126054 (690850)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

_{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 РКВ (1.3)

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

Таблица 1.1

№ п/п	Тип электродвигателя	Номинальная мощность двигателя РД, кВт	Номинальная частота вращения вала двигателя nД, мин-1	Передаточное число
1	4А80B2У3	2,2	2850	77,87
2	4А90L4У3	2,2	1425	38,93
3	4А100L6У3	2,2	950	25,9
4	4А112MA8У3	2,2	700	19,12

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

Наименование, указание						Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое значение
						шестерня					колесо
1 Вариант материалов и термической обработки зубьев						1					1
2 Марка стали						40ХН ГОСТ 4543–71					45 ГОСТ 1050–88
3 Термическая или химико-термическая обработка зубьев						Улучшение					улучшение
4 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм						100					100
5 Способ получения заготовки						Прокат круглый					Поковка
6 Механические характеристики материалов (по данным таблицы 2): твёрдость сердцевины, твёрдость поверхности зуба, предел текучести						230…300 НВ 230…300 НВ 600					192…240 НВ 192…240 НВ 450
7 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины
8 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности
9 Предел контактной выносливости материала, МПа
10 Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям
11 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов
12 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи
13 Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям
14 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям
15 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям		Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений 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 расчёте по контактным напряжениям	При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 имеем: SH3=1,1 SH4=1,1
17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа
18 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа	С учётом указаний к формулам (16)… (18) для 1-го варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем =458,0
19 Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа
20 Предел изгибной выносливости материалов, МПа
21 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки
22 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость	При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:
23 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения	Поскольку передача непрерывная, принимаем
24 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба
25 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба
26 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба		Поскольку в рассматриваемом материале то в последующих расчётах с учётом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е.
27 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба		При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 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 изгиба при расчете на выносливость, МПа
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа
Максимальные допускаемые напряжения изгиба при проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа

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

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы