- энергокинематический расчет электромеханического привода (указать какого исполнительного механизма) с прогнозированием необходимых скоростных и силовых параметров;
- аргументированный подбор оптимального электродвигателя, соответствующего минимальной энергоемкости и обеспечивающего заданную скорость входного вала (название исполнительного механизма).
- синтез и обоснование геометрических параметров (какой) передачи движения с помощью инженерных методик;
- разработка объединенных диаграмм, планов скоростей и ускорений кривошипно-ползунного механизма;
- разработка чертежа общего вида (указать какого) редуктора в соответствие с ранее проведенными расчетами геометрических параметров и компоновкой конструктивных элементов.
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ
КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННОГО МЕХАНИЗМА
1.1 Исходные данные
Рис 1.1 Схема кривошипно-ползунного механизма: ОА – кривошип; АВ – шатун; В – шарнир соединения шатуна с ползуном
1.1.1 Длина кривошипа ОА: r = м.
1.1.2 Длина шатуна АВ: I = м.
1.1.3 Вертикальное отклонение траектории движения ползуна относительно положения шарнира О: е = м.
1.1.4 Направление отклонения е: вниз ↓ или вверх ↑…………………
1.1.5 Угловая скорость вращения кривошипа ω1 = …. м/с.
1.1.6 Центр тяжести S2 шатуна находится в средине его длины.
1.1.7 Направление вращения шатуна по часовой стрелке.
1.1.8 Положение механизма для построения планов скоростей и ускорений….
1.2 Определение масштабного коэффициента кинематической схемы
1.2.1 Максимальный габаритный размер кривошипно-ползунного механизма:
G = 2 r +I = ,м.
1.2.2 Горизонтальный габаритный размер схемы на листе чертежа
g = мм.
1.2.3 Масштабный коэффициент кинематической схемы механизма:
= G / g = м/мм.
1.3 Определение размеров механизма на чертеже
1.3.1 Длина кривошипа: l1 = r / = мм.
1.3.2 Длина шатуна: l2 = I / = мм.
1.3.3 Вертикальное отклонение траектории движения ползуна относительно положения шарнира О: l3 = e / = мм.
1.3.4 Расстояние от центра вращения кривошипа до правой мертвой точки ползуна: l4 = l1 + l2 = мм.
1.3.5 Расстояние от центра вращения кривошипа до левой мертвой точки ползуна: l5 = l2 - l1 = мм.
1.3.6 Половина длины шатуна: l2/2 = мм.
1.4 Определение масштабных коэффициентов диаграмм
1.4.1 Суммарная длина отрезков =…………………… мм.
1.4.2 Масштаб угла поворота кривошипа:
= рад/мм.
1.4.3 Масштаб времени вращения кривошипа:
= с/мм.
1.4.4 Отношение длины отрезка на диаграмме расстояний к длине соответствующего отрезка на совмещенном плане положений механизма:
KS =
1.4.5 Масштаб диаграммы расстояний от нулевой точки:
/ KS = м/мм.
1.4.6 Масштаб диаграммы скорости точки В:
= .
1.4.7 Масштаб диаграммы ускорения точки В:
= .
1.5. Определение скоростных параметров механизма
1.5.1 Линейная скорость точки А:
= м/с.
1.5.2 Длина вектора (PVa) линейной скорости точки А:
(PVa) = мм.
1.5.3 Масштаб плана скоростей:
= ,
1.5.4 Длина вектора (PVb) абсолютной скорости точки В:
(PVb) = мм.
1.5.5 Абсолютная скорость ползуна (точки В):
= м/с.
1.5.6 Длина вектора (ab) относительной скорости ползуна
(точки В относительно точки А):
(ab) = мм.
1.5.7 Относительная скорость ползуна (точки В относительно точки А):
= м/с.
1.5.8 Длина вектора (PVS2) абсолютной скорости точки S2:
(PVS2) = мм.
1.5.9 Абсолютная скорость центра тяжести шатуна (точки S2):
= м/с.
1.5.10 Угловая скорость шатуна:
= с-1.
1.6 Определение характерных ускорений механизма
1.6.1 Нормальная составляющая относительного ускорения (нормальное ускорение) точки А относительно точки О:
= м/с2.
1.6.2 Нормальная составляющая относительного ускорения (нормальное ускорение) точки В относительно точки А:
= м/с2.
1.6.3 Длина вектора (Pаа) нормальной составляющей относительного ускорения точки А относительно точки О:
(Pаа) = мм.
1.6.4 Масштаб плана ускорений:
= м/(с2 · мм).
1.6.5 Длина вектора (аn2) нормальной составляющей относительного ускорения точки B относительно точки А:
= мм.
1.6.6 Длина вектора (n2b) тангенциальной составляющей относительного ускорения точки B относительно точки А:
(n2b) = мм.
1.6.7 Тангенциальная составляющая относительного ускорения (тангенциальное ускорение) точки В относительно точки А:
aτBA = (n2b) · = м/с2.
1.6.8 Угловое ускорение шатуна:
aτBA/I = с-1.
2. СИНТЕЗ ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА И ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
2.1 Исходные данные (примеры)
а. б.
Рис. 2.1 Кинематическая схема привода к смесителю
для приготовления мастики:
а. – вид спереди на привод с исполнительным механизмом, совмещен с
разрезом по валам III и IV; б. – вид сверху на привод, совмещен с разрезом по валам II и III. 1-двигатель; 2-передача клиноременная; 3-редуктор цилиндрический одноступенчатый; 4-передача зубчатая открытая;
5-приводной вал смесителя; 6-бак
Кинематическая схема привода к моечной машине для промывки банок
аккумуляторных батарей:1-электродвигатель; 2- клиноременная передача;
3-редуктор цилиндрический; 4-муфта компенсирующая;
5-клетка для аккумуляторных батарей
Рис. 2.1 Кинематическая схема привода к мешалке для приготовления шпатлевки:
1-электродвигатель; 2-муфта упругая; 3-редуктор цилиндрический;
4-цепнаяч передача открытая; 5-приводной вал мешалки
Рис. 2.1 Кинематическая схема привода механизма передвижения кран-балки:
1-электродвигатель; 2-муфта компенсирующая; 3-редуктор цилиндрический;
4-передача зубчатая открытая; 5-колесо приводное.
2.1.1 Вращающий момент на входном валу исполнительного механизма:
T4 = кН · м;
2.1.2 Угловая скорость вала смесителя: ω4 = рад/с.
2.2 Энергокинематический расчет привода
2.2.1 Определение скорости вращения вала электродвигателя
Вначале определим число оборотов в единицу времени вала исполнительного механизма , об/мин. Для этого используем значение угловой скорости вращения данного вала , рад/с, из задания на проектирование:
=
Определим рекомендуемое значение передаточного числа привода в целом , исходя из рекомендуемых значений передаточных чисел редуктора и открытых передач , :
=
В соответствии с параметром определим необходимую частоту вращения вала электродвигателя , об/мин:
=
Отечественная промышленность выпускает электродвигатели с синхронной частотой вращения вала , равной: 2900; 1400; 950; 715 об/мин. Для использования в курсовой работе выберем синхронную частоту , которая наиболее близка значению параметра :
= об/мин.
2.2.2 Корректировка передаточного числа привода
Расчетное передаточное число привода, , в случае использования электродвигателя с ранее выбранной частотой вращения :
=
Проведем корректировку значения передаточного числа редуктора . С этой целью вначале определим параметр корректировки :
/ =
Скорректированное передаточное число редуктора :
=
Значения передаточных чисел привода заносим в таблицу 2.1. При этом порядковый номер параметра соответствует расположению передачи и редуктора от двигателя к исполнительному механизму.
Таблица 2.1
Значения передаточных чисел редуктора и открытых передач привода
|
Наименование передачи или редуктора |
|||
|
Обозначение передаточного числа |
u1 |
u2 |
u3 |
|
Значение передаточного числа |
2.2.3 Определение коэффициента полезного действия привода
Укажем названия и КПД механизмов, влияющих на потери мощности привода:
- передача в конструкции редуктора
- число пар подшипников качения в конструкции редуктора
- открытая передача
- открытая передача
- муфта
Определим КПД привода , который зависит от КПД каждого из вышеуказанных элементов:
,
где - КПД муфты; - КПД передач; - КПД одной пары подшипников качения; - число пар подшипников качения.
2.2.4 Определение мощности электродвигателя
Мощность на валу исполнительного механизма, т. е. на четвертом валу кинематической схемы агрегата, в задании на проектирование указана, она равна:
= = кВт.
Мощность на валу исполнительного механизма, т. е. на четвертом валу кинематической схемы агрегата, в задании на проектирование не указана, но известен вращающий момент , кН·м, тогда параметр , кВт, определим по формуле:
=
Здесь = , рад/с, - угловая скорость на входном валу исполнительного механизма.
Требуемая мощность электродвигателя:
=
В соответствии с найденными параметрами укажем обозначение и мощность выбранного электродвигателя:
2.2.5 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода
2.2.5.1 Определим скорости вращения, , об/мин, валов привода в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.
На валу двигателя закреплен шкив ременной передачи, а число передач в приводе 3, включая передачу редуктора, для такой схемы используем выражения:
= ;
= ;
= ;
= ;
Здесь - частота вращения вала двигателя; , , , - частоты вращения валов привода в последовательности от двигателя к исполнительному механизму; - передаточные числа передач, в том числе в конструкции редуктора, в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.
На валу двигателя закреплен шкив ременной передачи, а число передач в приводе 2, включая передачу редуктора, для такой схемы используем выражения:
= ;
= ;
= ;
= ;
Здесь - частота вращения вала двигателя; , , , - частоты вращения валов привода в последовательности от двигателя к исполнительному механизму; - передаточные числа передач, в том числе в конструкции редуктора, в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.
На валу двигателя закреплена муфта, для такой схемы используем выражения:
= ;
= ;
= ;
= .
Здесь - частота вращения вала двигателя; , , , - частоты вращения валов привода в последовательности от двигателя к исполнительному механизму; - передаточные числа передач, в том числе в конструкции редуктора, в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.
2.2.5.2 Определим угловые скорости; ; ; , рад/с, вращения валов в последовательности от двигателя к исполнительному механизму по формулам:
= ;
= ;
= ;
= .
2.2.5.3 Запишем в таблицу 2.2 элементы привода (муфты, передачи, пары подшипников), влияющие на потери мощности на каждом участке между валами, и значения их КПД .
Таблица 2.2
|
Номера валов, обозначающие участок потерь мощности |
Наименования конструктивных элементов, влияющих на потери мощности |
Значение КПД |
|
I – II |
||
|
II – III |
||
|
III – IV |
2.2.5.4 Определим значения КПД, учитывающие потребление мощности на каждом участке между валами, путем перемножения КПД элементов, расположенных на данном участке.
КПД элемента, расположенного между первым и вторым валом:
= .
Произведение КПД элементов, расположенных от второго до третьего вала:
= .
Произведение КПД элементов, расположенных от третьего до четвертого вала:
= .
2.2.5.5 Определим мощности, , кВт, подводимые к валам по формулам:
= ;
= ;
= ;
= ,
где, , , - мощность, подводимая к первому, второму, третьему и четвертому валу соответственно; - требуемая мощность двигателя.
2.2. Определим вращающие моменты , Н·м , на валах привода по формулам:
= ;
= ;
= ;
= ,
где ; ; ; , рад/с, - угловые скорости вращения валов в последовательности от двигателя к исполнительному механизму.
Результаты расчетов сводим в таблицу 2.3
Таблица 2.3
Основные кинематические и силовые параметры привода
|
Номер вала |
ni , об/мин |
, 1/с |
Ti , Н·м |
Pi , кВт |
|
I |
||||
|
II |
||||
|
Ш |
||||
|
IV |
(В таблице - номер вала.)
2.3 Синтез зубчатого механизма
2.3.1 Выбор материалов зубчатых колес
Материал шестерни
Материал зубчатого колеса
Вид упрочняющей обработки:
- материала шестерни
- материала колеса
2.3.2 Механические свойства материалов.
Твердость поверхностных объемов материала:
- шестерни
- колеса
Твердость внутренних объемов материала (сердцевины):
- колеса
- шестерни
Предел выносливости выбранных материалов в условиях контактных напряжений:
- материала шестерни: = МПа;
- материала зубчатого колеса: = МПа.
2.3.3 Допускаемое контактное напряжение в зацеплении зубьев:
Коэффициент долговечности шестерни и колеса в условиях контактных напряжений 1.
Коэффициент безопасности передачи :
- для шестерни SН =
- для колеса SН =
После подстановки значений параметров получим:
- для шестерни: =
- для колеса: =
Предел выносливости зубьев в условиях изгиба:
- для шестерни: =
- для зубчатого колеса: =
Коэффициент долговечности при изгибе:
- для шестерни: =
- для зубчатого колеса: =
Коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки: KFc =
Коэффициент безопасности:
- для шестерни: SF = - для зубчатого колеса: SF =
2.3.4 Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни: [σF1] = МПа
для колеса: [σF2] = МПа
Крутящий момент на валу шестерни: T1 = Н · м Коэффициента ширины венца шестерни: =
Коэффициент неравномерности контактной нагрузки: =
2.3.5 Межосевое расстояние определим по формуле:
, мм.
После подстановки значений параметров получим:
аw =
Расчетное значение межосевого расстояния корректируем в соответствии с рекомендованными значениями ГОСТ: аw =
2.3.6 Модуль зацепления ориентировочно принимаем:
m = 0,015. аw = мм.
Скорректируем значение модуля по стандарту: m =
2.3.7 Суммарное число зубьев передачи:
=
Число зубьев шестерни: =
колеса: Z2 = ZΣ – Z1 =
Фактическое передаточное число: =
2.3.8 Диаметры делительных окружностей, мм:
- шестерни d1 = m . Z1 =
- зубчатого колеса d2 = m . Z2 =
Диаметры окружностей вершин:
- шестерни: =
- зубчатого колеса: =
Диаметры окружностей впадин:
- шестерни: =
- зубчатого колеса: =
Ширина венца:
- зубчатого колеса: =
- шестерни: b1=1,12b2 =
2.3.9 Фактическую окружную скорость в зацеплении определяем по формуле:
.
После подстановки значений параметров получим:
=
Принимаем решение о виде передачи. В соответствии с величиной окружной скорости передача………………..
Принимаем 7-ю степень точности изго товления зубчатых колес.
Рассчитаем окружную силу:
=
Коэффициент внутренней динамической нагрузки: =
2.3.9 Рассчитаем величину контактных напряжений по формуле:
, МПа.
После подстановки значений параметров получим:
Оценим выполнение условия прочности по контактным напряжениям:
Принимаем решение о корректировке контактных напряжений и проведении повторного расчета.
Коэффициент формы зуба :
- шестерни: = ………;
- зубчатого колеса: = ……….
Определим параметры прочности на изгиб:
- шестерни =
- зубчатого колеса: =
Принимаем решение, какой из параметров прочности используем в дальнейшем расчете ………………..
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба: = …………
Коэффициент динамичности нагрузки:
2.3.10 Определим фактическое напряжение изгиба по формуле:
.
После подстановки значений параметров получим:
Проверим выполнение условия прочности:
2.4 Расчет валов на прочность
2.4.1 Ведущий вал для закрепления червяка (шестерни)
2.4.1.1 Определим минимально допустимый диаметр d вала, исходя из расчета на кручение по формуле:
,мм,
где Т - вращающий момент на расчетном валу, Н · м; [τK] — допускаемое напряжение при кручении. [τK] = 20 МПа.
После подстановки значений параметров получим:
d =
2.4.1.2 Принимаем значения характерных диаметров вала:
- выходной участок - мм;
- шейка для установки уплотнения, изолирующего подшипник от внешней среды - мм;
- шейки для крепления вала в подшипниках – мм;
- шейка для закрепления червяка (шестерни) – мм;
- распорный буртик для осевой фиксации червяка (шестерни) – мм.
Рис 2.2 Схема ведущего вала
2.4.2 Ведомый вал для закрепления червячного (зубчатого) колеса
2.4.2.1 Определим минимально допустимый диаметр d вала:
2.4.2.2 Принимаем значения характерных диаметров вала:
- выходной участок - мм;
- шейка для установки уплотнения, изолирующего подшипник от внешней среды - мм;
- шейки для крепления вала в подшипниках – мм;
- шейка для закрепления червячного (зубчатого) колеса – мм;
- распорный буртик для осевой фиксации червячного (зубчатого) колеса – мм.
Рис 2.3 Схема ведомого вала
2.5 Расчет конструктивных параметров зубчатой передачи
2.5.1 Конструктивные параметры шестерни.
Исходные данные:
- диаметр вала для закрепления шестерни dвала =
- диаметр окружности вершин
- ширина обода = . Так как расчетное значение параметра меньше 10 мм, принимаем = 10 мм.
- модуль зацепления m = . Так как значение m меньше 8 мм, принимаем m = 8 мм.
Принимаем решение о конструктивном исполнении шестерни.
Проверим выполнение условия:
< 2 dвала.
Так как это условие выполняется:………………………………….,
шестерню выполняют заодно с валом (Рис 2.4).
Рис.2.4 Конструктивное исполнение вал – шестерни
Параметр примерно равен 2 dвала, поэтому шестерню выполняем без явно выраженных ступицы и обода, т.к. длина ступицы, толщина диска в этом случае равны ширине обода (Рис 2.5).
Рис 2.5 Конструктивное исполнение шестерни
Парамегр больше 2 dвала, но меньше 200 мм., шестерню выполняем с явно выраженной ступицей, а толщина диска в этом случае равна ширине обода . При этом длина ступицы больше ширины обода, а в диске имеются отверстия (Рис. 2.6).
Определим диаметр ступицы:
=
Рис 2.6 Конструктивное исполнение шестерни
Так как параметр больше 200 мм, шестерню выполняем с явно выраженными ступицей, ободом и диском. При этом длина ступицы больше ширины обода, а в диске имеются отверстия (Рис 2.7).
Рис 2.7 Конструктивное исполнение шестерни
Определим геометрические параметры шестерни:
- диаметр ступицы:
=
- длина ступицы:
=
- толщина обода: =
- толщина диска: =
- диаметр отверстий в диске:
.
После подстановки числовых значений получим:
Округляем до целого числа:
- диаметр расположения отверстий в диске:
.
После подстановки числовых значений получим:
Округляем до целого числа:
2.5.2 Конструктивные параметры зубчатого колеса
Исходные данные:
- диаметр вала для закрепления зубчатого колеса dвала =
- диаметр окружности вершин
- ширина обода = . Так как расчетное значение параметра меньше 10 мм, принимаем = 10 мм.
- модуль зацепления m = . Так как значение m меньше 8 мм, принимаем m = 8 мм.
Принимаем решение о конструктивном исполнении зубчатого колеса.
Проверим выполнение условия:
< 2 dвала.
Так как это условие выполняется:………………………………….,
зубчатое колесо выполняют заодно с валом (Рис 2.4).
Рис.2.4 Конструктивное исполнение зубчатого колеса
Параметр примерно равен 2 dвала, поэтому зубчатое колесо выполняем без явно выраженных ступицы и обода, т.к. длина ступицы, толщина диска в этом случае равны ширине обода (Рис 2.5).
Рис 2.5 Конструктивное исполнение зубчатого колеса
Парамегр больше 2 dвала, но меньше 200 мм., зубчатое колесо выполняем с явно выраженной ступицей, а толщина диска в этом случае равна ширине обода . При этом длина ступицы больше ширины обода, а в диске имеются отверстия (Рис. 2.6).
Определим диаметр ступицы:
=
Рис 2.6 Конструктивное исполнение зубчатого колеса
Так как параметр больше 200 мм, зубчатое колесо выполняем с явно выраженными ступицей, ободом и диском. При этом длина ступицы больше ширины обода, а в диске имеются отверстия (Рис 2.7).
Рис 2.7 Конструктивное исполнение зубчатого колеса
Определим геометрические параметры зубчатого колеса:
- диаметр ступицы:
=
- длина ступицы:
=
- толщина обода: =
- толщина диска: =
- диаметр отверстий в диске:
.
После подстановки числовых значений получим:
Округляем до целого числа:
- диаметр расположения отверстий в диске:
.
После подстановки числовых значений получим:
Округляем до целого числа:
2.6 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора
2.6.1 Толщина стенки корпуса.
Для редукторов цилиндрических одноступенчатых:
=
Для редукторов червячных одноступенчатых:
Принимаем толщину стенки
2.6.2 Толщина стенки крышки:
=
Принимаем толщину стенки крышки
2.6.3 Диаметр болтов, соединяющих редуктор с рамой (фундаментом):
= Принимаем болт М
2.6.4 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой у бобышек подшипников: = Принимаем болт М
2.6.5 Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой по периметру соединения: = Принимаем болт М
2.6.6 Расстояние между осями болтов диаметра :
= Принимаем
2.6.6 Ширину фланцев корпуса и крышки редуктора определяем по формуле: ,
где параметр зависит от толщины стенки корпуса , а параметр k - от диаметра болта, устанавливаемого в соответствующий фланец:
2.6.6.1 Ширина фланцев у фундаментного (нижнего пояса) корпуса редуктора: =
Принимаем
2.6.6.2 Ширина фланцев корпуса и крышки в плоскости их контакта (верхнего пояса) у подшипников:
=
Принимаем
2.6.6.3 Ширина фланцев корпуса и крышки в по периметру их контакта:
=
Принимаем
2.6.7 Толщина фланцев:
- фундаментного (нижнего пояса): =
- корпуса (в соединении с крышкой): =
- крышки (в соединении с корпусом): =
Принимаем: = = =
2.7 Подбор подшипников и компоновка редуктора
2.7.1 Предварительный выбор подшипников
Так как передача редуктора прямозубая, то принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338 – 75. Результаты выбора подшипников представлены в таблице 2.6.
Таблица 2.6
Геометрические и силовые параметры подшипников
|
Назначение вала |
Обозначение подшипника |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
Грузоподъемность, кН |
|
|
динамическая С |
статическая Со |
|||||
|
Вал шестерни |
||||||
|
Вал зубчатого колеса |
2.7.2 Определение геометрических параметров редуктора
2.7.2.1 Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности (ступицы или обода) вращающейся детали:
= Принимаем мм.
2.7.2.2 Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности подшипника качения:
мм. Принимаем мм.
2.7.2.3 Расстояние от вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса до внутренней поверхности крышки редуктора:
= Принимаем мм.
2.7.2.4 Расстояние от вершин зубьев зубчатого колеса до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:
= Принимаем мм.
2.7.2.5 Толщина фланцев прижимных крышек подшипников:
ведущего вала: = …………мм; ведомого вала: = …………мм.
2.7.2.6 Высота головок винтов для крепления крышек подшипников:
ведущего вала: = мм;
ведомого вала: = мм
2.7.2.7 Расстояние от боковых поверхностей элементов (……каких?……………..), вращающихся вместе с валами на их выходных участках снаружи корпуса редуктора, до головок болтов крепления крышек подшипников
мм. Принимаем мм.
2.7.2.8 Ширина венца шестерни b1 = мм.
2.7.2.9 Длина ступицы зубчатого колеса = мм.
2.7.2.10 Максимальный размер Вmax. = мм.
2.7.2.11 Длина ступицы (………чего?……………….) на выходном участке (…………какого?………) вала:
= мм.
2.7.2.12 Диаметр выходного участка (……………какого?………) вала для монтажа полумуфты: d = мм.
2.7.2.13 Крутящий момент на этом валу: = кН · м.
2.7.2.14 Максимальный крутящий момент, воспринимаемый муфтой:
= кН · м.
2.7.2.15 Выполнение условия работоспособности муфты ≥ :
…………. кН · м.≥…………… кН · м.
2.7.2.16 Длина ступицы полумуфты на выходном участке (……………какого?………) вала:
= мм.
2.7.3. Расчет размеров по длине валов
2.7.3.1 Данные, необходимые для расчета размеров по длине валов сводим в таблицу 2.7.
Таблица 2.7
Расчетные размеры, мм
|
Вал |
B |
c |
c1 |
s |
c7 |
Вmax |
|||
|
Ведущий |
|||||||||
|
Ведомый |
Размеры по длине ведущего вала
2.7.3.2 Расстояние между плоскостями симметрии подшипников определяем по формуле:
L = Вmax .
После подстановки значений параметров получим:
L =
2.7.3.3 Расстояния от плоскости симметрии передачи до плоскостей симметрии подшипников:
L2 = L/2 = мм.
2.7.3.4 Расстояние от точки приложения радиальной силы на выходном участке вала до оси симметрии ближайшего подшипника определяем по формуле:
L1 = Lст/2 + C7 + h + h1 + S – C1 – B/2.
После подстановки значений параметров получим:
L1 = мм.
Размеры по длине ведомого вала
2.7.3.5 Расстояние между плоскостями симметрии подшипников определяем по формуле:
L = Вmax .
После подстановки значений параметров получим:
L =
2.7.3.6 Расстояния от плоскости симметрии передачи до плоскостей симметрии подшипников:
L2 = L/2 = мм.
2.7.3.7 Расстояние от точки приложения радиальной силы на выходном конце до оси симметрии ближайшего подшипника определяем по формуле:
L1 = Lст/2 + C7 + h + h1 + S – C1 – B/2.
После подстановки значений параметров получим:
L1 = мм.
На рисунке 2.13 представлена схема редуктора с результатами расчета размеров по длине валов:
Рис. 2.13 Схема компоновки редуктора
3. ЗАКЛЮЧЕНИЕ (с новой страницы)
На основе заданных геометрических и скоростных характеристик выполнен кинематический анализ кривошипно-ползунного механизма. При этом построены объединенные диаграммы положений механизма, расстояний ведомого звена от мертвого положения, его скоростей и ускорений. Посредством построения планов скоростей и ускорений механизма в положении …… графически определены числовые значения этих параметров в характерных точках. Масштабные коэффициенты кинематического анализа: …………………………………………………………………………..
В соответствии с конструктивной схемой, указанной в задании, спроектирован (указать какой) редуктор электромеханического привода (указать какого исполнительного механизма). Параметры исполнительного механизма на входном валу: частота вращения…….об/мин; мощность…..кВт.
На первом этапе проектирования были определены кинематические параметры: передаточные числа всех передач (перечислить названия передач), крутящие моменты на валах (перечислить назначение всех валов), частоты их вращения и количество циклов нагружения в течение срока эксплуатации.
На втором этапе проектирования выполнен силовой расчет (указать какой) передачи, в результате которого определены материалы для изготовления комплектующих изделий (перечислить изделия: зубч. колеса, червяк,червячное колесо), геометрические параметры этих изделий исходя из уровня напряжений, действующих в рабочих зонах передачи. При этом расчет проведен с соблюдением условий прочности. Так в ….передаче (здесь привести числовые значения всех видов напряжений: действующих и допускаемых). В результате были получены исходные данные для последующего расчета геометрических параметров валов.
На третьем этапе выполнена компоновка (указать какого) редуктора с учетом расчетных значений межцентровых расстояний, параметров подшипников, диаметров валов, размеров корпуса и крышки редуктора. В процессе компоновки определены длины пролетов. Эти данные послужили основой для разработки сборочного чертежа (указать какого) редуктора.
4. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Иванов, М.Н. Детали машин: учебник для втузов /М.Н. Иванов,В.А. Финогенов – 12 издание. Высш. Шк. 2008 – 408 с.
Лукьянов, А.М. Сопротивление материалов: учебное пособие для вузов ж.д. трансп./А.М. Лукьянов. Учебно – методический центр по образованию на ж.д. транспорте.
Тимофеев, С.И. Теория механизмов и механика машин / С.И. Тимофеев. – Ростов на Дону: Феникс, 2011. – 349 с.
Проектирование механических передач: учебно справочное пособие для ВТУЗов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов: «Альянс», 2008. – 591 с.
Теория механизмов и машин: учебное пособие для вузов / М.З. Козловский, А.Н. Евграфов, Ю.А. Семенов, А.В. Слоущ: Академия , 2006.
Сурин, В.М. Прикладная механика: учебное пособие для вузов / В.М. Сурин – 3-е издание / Новое знание, 2008 – 388 с.
7. Методические материалы кафедры ОПМ РГУПС.
Подпись
Дата
Лист
3
ПМ 205.08.12 ПЗ
Разработал
Петров Е.И.
Проверил
Рассохин Г. И.
.
Кинематический анализ и
синтез механизмов
Листов
РГУПС. ОПМ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист