Привод грузовой тележки кормораздатчика

Val_veduschiy_peredelka2.cdw

Spetsifikatsia (1).spw

ДМ.РППК.35.04.01.000 СБ
ПМ.ПГТК.31.01.01.000 СБ
ПМ.ПГТК.31.01.01..001 СБ
Крышка смотрового отверстия
ПМ.ПГТК.31.01.01.002
ПМ.ПГТК.31.01.01.003
ПМ.ПГТК.31.01.01.004
ПМ.ПГТК.31.01.01.005
ПМ.ПГТК.31.01.01.006
ПМ.ПГТК.31.01.01.007
ПМ.ПГТК.31.01.01.008
ПМ.ПГТК.31.01.01.009
Кольцо маслоудерживающее
ПМ.ПГТК.31.01.01.010
ПМ.ПГТК.31.01.01.011
ПМ.ПГТК.31.01.01.012
Крышка подшипника сквозная
ПМ.ПГТК.31.01.01.013
Крышка подшипника глухая
ПМ.ПГТК.31.01.01.014
ПМ.ПГТК.31.01.01.015

масик курсач.docx

Кинематический расчет 5.
Расчет клиноременной передачи10.
Расчет зубчатой передачи12.
Эскизная компоновка. Первый этап18.
Подбор подшипников качения32.
Эскизная компоновка. Второй этап35.
Выбор и расчет шпоночных соединений37.
Подбор и проверочный расчет соединительной муфты38.
Тепловой расчет редуктора40.
Подбор смазки для зубчатой передачи и подшипников качения42.
Техника безопасности .43.
Список используемой литературы44.
Целевая установка курса “Детали машин“ заключается в том чтобы исходя из заданных условий работы деталей машины рекомендовать методы правила и нормы их проектирования обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов форм размеров степени точности и шероховатости поверхности а также технических условий изготовления.
Для проектирования деталей машин требуется знание основ проектирования деталей машин к которым относятся: основные критерии работоспособности надежности и расчета деталей машин выбор допускаемых напряжений и запасов прочности в машиностроении стандартизация деталей машин машиностроительные материалы шероховатость поверхностей деталей машин допуски и посадки технологичность деталей машин.
Значение машин для человеческого общества чрезвычайно велико. Машины освобождают людей от тяжелой физической работы максимально повышают производительность их труда способствуют улучшению качества изготовляемой продукции и снижению ее себестоимости. В современной промышленности машиностроению принадлежит ведущая роль так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности а также строительство и сельское хозяйство.
С увеличением мощности машины повышается и ее производительность.
Быстроходные машины не только более производительны но и имеют меньшие габариты чем тихоходные такой же мощности. Чем равномернее ход машины тем выше качество ее работы.
Автоматизация работы машины не только содействует повышению производительности и улучшению качества работы машины но и снижает до минимума участие человека в ее обслуживании.
Надежность и долговечность машины зависят главным образом от прочности ее деталей и узлов которая обеспечивается подбором соответствующих материалов и определением их форм и размеров исключающих появление преждевременной поломки недопустимо больших деформаций и поверхностных разрушений. Надежность и долговечность машины зависит и от равномерности ее хода точности изготовления и сборки узлов и деталей.
Экономичность машины при ее эксплуатации зависит от соответствия конструкции машины тем законам на которых основано ее действие материала и тщательности выполнения узлов и деталей машины правильности монтажа.
Снижение вредных сопротивлений в машине и как следствие этого увеличение коэффициента полезного действия ее а также повышение срока службы деталей и сборочных единиц машины является одним из важнейших требований предъявляемых к машине.
Увеличение коэффициента полезного действия машины достигается: рациональным выбором ее кинематической цепи назначением наиболее совершенных типов передач рациональным выбором формы материалов обработки и посадки трущихся деталей.
Машина должна быть проста в обслуживании и не требовать частого и сложного ремонта.
При конструировании и изготовлении новых машин экономические показатели должны всегда стоять на одном из первых мест. Стоимость машины определяется затратами на материалы изготовление и обработку отдельных ее деталей.
Огромное значение для удешевления машин при одновременном повышении качества имеет унификация деталей. Широкое внедрение взаимозаменяемости деталей машин значительно облегчает сборку машин и позволяет использовать для их изготовления более передовые методы массового и поточного производства что дает большой экономический эффект.
Деталь- изделие изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций например винт гайка вал.
Комплекс совместно работающих деталей объединенных общим назначением и по конструкции представляющих собой обособленную единицу называется сборочной.
Кинематический расчет привода.
Мощность на приводе раздатчика корма
Vp= 136 мс Wp=264 кН;
Pp= Wp · Vp =136·264=36 кВт
Wp – Сопротивление перемещению тележки кН
Vp – Скорость перемещения мс
Мощность на первом валу:
КПД подшипников качения
КПД зубчатой передачи
Мощность на втором валу :
Частота вращения вала рабочего органа (ориентировочно)
а) Частота вращения вала (привода раздатчика) из скорости движения лен-ты:
Dp- Диаметр приводного колеса м =02 м
б) Промышленность выпускает эл. двигатели со следующими частотами:
в) Ориентировочно в зависимости от частоты вращения ротора определим передаточное отношение привода с одной стороны:
Частота вращения ротора двигателя и передаточное отношение привода:
По мощности P1=433 кВт и ориентировочным оборотам nдв=1500выбираем двигатель типа 4A90L4У3 мощностью =22 кВт частота вращения вала под нагрузкой nдв=1425(по паспортным данным).
Проверка двигателя на перегрузку по пусковому М:
а) Номинальный пусковой момент выбранного двигателя:
б) Требуемый пусковой момент выбранного двигателя по потребляемой мощности:
Коэффициент перегрузки =17
Фактическое передаточное отношение привода; разбивка передаточного отношения по ступеням:
Частота вращения первого вала:
Частота вращения второго вала:
Частота вращения третьего вала :
Крутящие моменты передаваемые валами
На валу первом валу :
Результаты кинематического расчета привода
Таблица 1 – Основные параметры
Частота вращения n обмин
- вала -зубчатого колеса
- вала- колеса тележки
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определение сечения ремня.
Принимаем сечение ремня B ГОСТ 1284-88.
Расчетный диаметр ведущего шкива
Минимально допустимый диаметр малого шкива
Максимально допустимый диаметр малого шкива
Принимаем d1=100 мм.
Диаметр ведомого шкива
Здесь коэффициент скольжения . [1 с.120].
Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного:
Фактическое передаточное число
Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
T0 - высота сечения ремня = 8
Расчетная длина ремня.
Округляем до ближайшего стандартного значения: Lp=1250мм.
Уточненное межосевое расстояние.
Угол обхвата малого шкива.
Определяем число ремней.
кВт - допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнем
- коэффициент угла обхвата
- коэффициент длины ремня
- коэффициент числа ремней
- коэффициент режима работы.
Сила предварительного натяжения одного клинового ремня.
Сила действующая на вал.
Рабочий ресурс ремней.
Поскольку получившееся значение больше необходимого рабочего ресурса ремней при тяжелом режиме работы 1500 ч можно сделать вывод что клиновые ремни проходят проверку на прочность.
Расчет зубчатой передачи.
1. Определение допускаемых напряжений.
По условию задания на курсовой проект принимаем косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1 табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости колеса HB и шестерни HB [1 табл.3.3].
2. Допускаемые контактные напряжения.
где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.
3. Коэффициент безопасности [S]=11 для улучшенных передач [1 с.33].
4. Коэффициент долговечности .
Здесь - число циклов соответствующее перелому кривой усталости.
- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.
Так как принимаем [1 с.33].
5. Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с непрямыми зубьями:
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба.
6. Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.
7. Коэффициент безопасности .
[1 табл.3.9] – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес.
[1 с.44] – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.
8. Расчет основных параметров передачи.
а) Определение межосевого расстояния
а) Определение межосевого расстояния.
где [1 с.32] – для косозубых передач
[1 с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.
Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний принимаем 40 мм.
б) Модуль зацепления
Принимаем предварительно .
в) Число зубьев шестерни:
г) Число зубьев колеса
д) Фактическое передаточное число
е) Уточнение угла наклона зубьев:
9. Расчет основных геометрических размеров передачи.
а) Делительный диаметр колеса
б) Диаметр вершин зубьев
в) Диаметр впадин зубьев .
е) Проверяем межосевое расстояние.
ж) Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
з) Окружная скорость колес:
По [1 с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.
и) - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.
[1 табл.3.5] [1 табл.3.4] [1 табл.3.6].
10. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня 2– колесо
Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.
[1 табл.3.8] [1 табл.3.7].
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
12. Приведенные числа зубьев:
зубья колеса слабее чем зубья шестерни по условию изгибной выносливости поэтому произведем их проверку.
- коэффициент учитывающий угол наклона зуба.
[1 с.47] – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
Передача проходит проверки на прочность.
Эскизная компоновка проектируемого редуктора
1. Определяем геометрические размеры валов исходя из условия прочности на кручение
Wp –полярный момент сопротивления вала
1.1. Определим диаметр хвостовика вала по чистому кручению.
2. Определим диаметр шеек шипов
dШ1=dХВ1+(0 10)=28+7=35 мм
dШ2=dХВ2+(0 10)=40+5=45 мм
Так как для компоновки применяем подшипник качения то диаметр шеек и шипов должны быть кратными 0 или 5 потому что внутренний диаметр отверстия кратен 0 ли 5 поэтому принимаем подшипники средней серии.
dШ1=35 мм подшипник №307
dШ2=45 мм подшипник №309
dВ1=dШ1+(5 10)=35+5=40 мм
dВ2=dШ2+(5 10)=45+10=55 мм
3. Смазка подшипников.
При Vзац2.5 устанавливаем маслоотражающие шайбы или мазеудерживающие кольца с внутренней стороны редуктора на 10 мм.
) Межосевое расстояние
d1=488135 мм d2=3111864 мм df 1=438135 мм df 2=3061864 мм b1=82 мм b2=72 мм dСТУП2=? LСТ2=?
) Диаметральные размеры валов
dХВ1=28 мм dХВ2=40 мм dШ1=35 мм dШ2=45 мм dВ1=40 мм dВ2=55 мм
) Размеры подшипников
D = 80 мм D = 100 мм
Где d – внутренний диаметр подшипника ;
D – наружный диаметр подшипника ;
В - ширина подшипника ;
) Утопление подшипников с внутренней стороны редуктора
На 10 мм при VЗАЦ25 мс
На быстроходный вал действуют окружная радиальная и осевая силы от цилиндрической передачи а также сила от муфты соединяющей быстроходный вал редуктора с валом двигателя.
Поскольку принято что быстроходный вал выполняется в виде вала-шестерни то материал зубьев цилиндрической шестерни – сталь 50 является одновременно и материалом всего вала.
Расстояние от левого конца вала мм
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Рисунок 7 – Схема установки подшипников на быстроходном валу.
Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 306 ГОСТ 8338-75: 281 кН; 146 кН.
Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:
где р=3 - для шарикоподшипников
- эквивалентная динамическая нагрузка.
Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника
[1 табл. 9.19] – коэффициент безопасности
[1 с.212] – температурный коэффициент.
6 кН 427 кН – реакции опор определены ранее.
Относительная осевая нагрузка:
. По [1 табл. 9.18] e=0295.
Для этого случая X=1; Y=0 [1 табл. 9.18].
3(1427)=045>e=0295. В этом случае X=056; Y=147 [1 табл. 9.18].
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.
Рисунок 8 – Схема установки подшипников на тихоходном валу.
Вал установлен на радиальных шариковых подшипниках 210 ГОСТ 8338-75: 351 кН; 198 кН.
кН 401 кН – реакции опор определены ранее.
. По [1 табл. 9.18] e=025.
3(136)=054>e=025. В этом случае X=056; Y=176 [1 табл. 9.18].
Подшипники обоих валов проходят проверку на долговечность.
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА. ВТОРОЙ ЭТАП
Проектирование зубчатого колеса.
Рисунок 9 – Эскиз цилиндрического колеса.
Длина ступицы мм (рассчитано ранее).
На торце зубчатого венца выполняется фаска равная m=3 мм.
Проектирование элементов корпуса.
Толщина стенки корпуса мм (рассчитано ранее).
Толщина стенки крышки корпуса мм.
Толщина фланца крышки мм.
Высоту приливов во фланце определяем графически исходя из условия размещения головки стяжного болта на плоской опорной поверхности.
Диаметр фундаментного болта мм. Выбираем болты М20. При межосевом расстоянии цилиндрической передачи мм необходимое число фундаментных болтов равно 4.
Диаметр стяжного болта мм. Принимаем болты М16. Стяжные болты располагаем на фланцах примерно на одинаковом расстоянии друг от друга с шагом (10-12).
Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с диаметром мм.
Рисунок 10 – Эскиз элементов корпуса редуктора.
ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки выбираются из ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра участка вала на который они устанавливаются. Проверяются шпонки на смятие боковых граней и напряжения среза.
Рисунок 11 – Эскиз шпонки.
Выходной участок быстроходного вала.
d=28 мм t1=4 мм h=7 мм мм.
Выходной участок тихоходного вала.
d=45мм t1=55 мм h=9 мм мм.
Участок под зубчатым колесом тихоходного вала.
d=56 мм t1=75 мм h=12 мм мм.
Все выбранные шпонки проходят проверку на прочность.
ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
В данном курсовом проекте для соединения вала двигателя с быстроходным валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-93.
По ГОСТ 21424-93 выбираем муфту 250-38-2 У2 с максимальным крутящим моментом 250 Нм .
Эта муфта обладает низкими компенсирующими свойствами т.к. даже при небольших смещениях валов резиновые втулки интенсивно изнашиваются. Основными элементами МУВП являются пальцы 1 на которые надеты резиновые втулки 2. Конические хвостовики пальцев входят в соответствующие отверстия полумуфты 3 где они закрепляются гайками 4. Резиновые втулки находятся в отверстиях полумуфты 5. Пальцы изготавливаются из стали 45; втулки - из резины с пределом прочности при растяжении 08 МПа относительным удлинением не менее 30% и твердостью 60 75 по ТМ-2 (ГОСТ 263-75); полумуфты – из чугуна СЧ 20 (допускается из стали Ст 3).
Рисунок 12 – Эскиз муфты МУВП.
Упругие элементы муфты проверяются на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами [2]:
где - расчетный крутящий момент нагружающий муфту.
Нм – номинальный длительно действующий момент
К – коэффициент режима работы. При спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах (приводы конвейеров) К=11 14 [2]. В расчетах будем использовать К=13.
Остальные значения берем из ГОСТ 21424-73.
Z=6 – количество пальцев
D0=105 мм – диаметр окружности расположения пальцев
dп=14 мм – диаметр пальца
lвт=28 мм – длина упругого элемента берется из чертежа
Резиновые втулки проходят проверку на прочность.
Пальцы муфты проверяются на изгиб.
Здесь lп=66 мм -длина пальца
[2] где - предел текучести материала пальцев. Из ГОСТ 1050-88 для стали 45 =360 МПа.
Таким образом для стали 45
Выбранная муфта проходит проверки.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Расчет на нагрев ведем из условия теплового баланса
Qв – количество выделяющегося тепла при передаче нагрузки
Qо – количество отводящегося тепла от поверхности редуктора.
1 Для теплового редуктора необходимо знать общую площадь поверхности редуктора
Аоб = А1 + А1' + А2 + А2' ++ А3' м2 где
А1 = A1' = abak = 193434106 = 0083 м2
A2 = A2' = abac = 193319106 = 0061 м2
А3 = А3' = acak = 319434106 = 0138 м2
Примечание: размеры граней редуктора берем со второй компановки.
Аоб = 00832 + 00612 + 01382 = 056 м2
2 Составим группу уравнений для расчета температуры масла
(1)Qв = P1(1 – р) Вт где Р1 – мощность на первом валу редуктора
Qв = kт(tм – tв)Аоб = kтΔtАоб где kт = 8 17 Втм2°С отсюда
где tв – температура воздуха tв = 20°С
3 Подставив нужные значения в выражение 1 рассчитаем Qв
Qв = 101741103(1 – 0951) = 49853 Вт
tм = 20 + 4985317065 = 469°С
ПОДБОР СМАЗКИ ДЛЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Для смазывания редукторной передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так чтобы венец колеса был в него погружен. Колесо при вращении увлекает масло разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
По [1 табл.10.8] определяем требуемую кинематическую вязкость масла. . По [1 табл.10.10] выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
Контроль уровня смазки производится по меткам на маслоуказателе. Заливка масла осуществляется через верхнюю крышку редуктора а слив отработанного масла производится через пробку.
Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом Литол-24 ГОСТ 21150-87.
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Во избежание случаев травматизма при работе на приводе необходимо строго придерживаться правил техники безопасности:
) Запрещается работать людям не прошедшим инструктаж по технике безопасности и не ознакомленных с общим устройством и принципами работы привода;
) Корпус привода и электродвигателя должны быть обязательно заземлены;
) Все движущиеся и вращающиеся части должны в обязательном порядке защищаться кожухами а при невозможности их установки должны быть обозначены опасные зоны и по возможности установлены ограждения;
) Запрещается перегружать привод раздатчика корма
) Запрещается работать без спецодежды.
) При техническом обслуживании привода и транспортера должна быть вывешена табличка «Работают люди» и отключен рубильник питания электродвигателя;
) Для обеспечения долговечности привода должны соблюдаться сроки проведения мероприятий по техническому обслуживанию привода.
Андреев В.И. Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование: Учебное пособие В.И. Андреев И.В. Павлова. - СПб.: Лань 2013. - 352 c.
Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение М.: 2008
Гузенков П.Г. «Детали машин». Высшая школа М.: 2013
Длоугий В.В. и др. «Приводы машин». Машиностроение Л.: 2011.
Чернин И.М. и др. «Расчеты деталей машин». Высшая школа М.: 2005
Иванов М.Н. «Детали машин». Высшая школа М.: 2014
Жуков В. А. Механика. Основы расчёта и проектирования деталей машин: Уч. пос.В.А.Жуков - ИНФРА-М2015-349с.(ВО) В.А. Жуков Ю.К. Михайлов. - Москва:СПб. [и др.] : Питер 2016. -636c.
Мещерин В. Н. Детали машин и основы взаимозаменяемости. Учебное пособие В.Н. Мещерин В.И. Скель. - М.: МГСУ 2014. - 112 c.

масик титульник.doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«Южно-Уральский государственный аграрный университет»
(ФГБОУ ВО Южно-Уральский ГАУ)
Факультет Технический сервис в АПК
Кафедра Прикладная механика
Дисциплина Детали машин и основы конструирования
ПРИВОД ГРУЗОВОЙ ТЕЛЕЖКИ КОРМОРАЗДАТЧИКА
по направлению подготовки – 35.03.06 Агроинженерия
профиль – Технический сервис в агропромышленном комплексе
Пояснительная записка
Обучающийся Сароян М.С.
Руководитель к.т.н. доцент Ерофеев В.В.
Нормоконтролер доцент кафедры Житенко И.С.

масик редукт.cdw

Передаточное число u=4
Крутящий момент на выходном валу Т=209
Частота вращения выходного вала n=242
Плоскость разъема покрыть пастой "Герметик
Необработанные поверхности корпуса красить: Внутри
редуктора-маслостойкой краской
Залить масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
ПМ.ПГТК.31.01.05.000 СБ
Техническая характеристика
Технические требования