МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РФ. Калининградский филиал Федерального государственного бюджетного образовательного учреждения ВО «Санкт- Петербургский государственный аграрный университет»

Кафедра: Механизации сельского хозяйства.

Расчетно-графическая работа по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»

Шифр: 1486585

Выполнил: студент 3-го курса заочного отделения инженерно-технологического факультета Сергеев Р.В. Проверил: Высоцкая Е.Е.

Полесск 2017

СОДЕРЖАНИЕ

1. Задание №1 ………………………….…………………………………..3-4

2. Задание №2………………………..…………………………….….…….5-8

3. Задание №3……………………………………………………………..9-12

4. Задание №4…………………………………….…….…………………...13

5. Задание №5………………………..……………….……………...…..14-17

Список используемой литературы……………………………………………...18

Вариант	5
P, кг	325
V, м/сек	0,78
D, мм	300
b, мм	400
H, мм	750

1.1 Кинематический и силовой расчет механизма.

N=(P*V)/102кВт

Где P-тяговое усилие(окружное), V-скорость ленты транспортера

N=(325*0,78)/102=2,49кВ

1.2 Мощность на приводном валу барабана

Где - общий кпд привода от двигателя до баарабана.

С учетом заданной схемы привода

- КПД редуктора ( -Кпд муфты (0,99); -КПД для пары подшипников вала барабана (0,99)

1.3 Частота вращения барабана

Где V- скорость ленты транспортера, D-диаметр барабана

1.4 По таблице Приложения 5 ориентировочно оцениваем передаточное отношение.

Оринтировочно оцениваем передаточное отношение двухступенчатого редуктора в пределах При этом двигатель должен иметь угловую скорость в пределах

1.5 По таблице приложения 8 намечаем марку двигателя, а по таблице 6 окончательно выбираем модель двигателя.

По таблице принимаем двигатель АО2-41-6 который имеет

Потребная и номинальная мощности совпадают, по пусковому моменту двигатель также подходит.

1.6 Фактическое передаточное отношение.

При известном определяем передаточно отношение редуктора

2.1 Расчет редуктора.

Полученные значения параметров привода позволяют приступить к проектировочному расчету параметров передач.

Исходными данными для расчета будут: Двухступенчатый соосный редуктор с цилиндрическими колесами нагрузка приближенно постоянная.

Учитывая условия задания, принимаем:

-обе ступени косозубые

-корпус литой

-смазка погружением колес в маслянную ванну.

2.2 Распределяем передаточное отношение между ступенями.

В соостном редукторе межосевые расстояния обеих ступеней одинаковы.

По условиям выбранной системы смазки выгодно иметь диаметр колеса у тихоходной ступени несколько большим, чем у быстроходной.

Принимаем = 4,27;

2.3 Назначаем материал зубчатых колес.

К габаритам и весу редуктора не предъявляется повышенных требований.

Для колес и шестерен обеих ступеней выбираем сталь 40Х (поковка).

Термообработка: для колес улучшение

, для шестерен улучшение ,

Также для зубьев шестерни второй ступени, как наиболее нагруженной назначаем азотирование HRC 45-50

Базовое число циклов напряжений

2.4 Допускаемые напряжения.

Контактные:

Для первой ступени:

Для второй ступени:

Где =220*YRC=220*45=9900

– тоже что и у первой ступени

Так как то принимаем

Напряжение изгиба для шестерен

где – для шестерни.

для колеса; -коэффициенты соответственно равные 1,5; 1,8

Проверяем, не нужно ли внести поправку, учитывающую срок службы передачи.

Срок службы по заданию:

Срок службы определяется как произведение кол-ва лет, дней и часов работы транспортера.

Т-5*300*7-10500 ч.

Число циклов напряжений у колеса второй ступени:

,где

а=60*60*10500=3,78*10⁷>

Для других колес тоже а> , т.к у них угловая скорость больше. Поэтому для всех колес поправки не нужны.

2.5 Рассчитываем вторую степень редуктора, как более нагруженную и в основном определяющую его габариты.

Так как НВ<475 у колеса, то предварительно примем К=1,3 и находим расчетную мощность.

, где -КПД первой ступени редуктора.

Предварительно принимаем коэффициент ширины колеса

Коэффициент повышения контактной прочности косозубой передачи

Межосевое расстояние:

Диаметры колес

Назначаем 8-ую степень прочности. При НВ<475

Для колес из прирабатывающихся материалов и при постоянной нагрузке При этом К= . Ранее принимали К=1,3.

Оставляя неизменным

Где – ранее принятые значения.

Найденная величина находится в рекомендуемых пределах.

Ширина колеса:

Коэффициент ширины шестерни:

в рекомендуемых пределах.

Определяем модуль , угол наклона зубьев и числа зубьев

По ГОСТ принимаем

Принимаем коэффициент осевого перекрытия

в рекомендуемых пределах

Суммарное число зубьев:

92,9*0,9679/2=89,9

Принимаем

/2 /2*92,9=0,96719 ;

Принимаем

Фактическое передаточное число

Уточняем

Проверяем найденные параметры зацепления по условиям прочности.

Фактические контактные напряжения (при К=1;

=7400кг/

кг/см²

Условия прочности по контактным напряжениям удовлетворяются.

Для проверки напряжения изгиба предварительно устанавливаем какой зуб слабее, у шестерни или колеса.

Эквивалентные числа зубьев.

= =88

Находим коэффициент формы зуба: у₁=0,384; у₂=0,48.

При этом: у₁[ ₁=0,384*2250 865

У_{2 1}=0,48*2100 1000

Расчёт ведём по шестерне, так как у нее меньше произведение у[ .

Расчетная окружная сила: Р_р=2*97400*N_p(d₂*n₂) = 2*97400*3,4/(151,39*60)=515.

Напряжение изгиба: _p/(m_n*b*y₁*K_и)

₁= 2250 кг/см²

Условие прочности удовлетворяется.

6.Расчитываем первую степень.

Уточняем = =

В соосном редукторе а₁=а₂=92,9 мм.

а) Определяем диаметры колёс:

d₁= мм

d₂=

б) Определяем расчётную нагрузку:

Окружная скорость: V=

Принимаем 8-ю степень точности.

При НВ<350 К_ДК_к.ц.=1,3.

N_p=K*N*

в) Определяем ширину колеса, учитывая, что для первой ступени n₂-

Принимаем К_к=1,3.

b-

b- см.

г) Определяем m_n, ,z₁ и z₂.

Принимаем

M_n=

По ГОСТ принимаем m_n=1,5

.

sin в рекомендуемых пределах.

Суммарное число зубьев:

Принимаем и уточнаем

Cos

Принимаем z₁=32

z₂=z_c-z₁=121-32=89.

Фактическое передаточное число:

i₁=

Общее передаточное отношение

Было задано i=1,6%<4% допустимо.

д) проверка прочности.

Аналогично с расчётом второй ступени при n₂= об/мин.

Далее

Находим коэффициенты формы зуба: у₁=0,43; у₂=0,482.

При этом y₁[ ₁=0,43*2250=970

y₂[ ]₂=0,482*2100=1010.

Расчёт напряжений изгиба ведём по шестерни:

Р_и=

]₁=2250

Условия прочности удовлетворяются.

Результаты расчёта сводим в таблицу, при этом ширина шестерен

b₁=b₂+(3… 10) мм.

Для первой ступени b₁=25 мм, для второй b₁=56 мм.