Введение

Машиностроению  принадлежит ведущая роль среди  других  отраслей экономики, так  как основные производственные процессы  выполняют машины. Поэтому и технический  уровень многих отраслей в значительной мере определяет  уровень развития  машиностроения .

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени  разработки  и внедрение  новых машин, повышение  их надежности и долговечности –  основные  задачи  конструкторов  –машиностроителей. Одним из направлений  решения   этих задач  является  совершенствование  конструкторской  подготовки  инженеров  высших заведений .

Большие возможности  для совершенствования  труда  конструкторов  дает применение ЭВМ, позволяющие  оптимизировать  конструкций, автоматизировать  различную  часть  процесса проектирования. Объектами  курсового проектирования являются  приводы различных  машин и  механизмов, использующие  большинство  деталей  и узлов  общего  машиностроительного  применения.

Важной  целью выполнения проекта  является развитие инженерного  мышления, включающее умение использовать  предшествующий  опыт, находить  новые идей, моделировать, используя аналоги. Курсовому  проекту  по деталям машин  свойственна  многовариантность решения  при  одном  и том же заданий  развивает  у студентов  мыслительную деятельность  и инициативу.

Важнейшей задачей  курсового проектирования- развитие умения разрабатывать  техническую  документацию. Базируясь на исходных  предпосылках  из курса  графики  машиностроительного  черчения,  в  процессе  самостоятельной  работы  над курсовым проектом, студенты  овладевают  свободным  чтением  и выполнением  чертежей  неограниченной сложности. 
 
 

1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ  И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение  общего КПД привода 

,

где- КПД прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

- КПД клиноременной  передачи

- КПД пары подшипников качения

        m-число пар подшипников

,

m=2

Принимаем ,  

         0.960.95

1.2 Определение  расчетной мощности электродвигателя 

1.3 Определение  среднеквадратичной мощности электродвигателя 

         ,

где  -частные значения нагрузок на i-тых участках циклограммы  нагружения

частные значения   длительности нагрузок на i-тых участках циклограммы нагружения

наибольшее  значение длительно  действующей нагрузки

- срок службы передачи 
 

Принимаем номинальную мощность трех фазного  асинхронного электродвигателя серии 4А по ГОСТ 19523-81 P=4 кВт. 

1.4 Выбор  электродвигателя и разбивка  общего передаточного числа привода  по ступеням

По принятой номинальной мощности электродвигателя из каталога выбирают  четыре  электродвигателя серии 4А по ГОСТ  19523-81 с различной  частотой  вращения вала.

Для них  выполняем сравнительный расчет. Результаты сведем в таблицу.

         Таблица .1

 
 
 

Продолжение таблицы.1

 

Анализируя  полученные результаты,  приходим к выводу, что может быть использован  только  электродвигатель: 4A132S8Y3

Выбранный электродвигатель проверим на достаточность  пускового момента.

Должно  соблюдаться условие:

 

где = 2.6 

1.5 Определение  частоты вращения валов привода

Вал электродвигателя (ведущего шкива) 

Входной вал редуктора (вал шестерни) 

Выходной  вал редуктора 

1.6 Определение  крутящих моментов валов привода

Вал электродвигателя 

Входной вал редуктора (вал шестерни) 

Выходной  вал редуктора 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2.РАСЧЕТ КЛИННОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1.Выбор сечения ремня

Исходя  из заданной передаваемой мощности и  пологая, что скорость ремня V=5….10 М/с принимаем предварительно три сечения ремня. А, Б и. В, ГОСТ 1284-80

2.2.Определение расчетного диаметра ведущего шкива.

Принимаем следующие диаметры шкивов для всех трех форм сечений  ремня: ;  ; ;  ;

2.3.Определение скорости ремня 
 
 

Дальнейший  расчет ведем для всех трех форм сечений

2.4.Определение диаметра ведомого  шкива

;  ;   ; 

где - относительное проскальзывание ремня

Для резиновых  ремней принимаем   
 
 
 
 

Принимаем , ГОСТ 17383-73 

2.5.Определение фактического передаточного числа и отклонения от заданного значения 

 

 
 

 
 
 

Допустимое  отклонение фактического передаточного  числа от заданного не должно превышать 5%.

2.6.Определение межосевого расстояния 

Для сечения  А 
 

Принимаем  
 
 

Для сечения  Б 
 

Принимаем  

Для сечения  В 
 

Принимаем  
 

2.7.Определение минимальной длинны ремня 
 
 
 

2.8.Определение расчетной длинны ремня 
 
 
 
 
 
 

 
Принимаем 

2.9.Определение частоты пробега ремня 
 
 
 

2.10.Уточнение межосевого расстояния 
 
 
 
 
 
 

2.11.Определение угла обхвата меньшего шкива 
 
 

2.12.Определение полезного допускаемого напряжения в ремне 
 
 

Принимаем предварительное напряжение в ремне 

тогда  
=1.48 МПа.    =1.48 МПа.   =1.48 МПа. 

-коэффициент,  зависящий от угла обхвата.

Принимаем = 0.96  = = 0.962 

-скоростной  коэффициент, учитывающий ослабление  сцепления  ремня со шкивом  под действием центробежных сил

Принимаем =1.042   =1.036   =1.014 
 
 
 

2.13.Определение окружной силы 
 
 

2.14.Определение числа ремней 

Округляем до 13; 

Округляем до 6; 

Округляем до 2; 

где   

2.15.Определение силы предварительного натяжения 
 

2.16.Определении максимального напряжения в ремне 

где -полезное напряжение от центробежных сил. 

Для резинотканевого  клинового ремня 

- напряжение от центробежных сил  
 

-напряжение изгиба при отгибаний ремнем ведущего щкива. 

E-модуль упругости

Тогда   
 

2.17.Определение срока службы ремня 

где -предел выносливости ремня зависящий от его материала;

-число  шкивов в передаче

- частота пробегов  ремня;

- коэффициент учитывающий  режим работы; 
 
 

Полученная  долговечность ремня вполне приемлема 
 
 
 
 

3.Расчет закрытой  прямозубой  цилиндрической  передачи

Данные  для расчета:

u-передаточное число                                                     3,55

-частота вращения шестерни,                          367,3

- крутящий момент  на валу шестерни, Н м             60,89

- срок службы передачи,  ч                                          13.5

3.1.ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ

Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости зубьев:  

где 

-вспомогательный  коэффициент, имеющий  размерность МПа;

- предаточное  число;

- крутящий момент  на валу  шестерни  при расчете на  контактную   выносливость, Н м

- допустимое контактное  напряжение, МПа.  Так как в зацеплений  участвуют шестерни  и зубчатое колесо, то необходимое  опрелделить соответствующей  им

=495 МПа для рпямозубой передачи;

=3,55- по данным расчета;

==60,89- по данным расчета.

                              
                                  

                              ;                           

В расчетную  формулу определения межосевого расстояния подставляется  меньшее из получаемых значений

гдеи пределы контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующих эквивалентному числу циклов перемены напряжений  МПа.

При выполнений проектировочного расчета предварительно принимается:

                                                                                    

где    -коэффициент учитывающий шерховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

         -коэффициент учитывающий  окружную скорость;

                                                                

          коэффициент учитывающий влияние смазки; 

           - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса; 

            - коэффициент безопасности;

Для зубчатых колес с однородной структурой материала            =1.1 

            ;                          

                   ;                        

где и     -пределы выносливости поверхности зубьев шестерни и колеса, соответствующему базовому числу циклов перемены напряжений, МПа при

    - Коэффициент долговечности;

               

                      ;                      

                                                  

                     ;                     

где и - твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

     Стремясь получить сравнительно  небольшие размеры передачи и  не высокую ее стоимость, принимаем   для изготовления шестерни –  сталь 40 ХН с улучшением, при   этом =260, а для изготовлений зубчатого колеса –сталь 40ХС с улучшением, при =240

    При выборе материала и термообработки  необходимо выполнять условие: 
 
 

Тогда: 
 
 
 

                                                      ,                                     

где       - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

             -  эквивалентное число циклов перемены напряжения.

Определяется в зависимости о данных графика нагрузки.

                              

                                          При постоянном значении частоты вращения  зубчатых колес  

                                  

где  - частные значения нагрузок на шестерне или колесе, соответствующие i-тым участкам графика нагрузки, Н М;

    - наибольшее значение длительно действующих нагрузок на шестерни или колесе, Н м;

      -  частные значения длительности нагрузок на i-тых участках графика

нагрузки, час;

В соответствии с графиком нагрузки.

Для шестерни: 

60

Для колеса:

  

60 

При для непосредственной нагрузки принимаем  

Тогда: 
 
 
 

При этом

                             
 

                       =550/1.1

В расчетную формулу межосевого расстояния подставляем МПа

     Для зубчаты колес  из улучшенной  к нормальной стали при несимметричном расположений зубчатых колес относительно опор для зубчатых колес с закаленной сталью

При симметричном расположений зубчаты колес относительно опор              для подвижных зубчатых колес на валах коробок скоростей                       

 . В редукторах для каждой последующей степени увеличивают на  20%.....30%.

Принимаем для одноступенчатого редуктора симметричное расположение зубчатых колес относительно опор.

Тогда

 

 зависит от расположения зубчатых колес относительно опор, твердости зубьев и величины  

= отношение ширины зубчатого венца к начальному диаметру шестерни.

Но

При =0.6 и симметричном расположений зубчатых колес принимаем =1.05

Тогда  

Принимаем  

Определение модуля зацепления 
 

По ГОСТ 9563-60 принимаем  

Суммарное число  зубьев.

                                                                                         

Число зубьев шестерни и колеса.

             

                                                                                            

Округляем   

                                                                                                  

Делительные диаметры шестерни и колеса 
 

Ширина зубчатых колес .

Ширина  венца колеса: 

Ширина  венца шестерни:

  мм

Диаметры вершин зубьев.

=62+22=66мм

=218+4=222мм

Диаметры впадин зубьев. 
 

Фактическое межосевое  расстояние.

   

 Окружная  скорость и степень точности  передачи.

 
                                           

По таблице  принимаем  9-ю степень точности. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3.2.Проверочный расчет

Определение контактны напряжений, действующих  в зацеплений.

Условие прочности при контактной выносливости. 
 
 

-коэффициент, учитывающий  форму сопряженных поверхностей  в полосе зацепления;

- коэффициент, учитывающий   механические свойства сопряженных материалов поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий  суммарную длину контактных линий 

-удельная  расчетная окружная  сила, Н/мм.

Принимаем

=1.76

=275 

Для прямозубой передачи: 

где -коэффициент торцевого перекрытия. 

Для прямозубой передачи =1.74

Тогда: 
 
 

где  -исходная расчетная окружная сила при расчете на контактную выносливость, Н

-коэффициент,  учитывающий распределения нагрузки  между зубьями.

-коэффициент,  учитывающий динамическую  нагрузки, возникающую  в зацеплений;  

==1964 H

=1 – для прямозубой  передачи; 

  – ранее принято;

,                                                                     

где - динамическая добавка. 

где - удельная окружная динамическая сила Н/мм.

где _{-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификаций профиля головки зуба;}

-коэффициент  учитывающий влияние  разности шагов  зацепления зубьев  шестерни и колеса.

При  для прямых зубьев шестерни  _=0.006 и 9-й степени точности =73

Ранее принято , u=3,55 
 
 
 
 
 

Условие прочности выполнено.

Расчет  зубьев на выносливость при изгибе.

Условие прочности: 

где    -напряжение при изгибе, МПа;

         -Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

         m- модуль зацепления, мм;

Принимаем   =3.79 ,=3.60

Для прямозубой передачи   

где -исходная окружная  расчетная сила при расчете на изгиб, Н.

Предварительно  полагаем, что в зацеплении  находится  одна пара зубьев  и  принимаем  для прямозубой  передачи =1.

При и при симметричном расположений зубчатых колес  относительно опор  принимаем =1.06