Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве и на транспорте.

Перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объёма её выпуска.

Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.

Выполнение курсового проекта по «деталям машин» завершается общеобразовательный цикл подготовки студентов. При выполнении работы используются знания из ряда пройденных предметов: теория машин и механизмов, механика материалов и конструкций, материаловедение и другие.

Объектом курсового проекта является привод цепного транспортера.

1. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода

1.1 Анализ кинематической схемы привода и его передаточного механизма

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического горизонтального редуктора, муфты комбинированной компенсирующей с предохранительной по моменту.

Силовой поток от электродвигателя 1 идет через упругую муфту 2 к редуктору 3, далее последовательно через вертикальные цилиндрические передачи редуктора и через комбинированную управляемую муфту 4 на приводной вал с тяговой звездочкой 5.

Для упорядочения последующих расчётов на заданной кинематической схеме привода выполним дополнительные обозначения: по ходу силового потока нумеруем валы и элементы механических передач – шкивы (D1, D2).

1.2 Выбор стандартного асинхронного электродвигателя

Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединённых цилиндрических передач с учетом потерь в компенсирующей муфте общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:

                                                                  (1.1)

где  – коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической передачи, в расчётах принимаем ;

 – коэффициент полезного действия муфты, в расчётах принимаем .

 – коэффициент полезного действия пары подшипников, в расчётах принимаем = 0,99

.

В соответствии с заданной мощностью (Рв = 2,5025 кВт (Рв = Ft∙V=4,5∙0,55)) на выходном валу привода и расчётным значением общего КПД передаточного механизма () вычисляем требуемую мощность электродвигателя

                                                                                     (1.2)

Располагая численным значением мощности электродвигателя (Рдв = 2,77 кВт.) рассчитываем среднеквадратичную мощность двигателя РКВ= КЭК ∙ РДВ = 0,58 ∙ 2,77 = 1,6066 кВт, где КЭК = 0,58 при заданном режиме нагрузки.

Затем выбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность РД, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении РД отличаются номинальными частотами вращение валов nД.

При выборе двигателя будем следовать условию:

РД ³ РКВ                                                                                         (1.3)

Возможные варианты типоразмеров асинхронных электродвигателей и их основные параметры представляем в таблице №1.

Таблица 1.1

Вычислим номинальную частоту вращения вала двигателя nв, мин-1

                                                                                      (1.4)

Определяем возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения Uов, которое может быть реализовано в заданной схеме передаточного механизма привода.

Так как в заданной кинематической схеме присутствует редуктор и клиноременная передача, то ориентировочное значение общего передаточного отношения будет равно

где  − рекомендуемое значение передаточного числа цилиндрической зубчатой передачи.

При выборе электродвигателя будем ориентироваться на условие

                                                                                    (1.5)

Исходя из конструктивных соображений выбираем электродвигатель №4 марки 4А112MA8У3.

1.3 Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням

Сопоставляем возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения с расчетной величиной, выбираем конкретный типоразмер электродвигателя.

                                                                                  (1.6)

где - передаточное число быстроходной зубчатой цилиндрической передачи;

- передаточное число тихоходной зубчатой цилиндрической передачи;

Выполняем разбивку передаточного числа редуктора по его ступеням.

Назначаем передаточные числа для первой и второй ступеней редуктора (,).

,

                                                                                   (1.7)

Разбивка общего передаточного числа передаточного механизма привода завершена.

1.4 Определение номинальных частот вращения валов привода

Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной разбивки общего передаточного отношения  по ступеням передаточного механизма привода.

Частота вращения вала 1 (входного вала редуктора):

n1 = nД,                                                                                  (1.8)

n1 = 700 мин-1.

Частота вращения вала 2 (промежуточного вала привода):

,                                                                               (1.9)

.

Частота вращения вала 3 (выходного вала привода):

                                                                               (1.10)

1.5 Определение номинальных вращающих моментов на валах привода

Номинальные вращающие моменты, действующие на валах привода, определим с учётом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия.

Определим номинальный вращающий момент на первом валу привода с помощью формулы:

,                                                  (1.12)

где Рдс – номинальная мощность на валу двигателя в кВт,

nд – номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин-1.

Номинальный вращающий момент на первом валу:

,                                                                        (1.13)

.

Номинальный вращающий момент на втором валу:

,                                                                    (1.13)

.

Номинальный вращающий момент на третьем выходном валу:

,                                                                                 (1.14)

.

1.6 Техническая характеристика привода

В технической характеристике приведены численные значения основных кинематических и энергетических параметров привода.

Номинальный вращающий момент на выходном валу, Н·мм 69,68·104.

Номинальная частота вращения выходного вала, мин-1     36,6.

Общее передаточное отношение редуктора                         20.

Общий коэффициент полезного действия                                       0,903.

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес тихоходной передачи

Номинальная частота вращения ведущей шестерни n2 = 140 мин-1.

Номинальная частота вращения ведомого колеса n3 = 36,6 мин-1.

Срок службы передачи, часов (лет): 5 лет.

Расчёт допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке представлен в таблице №2.1.

Таблица 2.1

2.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи

Номинальная частота вращения ведущей шестерни n1 = 700 мин-1.

Номинальная частота вращения ведомого колеса n2 = 140 мин-1.

Срок службы передачи (лет): 5 лет.

Расчёт допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке представлен в таблице №2.2.

Таблица 2.2

3. Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 2-й ступени редуктора

3.1 Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

 мм

где [sH] − расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары, МПа; [sH] = 469,4 МПа;

 − предварительное значение коэффициента нагрузки, = 1,25 (для тихоходной передачи);

 − коэффициент ширины зубчатого колеса, = 0,4.

 мм

Расчетную величину межосевого расстояния а2' округлим до ближайшего стандартного значения а2.

а2 = 200 мм.

3.2 Руководствуясь зависимостями назначается номинальный модуль зацепления m

m = (0,01…0,02) · а = (0,01…0,02) ·200 = (2,0…4,0).

m = 3,0 мм.

3.3 Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев  на делительном цилиндре в пределах  = 15…210:

3.4 Определим суммарное число зубьев шестерни по зависимости

3.5 С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m, межосевого расстояния а и принятого суммарного числа зубьев  находят действительный угол наклона линии зубьев b на делительном цилиндре

3.6 Определим ширину b4 и b3 зубчатого колеса и шестерни

b4 = ;

b4 = .

b3 = ;

b3 = .

3.7 Находим коэффициент осевого перекрытия

= 1,12;

= 1,12;

= 1,12.

3.8 Вычисляем числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4

;

.

Расчетные значения  и округлим до целых чисел Z3 и Z4:

Z3 = 25; Z4 = 102.

3.9 Фактическое передаточное число передачи

;

.

Это удовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4% от номинального значения.

3.10 Окружная скорость в зацеплении, м/с

,

где  − делительный диаметр шестерни.

.

.

.

3.11 Назначаем 9-ю степень точности передачи [3. ............