Детали Машин

Реферат

Пояснительная записка 52 листов, 9 рисунков, 6 таблиц, 6 источников, 1 приложение. Графическая часть: 4 листа формата А1.

Привод, цилиндрический редуктор, клиноременная передача, муфта зубчатая, валы, подшипники, расчеты, конструирование.

Цель курсового проекта: разработка проекта привода транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического зубчатого редуктора и зубчатой муфты.

В процессе проектирования выбран электродвигатель 4A90L2Y3 с номинальной мощностью 3,0 кВт, частотой вращения 2840 об/мин. Общее передаточное число привода 46,5, общий КПД 0,824.

Выполнены расчеты  клиноременной и закрытой цилиндрической зубчатой передачи, определены геометрические и конструктивные параметры элементов передач. Выполнены проектный расчет и конструирование валов редуктора, проверочные расчеты тихоходного вала, определены размеры основных элементов корпуса редуктора, рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры, выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Решены вопросы выбора посадок деталей редуктора, систем смазки подшипников и зацепления зубчатых колес, выбор типоразмера зубчатой муфты и ее конструирования. Рассмотрены вопросы сборки редуктора, регулировки осевой игры подшипников, мероприятий по охране труда и технике безопасности, выполнена стандартизация в курсовом проекте.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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, на транспорте.

Государством перед машиностроением  поставлена  задача значительного  повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.

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

Выполнением курсового проекта  по «Деталям машин» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. При выполнении моей работы активно используется знания из ряда пройденных предметов: теория машин и механизмов, сопротивления материалов, материаловедения и др.

Объектом  курсового проекта является привод ленточного транспортера с цилиндрическим двухступенчатым редуктором вертикально исполнения использующие большинство деталей и узлов общего назначения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1. Кинематическая схема привода: 
1 – двигатель электрический; 2 – клиноременная передача;  
3 – редуктор цилиндрический горизонтальный;  
4 – муфта зубчатая.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2. График нагрузки.

1.1 Анализ кинематической  схемы привода и его передаточного механизма.

 

Привод представленный   на   рис. 1 состоит   из электродвигателя 1, клиноременной передачи 2, вертикального цилиндрического двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью 3, зубчатой муфты 4.

Силовой поток  от электродвигателя идёт последовательно через ременную передачу, а затем через закрытые зубчатые цилиндрические передачи редуктора

Для упорядочения последующих расчетов на заданной кинематической схеме привода введем дополнительные обозначения: по ходу силового потока, т.е. в направлении от двигателя к выходному валу передаточного механизма, нумеруем валы и элементы механических передач - зубчатые колеса (z₁, z₂, z₃, z₄).

 

 

 

1.2 Выбор стандартного  асинхронного электродвигателя

 

1.2.1. Поскольку в рассматриваемой кинематической схеме привода (рис. 1) передаточный механизм состоит из двух цилиндрических передач, ременной передачи, то с учётом потерь в муфте общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:

 

,  
где = 0,98 - коэффициент полезного действия муфты; 
- коэффициент полезного действия пар подшипников; 
-коэффициент полезного действия закрытой зубчатой цилиндрической передачи; 
- коэффициент полезного действия ременной передачи.

 

1.2.2. В соответствии с заданной  мощностью Р_В на выходном валу привода и расчетным значением общего КПД передаточного механизма вычисляем требуемую статическую мощность электродвигателя

 кВт. 

1.2.3 Располагая численным значением  Р_дс выбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность Р_д, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении Р_д отличаются номинальными частотами вращения валов n_д.

Возможные варианты типоразмеров асинхронных  электродвигателей и их основные параметры представлены в таблице 1.

 

Примечание.

Расчетное общее передаточное отношение  передаточного механизма привода U_oб в табл.1 вычислено по зависимости:

,         
где , мин^-1 - частота вращения вала двигателя;  

Таблица 1 – Возможные варианты типоразмеров асинхронных электродвигателей.

 

№№ п/п	Тип электродвигателя	Поминальная мощность двигателя РД, кВт	Номинальная частота вращения вала двигателя nД, мин-1	Расчетное общее передаточное отношение передаточного механизма привода
1	4А90L2Y3	3,0	2840	46,6
2	4A100S4Y3	3,0	1435	23,5
3	4А112MA6Y3	3,0	955	15,6
4	4А112MB8Y3	3,0	700	11,5

 

Исходя из конструктивных соображений, выбираем электродвигатель типа 4А90L2Y3  с расчетным общим передаточным отношением механизма привода .

1.3 Разбивка  общего передаточного отношения  передаточного механизма привода по его ступеням

 

1.3.1 Назначаем стандартное значение передаточного отношения редуктора

 

, где  

 

U_рем - передаточное отношение ременной передачи;  
U_рс – передаточное вертикального цилиндрического редуктора.

 

1.3.2 Выполняем разбивку передаточного  отношения редуктора U_рс по его ступеням.

, где   

-передаточное отношение быстроходной ( первой ) ступени

- передаточное отношение тихоходной ( второй ) ступени

1.4 Номинальные  частоты вращения валов привода

 

 

Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяем с учетом выполненной разбивки общего передаточного отношения U_ос по ступеням передаточного механизма привода.

 

Частота вращения вала 2 ( ведущего, входного вала редуктора)

 мин^-1.      

Частота вращения вала 3 (ведущего, входного вала редуктора)

 мин^-1.                   

Частота вращения вала 4 (промежуточного вала редуктора)

 мин^-1.     

 

1.5 Номинальные  вращающие моменты на валах  привода

 

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

Номинальный вращающий момент ( ) на валах:  

.              

.                           

.              

   

 

1.6 Техническая  характеристика привода

 

Номинальная мощность электродвигателя 3,0 КВт.

Номинальная частота вращения электродвигателя 2840 об/мин.

Общее передаточное число 46,5

Номинальный вращающий момент на выходном валу 418 нм.

Частота вращения выходного вала 63,1 об/мин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для первой  (быстроходной ) передачи редуктора

2.1 Исходные  данные

 

Таблица 2

Наименование параметра, размерность	Обозначение, численное значение, указание
Схема передачи	Согласно техническому заданию, рис. 1
Номинальная частота вращения ведущей  шестерни, мин-1	n1=1136 мин-1 по данным кинематического расчета
Номинальная частота вращения ведомого колеса, мин-1	n2=227 мин-1 по данным кинематического расчета
Циклограмма или типовой режим нагружения передачи	Заданы техническим заданием, рис. 2
Срок службы (ресурс) передачи, часов (лет)	Пять лет
Режим работы (продолжительность включения)	ПВ = 1

2.2 Расчет допускаемых  напряжений для зубчатой пары  при термической обработке улучшение

 

Расчет допускаемых  напряжений для зубчатой пары при  термической обработке улучшение приведен в таблице 3

 

Таблица 3

Наименование, указание	Обозначение, формула, вычисление, величины
	Шестерня		Колесо
1. Вариант материала и термической  обработки зубьев (по таблице 1 )	1		1
2. Марка стали	40Х ГОСТ 4543-71		45 ГОСТ 1050-88
3. Термическая или химико-термическая обработка зубьев	Улучшение		Улучшение
4. Предполагаемый размер заготовки не более, мм	100		100
5. Способ получения заготовки	Прокат круглый		Сковка
6. Механические характеристики материалов ( по данным таблицы 2): твердость  сердцевины, твердость поверхности зуба, предел текучести σт, МПа	230…300 НВ 230…300 НВ 600		192…240 НВ 192…240 НВ 450
7. Наиболее вероятная (средняя)  твердость сердцевины	НВ1с=(230+300)/2=265		НВ2с=(192+240)/2=216
8. Наиболее вероятная (средняя)  твердость поверхности	НВ1п= НВ1с=265		НВ2п= НВ2п=216
9. Предел контактной выносливости материала, МПа (по данным таблицы 3)
10. Базовое число циклов нагружения  при расчете по контактным  напряжениям; приближенное значение принимают по данным рисунка 4, точное рассчитывают по зависимостям (7,8)
11. Суммарное машинное время  работы (ресурс) передачи, часов; задано в техническом задании или его вычисляют по формуле (14)	Где С=5 лет, Кгод=0,67, Ксут=0,56, ПВ=1
12. Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи	где n1, n2- частоты вращения 2 и 3 валов соответственно, СВ1, СВ2- коэффициенты
13. Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям; определяют с учетом циклограммы нагружения или при заданном типовом режиме нагружения
14. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям
15. Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям	Поскольку эквивалентные числа  циклов перемены напряже- ний NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2, что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому ;
16. Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям; принимаем по данным таблицы 3 с учетом марки материала, вида термической обработки и вероятности неразрушения	При вероятности неразрушения P(t)=0,98 имеем: SH1=1.1                        SH2=1.1
17. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на вынос- ливость активных поверхностей зубьев, МПа
18. Расчетное допускаемое контактное  напряжение для проектного расчета передачи, МПа	С учетом указаний для первого варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем
19. Максимальное допуска-емое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа
20. Предел изгибной выносливости материалов, МПа
21. Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки	YZ1=0,9		YZ2=1,0
22. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную прочность	При окончательной механической обработке  зубьев- шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем: YR1=YR2=1,0
23. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки	Поскольку передача нереверсивная, принимаем YA=1,0
24. Коэффициент эквивалент- ности при расчете по напряжениям изгиба
25. Эквивалентные числа циклов перемены напряже- ний зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
26. Коэффициенты долговеч- ности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба	Поскольку NFE1>NFG=4*106 и NFE2>NFG, то в в последующих расчетах с учетом ограничений принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е. YN1=YN2=YNmin=1
27. Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба в зависи мости от обработки	При вероятности неразрушения P(t)=0,98 имеем: SF1=1.75                        SF2=1.75
28. Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, МПа
29. Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа
Итоговые результаты определения  допускаемых напряжений для зубчатой передачи
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа
Допускаемые напряжения при расчете  на выносливость, МПа
Максимальные контактные напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности при кратковременных перегрузках, МПа

3 Проектный расчёт быстроходной цилиндрической косозубой передачи

3.1 Исходные  данные для расчета.

 

                                                                                                                       Таблица 4

Наименование параметра, размерность	Обозначение, численное значение, указание
Номинальный вращающий момент на ведом валу (колесе) проектируемой передачи, Нмм	Т3 =
Номинальная частота вращения ведущего вала проектируемой передачи, мин-1	n1 = 1136
Номинальная частота вращения ведомого вала проектируемой передачи, мин-1	n2 = 227
Передаточное число проектируемой  передачи	U = 5
Схема передачи	По данным технического задания
Расчётное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары, МПа	[σН] = 394

 

3.2 Проектный  расчет передачи.

 

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

а' = (U+1)

= (5+1) = 121 мм,

где К'_Н = 1,4 – предварительное значение коэффициента нагрузки (для быстроходной передачи К'_Н = 1,3…1,45);

ψ_ba = 0,2 – коэффициент ширины зубчатого колеса

Расчётную величину межосевого расстояния а' округляем до ближайшего стандартного значения, руководствуясь данными из, откуда следует, что а = 120 мм.

3.2.2. Назначаем нормальный модуль  зацепления m.

При твёрдости зубьев колеса HB₂ ≤ 350 принимаем m = (0,01…0,02)а.

m = 0,0158*а = 0,0158*121=1,9 мм.

Принятое значение нормального  модуля должно быть согласовано со стандартным рядом, откуда следует m = 2.

3.2.3. Задаёмся предварительным значением  угла наклона линии зубьев β'.

Для косозубой цилиндрической передачи β' = 15…20°, откуда β' = 18°.

3.2.4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по зависимости:

z_∑' = (2*a*cos β')/m =

=114.

Расчётное значение z_∑' округляем до целого z_∑ = 114.

3.2.5. С учётом стандартных значений  нормального модуля зацепления m, межосевого расстояния а и принятого числа зубьев  z_∑ находим действительный угол наклона линии зубьев β на делительном цилиндре.