Омський державний аграрний університет
Кафедра: деталей машин та інженерної графіки
Пояснювальна записка
По курсовому проекту "Деталі машин"
Завдання 0102
Розробив:
студент факультету
технічного сервісу
в АПК 42 гр.
Бабак В.С.
Прийняв: викладач
Єремєєв А.А.
Омськ 2005
Зміст
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Загальний ККД двигуна
1.2Вибор електродвигуна
1.2.1 Необхідна потужність електродвигуна
1.2.2 Загальне передавальне відношення приводу і окремих ступенів
1.2.3 Знаходимо частоту обертання барабана (nб)
1.3 Загальне передавальне відношення приводу і окремих ступенів
2. Розрахунок клиноремінною передачі
2.1 Визначаємо обертаючий момент
2.2 Визначаємо діаметр меншого шківа
2.3 Визначаємо діаметр великого шківа
2.4 Визначаємо міжосьова відстань в інтервалі amin і аmax
2.5 Визначаємо довжину ременя
2.6 Уточнюємо міжосьова відстань
2.7 Визначаємо кут обхвату
2.8 Визначаємо число ременів
2.9 Визначаємо натяг галузі ременя
2.10 Визначаємо силу діючу на вал
2.11 Робочий ресурс передачі, год
3. Розрахунок закритою косозубой циліндричної передачі
3.1 Вихідні дані
3.2 Розрахунок на контактну міцність
3.2.1 Вибір матеріалу і термообробки
3.2.2 Визначення допускаються контактних напружень
3.2.3 Міжосьова відстань
3.2.4 Геометричні параметри зубчастої передачі
3.2.5 Окружна швидкість зубчастих коліс
3.2.6Определяем коефіцієнт торцевого перекриття
3.2.7 Уточнення коефіцієнта. Коефіцієнт навантаження
3.2.8 Контактні напруги
3.3 Розрахунок на міцність згинальну
3.3.1 Визначення допустимих напружень вигину
3.3.2 Коефіцієнт навантаження
3.3.3 Сравнітльная оцінка міцності зубів
3.3.4 Перевірка згинальної міцності зубів
3.4 Визначення зусиль у зачепленні
3.4.1 Окружні зусилля
3.4.2 Радіальні зусилля
3.4.3 Осьові зусилля
4. Розрахунок валів
4.1 Попередній розрахунок валів
4.1.1 Діаметр кінця валу
4.2 Визначення конструктивних розмірів деталей редуктора
4.3 Розрахунок підшипників
4.3.1 Ведучий вал
4.3.2 Ведений вал
4.4 Уточнений розрахунок валів
5. Вибір і розрахунок шпонок
5.1. Вхідний вал
5.2. Вихідний вал (зубчате колесо)
5.3. Вихідний вал (кінець валу)
6.Вибор сорти масла
7. Розрахунок загального виду приводу
Література
1. Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Загальний ККД двигуна
(1)
де ŋ 1 - ККД однієї пари підшипників кочення, ŋ 1 = 0,99; [7, с.5]
ŋ 2 - ККД клиноремінною передачі, ŋ 2 = 0,96; [7, с.5]
ŋ 3 - ККД закритою циліндричної передачі, ŋ 3 = 0,97; [7, с.5]
1.2 Вибір електродвигуна
1.2.1 Необхідна потужність електродвигуна
(2)
1.2.2 Загальне передавальне відношення приводу і окремих ступенів
(3)
де: n б - частота обертання бару б ана
u 1 - передавальне відношення пасової передачі;
u 2 - передаточне відношення циліндричної передачі;
1.2.3 Знаходимо частоту обертання зірочки (nз)
(4)
Вибираємо електродвигун: Рел = 11кВт, n ел = 2900мін ~ ¹,
Двигун АІР132М2 ТУ 16-525.564-84.
1.3 Загальне передавальне відношення приводу і окремих ступенів
(6)
За ГОСТ 2185-66 вибираємо передавальні відносини u 1 = 2,9; u 2 = 4,5; u 3 = 5. Так щоб U заг = 14,98:
2. Розрахунок клиноремінною передачі.
Вибір перерізу ременя:
Перетин ременя вибираємо по номограмі з методичних вказівок щодо n ел / Рел і отримуємо перетин Б. [5, с. 134]
2. 1 Визначаємо обертаючий момент
3.2 Визначаємо діаметр меншого шківа
(8)
За ГОСТ 17383-73 округляємо до найближчого стандартного: d 1 = 90 мм.
2.3 Визначаємо діаметр великого шківа
(9)
де: ε = 0,02 [6 с. 212]
За ГОСТ 17383-73 приймаємо d 2 = 250мм
2.4 Визначаємо міжосьова відстань в інтервалі amin і аmax:
(10)
де h = 8 (висота перерізу ременя)
(11)
2. 5 Визначаємо довжину ременя:
(12)
Округлюємо довжину ременя до L = 1120мм
2.6 Уточнюємо міжосьова відстань
(13)
(14)
(15)
2. 7 Визначаємо кут обхвату
(16)
2.8 Визначаємо число ременів
(17)
де С L - коефіцієнт довжини ременя (С L = 0,91 [5, с. 135 табл. 7,9]);
З р - коефіцієнт режиму навантаження (С р = 1,1 [6 с. 260, табл 9.3]);
Р 0 - номінальна потужність передається одним ременем (Р 0 = 1,32 []);
З α - коефіцієнт кута обхвату (С α = 0,92 [c .259]);
З z-коефіцієнт передавального відношення (С z = 0,9 [6 с.259]).
Приймаються число ременів рівне семи.
2. 9 Визначаємо натяг галузі ременя
(18)
де V-окружна швидкість
(19)
2.10 Визначаємо силу діючу на вал
(20)
3. Розрахунок закритою косозубой циліндричної передачі.
3.1 Вихідні дані
Частота обертання шестірні: ω 2 = 108,4 с-¹;
Момент передається шестернею: Т 2 = 67,7. 10 3 Н. Мм;
Передаточне число: U 2 = 5;
3.2 Розрахунок на контактну міцність
3.2.1 Вибір матеріалу і термообробки
Сталь 40Х, для колеса та шестерні гарт поверхневого шару ТВЧ.
G н lim - межа контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження. [7, С8; 6, с254]
для шестерні G н lim = 17 HRC +200 = 1050мПа; HRC = 50
для колеса G н lim = 17 HRC +200 = 1050мПа; HRC = 50
3.2.2 Визначення допускаються контактних напружень
(22)
де S н - коефіцієнт безпеки [(S н = 1,2) 7, табл306];
К н L - коефіцієнт довговічності [(Кн L = 1) 7, табл305];
N але - базове число циклів зміни напружень [7, табл307]
N не - еквівалентне число циклів
(23)
де а - число зачеплень зуба за один оборот колеса (а = 1);
ω - кутова швидкість вала, рад / с;
L n - термін служби передачі, ч (Ln = 10000);
-Для шестерні
- Для колеса
Вибираємо [σ] н2 = [772] мПа, тому що матеріал і обробка вибрані однаковими.
3.2.3 Міжосьова відстань
(24)
де Z м - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів пов'язаних коліс, для пари сталевих коліс Z м = 271;
Z ε - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній, попередньо приймаємо Z ε = 0,85;
Z н - коефіцієнт, що враховує форму сполучення поверхонь зубів, попередньо приймаємо Z н = 1,75
Т ш - крутний момент на шестірні, Н. Мм;
Т ш = 67,7. 10 3 Н. Мм
К н - коефіцієнт навантаження, попередньо приймаємо К н = 1,3
К н l - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами, для косозубих К н l = 1,1
Ψ ba - коефіцієнт ширини колеса залежно від міжосьової відстані [(Ψ ba = 0,315) 7, табл314];
[Σ] н - розрахунковий контактне напруження, для косозубих коліс.
Міжосьова відстань першої передачі
За ГОСТ 9563-60 приймаємо а w = 112мм.
Міжосьова відстань другої передачі
За ГОСТ 9563-60 приймаємо а w = 180мм
3.2.4 Геометричні параметри зубчастої передачі
Першого ступеня
Модуль нормальний: m n = 2
Кількість зубів коліс:
Сумарне число:
(26)
Уточнюємо кут нахилу зубів β:
(27)
Кількість зубів шестірні:
(28)
Кількість зубів колеса:
(29)
Визначимо фактичний передавальне число:
(30)
Відхилення состовляет:
відхилення не перевищує допустиму
Ділильний діаметр:
Шестерні (31)
Колеса
Діаметр вершини зубів:
Шестерні (32)
Колеса
Діаметр западин зубів:
Шестерні (33)
Колеса
Діаметр основного кола:
Шестерні (34)
Колеса
Висота зуба:
(35)
Постійна хорда зуба:
(36)
Ширина колеса:
(37)
Ширина шестерні:
(38)
Другого ступеня
Модуль нормальний: m n = 3
Кількість зубів коліс:
Сумарне число:
(26)
Уточнюємо кут нахилу зубів β:
(27)
Кількість зубів шестірні:
(28)
Кількість зубів колеса:
(29)
Визначимо фактичний передавальне число:
(30)
Відхилення состовляет:
відхилення не перевищує допустиму
Ділильний діаметр:
Шестерні (31)
Колеса
Діаметр вершини зубів:
Шестерні (32)
Колеса
Діаметр западин зубів:
Шестерні (33)
Колеса
Діаметр основного кола:
Шестерні (34)
Колеса
Висота зуба:
(35)
Постійна хорда зуба:
(36)
Ширина колеса:
(37)
Ширина шестерні:
(38)
3.2.5 Окружна швидкість зубчастих коліс
(39)
Для циліндричної косозубой передачі призначаємо 9-ту ступінь точності [1, с.180 табл.12.2].
3.2.6 Визначаємо коефіцієнт торцевого перекриття
(40)
Першою передачі
Другий передачі
3.2.7 Уточнення коефіцієнта. Коефіцієнт навантаження
(41)
де К н β - коефіцієнт, що враховує нерівномірний розподіл навантаження по довжині зуба (К н β = 1,04 [7, табл.311]);
К н v - коефіцієнт динамічності навантаження (К н v = 1,01 [7, табл.311])
Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактної лінії.
(42)
Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів:
(43)
К н α - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами [(К н α = 1,09) 7, табл303]
3 .2.8 Контактні напруги
(44)
При σ н <[σ] н менш ніж на 15% показує те, що контактні напруги перебувають у межах норми.
3.3 Розрахунок на міцність згинальну
3.3.1 Визначення допустимих напружень вигину
(45)
де σ flimb - межа витривалості при згині, відповідний базовому числа циклів [(σ flimb = 830мПа) 7, табл.308];
S f - коефіцієнт безпеки: S f = S f '. S f ";
S f '- коефіцієнт, що враховує відповідальність
деталі [(Sf = 1,85) 7, табл.308];
S f "- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки [(S f" = 1) 7, табл308]; S f = 1,85
До fc - коефіцієнт, що враховує вплив двосторонньої навантаження (До fc = 1 - одностороннє програми навантаження);
Y s - коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу
до концентрації напружень [(Y s = 1,04) 7, табл.309];
Y r - коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні [(Y r = 1,05) 7, табл310];
До fl - коефіцієнт довговічності [(До fl = 1) 7, с.14];
3.3.2 Коефіцієнт навантаження
(46)
де K fβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба [(K fβ = 1,14) 7, табл312];
До fv - коефіцієнт, що враховує динамічність навантаження
[(До fv 1 = 1,03; До fv 2 = 1,02) 7, табл.312];
Коефіцієнт форми зубів Y vf знаходять по грфіку [(Y vf 1 = 4,13; Y vf 2 = 3,6) 7, табл.313]
3 .3.3 Порівняльна оцінка міцності зубів
(47)
3.3.4 Перевірка згинальної міцності зубів
(48)
де Y β - коефіцієнт враховує нахил зубів (Y β = 0,9)
До fα - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами [(До fα = 1,81) 7, табл.303]
3.4 Визначення зусиль у зачепленні
3.4.1 Окружні зусилля
(49)
3 .4.2 Радіальні зусилля
(50)
3 .4.3 Осьові зусилля
(51)
№ валу | Частота обертання, хв -1 | Передана потужність, кВт | Обертаючий момент, кН. М |
1 | |||
2 | |||
3 | |||
4 |
4. Розрахунок валів
4.1 Попередній розрахунок валів
4.1.1 Діаметр кінця валу
(52)
де Т - крутний момент на розглянутому валу;
[Τ] кр - допустимі напруження кручення
[Τ] кр = (15 ... 50) мПа
Приймаються d1 = 26мм; d2 = 50мм
4.2 Визначення конструктивних розмірів деталей редуктора
Конструктивні розміри редуктора визначаємо за формулами з програми 1 (підшипники кулькові радіальні однорядні)
Компонування редуктора:
Встановлюємо масштаб.
Викреслює в зачепленні конічні і циліндричні зубчасті пари.
Розміщуємо підшипники.
Конструктивно оформляємо зубчасті пари, вали, корпус і т.д.
Уточнюємо відстань між опорами і положення зубчастих коліс відносно опор.
4.3 Розрахунок підшипників
4.3.1 Ведучий вал
З попередніх розрахунків:
F t = 3457Н - окружне зусилля конічної передачі;
F r = 1293Н - радіальне зусилля конічної передачі;
F x = 738Н - осьове зусилля конічної передачі;
Q = F b = 1373 H - зусилля натягу ременя.
Площина XZ.
(53)
Площина YZ
(54)
Перевірка:
(55)
Сумарна реакція
(56)
Підшипник 207 ГОСТ 8338-75.
C r = 25,5 kH; C or = 13,7; r = 2.5; B = 17мм; D = 72мм;.
Осьові складові R s = 0 тому підшипники радіфльние.
Відношення: , Звідси е = 0,26.
> Е, тоді Х = 0,56, У = 1,71.
Осьове навантаження при розрахунках не враховуємо.
Еквівалентна навантаження
(57)
гдеV-коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [(V = 1) 8, стр285]
До б - коефіцієнт безпеки при спокійній навантаження [(К = 1) 8, стр285];
До Т - температурний коефіцієнт [(К Т = 1) 8, стр285];
Розрахункова довговічність млн. об.
(58)
Розрахункова довговічність, ч.
(59)
,
що більше встановлених ГОСТ16162-85
4.3.2 Ведений вал
З попередніх розрахунків:
F t = 9522Н - окружне зусилля конічної передачі;
F r = 3543Н - радіальне зусилля конічної передачі;
F x = 2024Н - осьове зусилля конічної передачі;
Площина XZ.
(60)
Площина YZ
(61)
Перевірка:
Сумарна реакція
(6 2)
Підшипник 217 ГОСТ 8338-75.
C r = 83,2 kH; C or = 53,2; r = 2.5; B = 28мм; D = 150мм;.
Осьові складові R s = 0 тому підшипники радіфльние.
Відношення: , Звідси е = 0,23.
> Е, тоді Х = 0,56, У = 1,95.
Осьове навантаження при розрахунках не враховуємо.
Еквівалентна навантаження
(63)
гдеV-коефіцієнт обертання внутрішнього кільця [(V = 1) 8, стр285]
До б - коефіцієнт безпеки при спокійній навантаження [(К = 1) 8, стр285];
До Т - температурний коефіцієнт [(К Т = 1) 8, стр285];
Розрахункова довговічність млн. об.
(6 4)
Розрахункова довговічність, ч.
(65)
,
що більше встановлених ГОСТ16162-85
4.4 Уточнений розрахунок валів
Виконуємо розрахунок ведучого вала
Матеріал валу сталь 45, термічна обробка - поліпшення.
Межа витривалості при симетричному циклі згину:
Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень
Перетин А-А
Коефіцієнт запасу міцності:
(66)
(67)
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень, мПа.
(6 8)
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруг:
(69)
Коефіцієнт запасу міцності:
(70)
вийшов близьким до коефіцієнта запасу = 7,57.
5. Вибір і розрахунок шпонок
Розміри шпонок вибираємо з таблиць за ГОСТ 23360-78 (призматичні шпонки)
5.1 Вхідний вал
Для вхідного вала вибираємо шпонку:
bxhxl = 8x7x4, t 1 = 4, d в = 26мм, Т2 = 69500 Н · мм
Розрахунок ведемо по рівнянню зминання
(71)
Так як σ см <[σ см], тому на вхідний вал встановлюємо одну шпонку.
5.2 Вихідний вал (зубчате колесо)
Для вихідного валу (зубчасте колесо) вибираємо шпонку:
bxhxl = 20x14x56; t 1 = 9; d в = 90; Т 4 = 1437900 Н · мм
Розрахунок ведемо по рівнянню зминання:
Так як σ см <[σ см], тому на вихідний вал (зубчате колесо) встановлюємо одну шпонку.
5.3 Вихідний вал (кінець валу)
Для вихідного валу (кінець валу) вибираємо шпонку:
bxhxl = 20x12x100; t 1 = 7,5; d в = 70; Т 3 = 1437900 Н · мм
Розрахунок ведемо по рівнянню зминання:
Так як σ см <[σ см], тому на вихідний вал (кінець валу) встановлюємо одну шпонку.
6. Вибір сорту масла
Змазування проводиться зануренням зуба в масло. По таблиці [3, табл. 10.8] встановлюємо в'язкість масла при контактних напругах від 600-1000мПа і середньої швидкості менше 2м / с. В'язкість повинна бути 60 ∙ 10-6 м / с, по таблиці [3, табл. 10.10] приймаємо масло І-Г-А-68 за ГОСТ 20799-88. Мастило підшипників здійснюється тим же маслом через масляні канали.
Місткість масляної ванни підраховуємо з умови:
V = 0,25 Р (72)
де Р - вхідна потужність, кВт (Р = 7,65 кВт)
V = 0,25. 7,65 = 1,92 л.
7. Розрахунок загального виду приводу
Привід стрічкового конвеєра розташований на зварний рамі, яку виготовляємо з швелерів. Номер швелера вибираємо з умови поместімості болтів.
Н = (0,09 ... 0,11) L (73)
де Н - висота рами;
L - довжина рами.
Вибираємо швелер № 14.
Кріпленням редуктора до рами використовуємо болти М16.
Кріпленням двигуна до санчат використовуємо болти М12.
Кріпленням кожуха до рами використовуємо болти М8.
Література
Гузенко П.Г. Деталі машин.: Підручник для вузів., 4-е вид., Испр. М., Вища школа. 1986 .- 359с.
Конструювання вузлів і деталей машин: навч. посібник для техн. спец. вузов.-5-е вид., перерб. і доп. - М.: Вища школа., 1998.-447с.
Курсове проектування деталей машин., Під ред. С.А. Чернавський та ін-2-вид., М.: Машинобудування., 1988. - 415с.
Решетов Д.Н. Деталі машін.-М.: Машинобудування., 1974.-654с
Деталі машин., Під ред. М.М. Іванов.-М.: Вища школа., 1976.-399с.
Проектування механічних передач., Під ред. Чернавський С.А., Іцкович Т.М., Кисельов В.О. - М.: Машинобудування., 1984.-558с
Довідкові матеріали з курсу "Деталі машин, підйомно-транспортні машини та основи конструювання"., Під ред. А.А. Дегтярьов .- Омськ.: ОмГАУ., 1997.-27с.
Колпаков А.П., Карнаухов І.Є. Проектування і розрахунок механічних передач .- М.: Колос, 2000.-328с.