РефератыТехнологияСпСпроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Содержание:










































































































































































и
наименование
раздела



стр.



Задание
3


Исходные
данные


4

1.
Энергосиловой
и кинематический
расчет


5

1.1.
Определение
общего коэффициента
полезного
действия привода

5
1.2. Выбор
электродвигателя
5
1.3.
Определение
мощностей,
частот вращения
и крутящих
моментов на
валах.
5

2.
Расчет зубчатой
передачи


7
2.1. Проектировочный
расчет зубчатой
передачи на
контактную
выносливость
7
2.2.
Проверочный
расчет зубчатой
цилиндрической
передачи на
контактную
выносливость
11
2.3.
Проверочный
расчет зубчатой
цилиндрической
передачи на
выносливость
при изгибе
12

3.
Расчет валов


14
3.1. Усилие на
муфте
14
3.2. Усилия в
косозубой
цилиндрической
передаче
15

4.
Разработка
предварительной
компоновки
редуктора


16

5.
Проектный
расчет первого
вала редуктора


17

6.
Построение
эпюр


18
6.1. Определение
опорных реакций
19
6.2. Построение
эпюр изгибающих
и крутящих
моментов
20
6.3. Определение
диаметров
валов в опасных
сечениях
20

7. Выбор
подшипников
качения по
динамической
грузоподъемности
для опор валов
редуктора


22
7.1. Выбор подшипников
качения для
первого вала
редуктора
22
7.2. Проектный
расчет второго
вала редуктора
и подбор подшипников
26
8. Уточнённый
расчёт на
усталостную
прочность
одного из валов
редуктора
27
8.1. Определение
запаса усталостной
прочности в
сечении вала
"А–А"
28
8.2. Определение
запаса усталостной
прочности в
сечении вала
"Б–Б"
28
8.3. Определение
запаса усталостной
прочности в
сечении вала
"B–B"
29

9.
Подбор и проверочный
расчет шпонок


30
9.1. Для участка
первого вала
под муфту
30
9.2. Для участка
первого вала
под шестерню
30
9.3. Для участка
второго вала
под колесо
30
9.4. Для участка
второго вала
под цепную
муфту
31

10.
Проектирование
картерной
системы смазки


32
10.1. Выбор масла 32
10.2. Объем масляной
ванны
32
10.3. Минимально
необходимый
уровень масла
32
10.4. Назначение
глубины погружения
зубчатых колес
32
10.5. Уровень
масла
32
10.6. Смазка
подшипников
качения консистентными
смазками
32

Литература
33

Приложение


Nвых = 2,8кВт


u = 5,6; n = 1500
об/мин


График нагрузки:


T1
= Tmax



Q1
= 1



1 = 0,1



Q2 = 0,8



Lh = 10000ч



1. Энергосиловой
и кинематический
расчет


1.1. Определение
общего коэффициента
полезного
действия привода


общ = м1
ґ
з ґ
м2


3 – кпд зубчатой
передачи с
учетом потерь
в подшипниках



3 = 0.97



м1 – кпд
МУВП



м1 = 0,99



м2 – кпд второй
муфты



м2 = 0.995

1.2. Выбор
электродвигателя


Nвход =
Nвых / общ



Nвход =
2.8 / 0.955 = 2.93 кВт


Выбираем двигатель
4А90L4


N = 2.2Квт



n = 1425 об/мин



d = 24мм


 = (2.9 – 2.2) / 2.2 ґ
100% = 31.8% > 5% – этот двигатель
не подходит


Беру следующий
двигатель
4А100S4


N = 3.0кВт



n = 1435 об/мин



d = 28мм

1.3. Определение
мощностей,
частот вращения
и крутящих
моментов на
валах.



1.3.1. Вал
электродвигателя
("0")


N0 = Nвых
= 2,93кВт


n0 = nдв
= 1435 об/мин


T0 =
9550 ґ
(N0 /
n0) =
9550 ґ
(2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной
вал редуктора
("1")


N1 = N0
ґ
м1 = 2,93
ґ
0,99 = 2,9кВт


n1 = n0
= 1435об/мин


Т1 =
9550 ґ
(N1 /
n1) =
9550 ґ
(2.9 / 1435) = 19.3 Hм

1.3.3. Выходной
вал редуктора
("2")


N2
= N1 ґ
3
= 2.9 ґ
0.97 = 2.813кВт


n2 = n1
/ u = 1435 / 5.6 = 256.25 об/мин


Т2 = 9550 ґ
(2,813 / 256,25) = 104,94Нм

1.3.4. Выходной
вал привода
("3")


N3 = N2
ґ
м2



N3 = 2.813 ґ
0.995 = 2.8кВт


n3 = n2
= 256.25 об/мин


Т3 = 9550 ґ
N3 / n3



Т3 = 9550 ґ
2,8 / 256,25 = 104,35Нм


2. Расчет зубчатой
передачи


2.1. Проектировочный
расчет зубчатой
передачи на
контактную
выносливость



2.1.1. Исходные
данные


n1 = 1435об/мин



n2 = 256.25об/мин



Т1 = 19,3Нм



Т2 = 104,94Нм



u = 5.6


Вид передачи
– косозубая


Ln =
10000ч

2.1.2. Выбор
материала
зубчатых колес


Сталь 45



HB=170…215 – колеса


Для зубьев
шестерни 
HB1 = 205



Для зубьев
колеса 
HB2 = 205

2.1.3. Определение
допускаемого
напряжения
на контактную
выносливость


[GH]1,2
= (GH01,2
ґ
KHL1,2)
/ SH1,2
[МПа]


GH0
– предел контактной
выносливости
поверхности
зубьев


GH0
= 2HB + 70



GH01
= 2 ґ
205 + 70 = 480МПа



GH02
= 2 ґ
175 + 70 = 420МПа


SH –
коэффициент
безопасности



SH1
= SH2
= 1.1


KHL –
коэффициент
долговечности



KHL =
6 
NH0
/ NHE


NH0
– базовое число
циклов



NH0
= 1.2 ґ
107


NHE –
эквивалентное
число циклов
при заданном
переменном
графике нагрузки



NHE
= 60n1,2Lh(T1
/ Tmax)3
ґ
Lhi /
Lh



NHE
= 60n1,2Lh(1Q13
+ 2Q23
+ 3Q33)


n – частота
вращения вала
шестерни или
вала зубчатого
колеса


Lh –
длительность
службы



Lh =
10000ч


NHE1
= 60 ґ
1435 ґ
10000 (0.1 ґ
13 +
0.9 ґ
0.83)
= 6 ґ
101 ґ
1.435 ґ
103 ґ
104(0.1
+ 0.461) = 48.28 ґ
107


KHL1
= 6
1.2 ґ
107 /
48.28 ґ
107 =
0.539



KHL2
= 6
1.2 ґ
107 / 8.62 ґ
107 = 0.72



Принимаю KHL1
= KHL2
= 1


[GH]1
= 480 ґ
1 / 1.1 = 432,43МПа



[GH]1
= 420 ґ
1 / 1.1 = 381,82МПа


В качестве
допускаемого
контактного
напряжения
принимаю


[GH]
= 0.5([GH]1
+ [GH]2)



[GH] =
0.5(432.43 + 381.82) = 407.125


должно выполняться
условие



[GH]
= 1.23[GH]min



469.64 = 1.23 ґ
981.82



407.125 < 469.64

2.1.4. Определение
межосевого
расстояния


a = Ka(u
+ 1) 3
T2KH
/ (u[GH])2ba


Ka =
430МПа


ba – коэффициент
рабочей ширины
зубчатого венца



ba =
2bd
/ (u+1)



bd = 0.9



ba = 2ґ0.9
/ (5.6 + 1) = 0.27


KH
– коэффициент
распределения
нагрузки по
ширине зубчатого
венца



KH
= 1.03


a = 430 ґ
6.6 3
104.94 ґ
1.03 / (5.6 ґ
407.125)2 ґ
0.27 = 2838 ґ
3
108.088 / 1403444.88 = 120.75


2.1.6. Согласование
величины межосевого
расстояния
с ГОСТ2185
66


Принимаю a
= 125

2.1.7. Определение
модуля зацепления

m =
(0.01…0.02)a



m = 0.015ґ125
= 1.88мм


2.1.8. Определение
числа зубьев
шестерни "z
1"
и колеса "z
2"


zi
= 2acos/mn


 – угол наклона
зубьев



Принимаю 
= 15


zc = 2
ґ
125 ґ
0.966 / 2.5 = 120.8 
120


Число зубьев
шестерни



z1
= z0 /
(u+1) = 120 / 6.6 = 18.18 
18



zmin
= 17cos3
= 15.32



z1

zmin


Число зубьев
колеса



z2
= zc –
z1 =
120 – 18 = 120



uф = z2
/ z1 =
102 / 18 = 5.67



u = 1.24%

2.1.9. Уточнение
угла наклона
зубьев


ф = arcos((z1ф
+ z2ф)
mn /
2a)



ф = arcos((102 + 18) ґ
2 / 2 ґ
125) = arcos0.96 = 1512'4''

2.1.10. Определение
делительных
диаметров
шестерни и
колеса


d1
= mn ґ
z1 /
cosф
= 2.18 / 0.96 = 37.5мм



d2
= mn ґ
z2 /
cosф
= 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение
окружной скорости


V1 = d1n1
/ 60000 = 3.14 ґ
37.5 ґ
1435 / 60000 = 2.82 м/с


2.1.12. Назначение
степени точности
n` передачи


V1 = 2.82 м/с
 n` =
8


2.1.13. Уточнение
величины коэффициента
ba


ba =
(Ka3
(uф + 1)3
T2
KH)
/ (ua[bn]2
a3)



ba = 4303 ґ
6.63 ґ
104.94 ґ
1.03 / (5.6 ґ
407.125)2 ґ
1253 == 2.471 ґ
1012 / 10.152 ґ
1012 = 0.253


По ГОСТ2185–66 
ba
= 0.25

2.1.14. Определение
рабочей ширины
зубчатого венца


b = ba
ґ
a



b = 0.25 ґ
125 = 31.25



b = 31


2.1.15. Уточнение
величины коэффициента
bd


bd =
b / d1



bd =
31.25 / 37.5 = 0.83

2.2.
Проверочный
расчет зубчатой
цилиндрической
передачи на
контактную
выносливость



2.2.1. Уточнение
коэффициента
K
H


KH
= 1.03


2.2.2. Определение
коэффициента
F
HV


FHV =
FFV =
1.1

2.2.3 Определение
контактного
напряжения
и сравнение
его с допускаемым


GH =
10800 ґ
zEcosф
/ a = 
(T1 ґ
(uф + 1)3 / b
ґ
uф) ґ
KH
ґ
Kh
ґ
KHV 
[GH]МПа


zE = 
1 / E


E
= (1.88 – 3.2 ґ
(1 / z1ф + 1 / z2ф))
ґ
cosф



E
= (1.88 – 3.2 ґ
(1 / 18 + 1 / 102)) ґ
0.96 = 1.6039


zE
= 
1 / 1.6039 = 0.7895



Kh
= 1.09


GH =
10800 ґ
0.7865 ґ
0.96 / 125 ґ

(19.3 / 31) ґ
(6.63 / 5.6) ґ
1.09 ґ
1.03 ґ1.1
== 65.484 ґ
6.283 = 411.43



GH
= (411.43 – 407.125) / 407.125 ґ
100% = 1.05% < 5%

2.3.
Проверочный
расчет зубчатой
цилиндрической
передачи на
выносливость
при изгибе



2.3.1. Определение
допускаемых
напряжений
на выносливость
при изгибе для
материала
шестерни [G
F]1
и колеса [G
F]2


[GF]1,2
= (GF01,2
ґ
KF)
/ SF1,2


GF0
– предел выносливости
при изгибе



GF0
= 1.8HB


GF01
= 1.8 ґ
205 = 368



GF02
= 1.8 ґ
175 = 315


SF –
коэффициент
безопасности



SF =
1.75


KF
– коэффициент
долговечности



KF
= 6
NF0
/ NKFE


KF0
– базовое число
циклов



NF0
= 4 ґ
106


NFE –
эквивалентное
число циклов



NFE
= 60nLh
ґ
(Ti
/ Tmax)6
ґ
Lhi /
Lh



NFE1
= 60 ґ
1435 ґ
10000 ґ
(0.1 ґ
16
+0.9 ґ
0.86)
= 289.24 ґ
106



NFE2
= 60 ґ
256.25 ґ
10000 ґ
(0.1 ґ
16
+0.9 ґ
0.86)
= 55.68 ґ
106


KFL1
= 6
4 ґ
106 /
289.24 ґ
106 =
0.49



KFL2
= 6
4 ґ
106 / 55.68 ґ
106 = 0.645



Принимаю KFL1
= KFL2
= 1


[GF]1
= 369 / 1.75 = 210.86



[GF]2
= 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение
эквивалентных
чисел зубьев
шестерни и
колеса


zv1
= z1 /
cos3
= 20



zv2
= z2 /
cos3
= 113

2.3.3. Определение
коэффициентов
формы зубьев
шестерни и
колеса


YF1
= 4.08



YF2
= 3.6

2.3.4. Сравнение
относительной
прочности
зубьев


[GF]
/ YF


[GF]1
/ YF1



[GF]1
/ YF1
= 210.86 / 4.20 = 51.47


[GF]2
/ YF2



[GF]2
/ YF2
= 180 / 3.6 = 50


Менее прочны
зубья колеса

2.3.6. Определение
напряжения
изгиба и сравнение
его с допускаемым


GF2
= 2000 ґ
T2 ґ
KF
ґ
KF
ґ
KFV ґ
YF2
ґ
Y
/ b ґ
m ґd2

[GF]МПа


E
= b ґ
sinф
/ 
ґ
mn



E
= 31.25 ґ
0.27 / 3.14 ґ
2 = 1.3436


KF
– коэффициент,
учитывающий
распределение
нагрузки между
зубьями



KF
= (4 + (E
– 1) ґ
(n` – 5)) / 4E


E
= 1.60 ґ
39


n` = 8


KF
= (4 + (1.6039 – 1) ґ
(8 – 5) / 4 ґ
1.6039 = 0.9059


KF
– коэффициент
распределения
нагрузки по
ширине зубчатого
венца



KF
= 1,05


KFv –
коэффициент,
учитывающий
динамическую
нагрузку в
зацеплении



KFv =
1.1


Y
– коэффициент,
учитывающий
наклон зуба



Y
= 1 – 
/ 140



Y
= 1 – 15.2
/ 140
= 0.89


GF2
= 2000 ґ
104.94 ґ
0.9059 ґ
1.05 ґ
1.1 ґ
3.6 ґ
0.89 / 31 ґ
2 ґ
212.5 = 153,40



GF2
= 153.40 
[GF] =
180


3. Расчет валов


3.1. Усилие
на муфте


3.1.1. МУВП


FN =
(0.2…0.3) tм


Ftм
– полезная
окружная сила
на муфте



Ftм
= 2000 T1p
/ D1


T1p
= KgT1


Kg =
1.5


T1p
= 1.5 ґ
19.3 = 28.95Нм


D1 – расчетный
диаметр



D1 = 84мм


Ftм
= 2000 ґ
28.95 / 84 = 689.28H



Ftм1
= 0.3 ґ
689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта
цепная


D2 = 80.9мм



d = 25мм


T2p
= T2 ґ
Kg


Kg =
1.15


T2p
= 1.15 ґ
104.94 = 120.68Hм


Ftм
= 2000 ґ
120.68 / 80.9 = 2983.44H



Fм = 0.25 ґ
2983.44 = 745.86H


3.2. Усилия в косозубой
цилиндрической
передаче


Ft1
= Ft2
= 2000 ґ
T1 /
d1 =
2000 ґ
19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная
сила


Fr1
= Fr2
= Ft1
ґ
tg
/ cos


 = 20



 = 15.2


Fr1
=1029.33 ґ
tg20
/ cos15.2
= 1029.33 ґ
0.364 / 0.96 = 390.29H


3.2.3. Осевая
сила


Fa
= FaI
= Fai+1
= Fa ґ



Fa
= 1029.39 ґ
tg15.2
= 279.67H


/>Величины изгибающих
моментов равны:


изгибающий
момент от осевой
силы на шестерню:



Ma1
= Fa1
ґ
d1
/2Ma1
= 279.67 ґ
37.5 ґ
10-3 /
2 = 5.2438Hм


изгибающий
момент от осевой
силы на колесо:



Ma2
= Fa1
ґ
d2 / 2



Ma2
= 279.67 ґ
212.5 ґ
10-3 / 2 = 29.7149Hм


4. Разработка
предварительной
компоновки
редуктора


l = 2bm



q = bm



bm =
31 + 4 = 35мм


p1 = 1.5bm



p2 = 1.5bk



p1 = 1.5 
52.5


a = p1
= 52.5



b = c = bm
= 35мм




5. Проектный
расчет первого
вала редуктора


6. Построение
эпюр



6.1. Определение
опорных реакций

Вертикальная
плоскость


Момент относительно
опоры "II"



MвII
= Fr1
ґ b
– F ґ
(d1 / 2) – FrIb
ґ
(b + c) = 0


FrIв
= (FrI
ґ b
– Fa
ґ
(dt/2)) / (b + c)



FrIв
= (390.29 ґ
35 – 279.67 ґ
(37.5 / 2)) / (35 + 35) == (13660.15 – 5245.81) / 70 =
120.23


Момент относительно
опоры "I"



MвI
= FrвII
ґ
(b + c) – Fr1c
– F ґ
(d1 /
2) = 0


FIIв
= (Fr1
ґ
c + Fa
ґ
(d1 /
2)) / (b + c)



FIIв
= (390.29 ґ
35 + 279.67 ґ
(37.5 / 2)) / 70 = 270.06


Проверка



pв
= FrIIв
+ FrIв
– FrI



pв
= 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0


Горизонтальная
плоскость



Момент относительно
опоры "II"



MгII
= Ft1
ґ
b – FгIг
ґ
(b + c) + Fм ґ
a


FrIг
= (Ft1
ґ
b + Fм1
ґ
a) / (b + c)


FrIг
= (1029,33 ґ
35 + 206,79 ґ
52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76


Момент относительно
опоры "I"



MI
= Fм ґ
(a + b + c) – FrгII
ґ
(b +c) – Ft1
ґ
c


FrIIг
= (Ft1
ґ
c – Fм1
ґ
(a +b +c)) / (b + c)



FrIIг
=(1029.33 ґ
35 – 206.79 ґ
(35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78


Проверка:



pг
= FrIIг
– Ft1
+ FrIг
+ Fм1



pг = 152.78 –
1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0


Определяю
полные опорные
реакции:



Ft1
= 
(FrвI)2
+
(FrгI)2



Ft1
= 
120.232
+ 669.762
= 680.4


FtII
= 
(FrвII)2
+
(FrгII)2



FtII =
270.062
+ 152.782 = –310.3

6.2. Построение
эпюр изгибающих
и крутящих
моментов


Эпюра изгибающих
моментов в
вертикальной
плоскости:


МвII = 0



М1`в = FrвII
ґ b



М1`в = 270.06 ґ
35 = 3452.1 ґ
10-3



М1``в = FrвII
ґ b
– Fa1
ґ
d1 / 2



М1``в = 9452.1 – 5243.8 =
4208.3 ґ
10-3


МвI = 0


Эпюра изгибающих
моментов в
горизонтальной
плоскости:


МгII
= Fм1
ґ
a = 0



МгII =
206.79 ґ
52.5 = 10856.5 ґ
10-3



М1г = FrгI
ґ b



М1г = 669.76 ґ
35 = 23441.6 ґ
10-3

6.3. Определение
диаметров валов
в опасных сечениях


В сечении "II"


МIIрез
= 
(МвII)2
+ (МгII)2


T = T1
= 19.3


МIIрез
= 
(10.856)2 = 10.856


Приведенный
момент:


МIIпр
= 
(МвIIрез)2
+ 0.45T12



МIIпр
= 
(10.86)2 + 0.45 ґ
19.32 = 16.89


В сечении "I"


МIрез
= 
(М''1в)2 + (МгI)2



МIрез
= 
4.2082 + 5.3472 = 6.804


МIпр
= 
(МIрез)2
+ 0.45T12



МIпр
= 
6.8042 + 0.45 ґ
19.32 = 14.62


Определяю
диаметры валов


Валы из стали
45


В сечении "II"


dII
= 10 3
MIIпр
/ 0.1[Gu]



dII =
10 3
16.89 / 0.1 ґ
75 = 13.11мм


[Gu] =
75МПа


принимаю dII
= 25мм


В сечении "I"


dI
= 10 3
MIпр
/ 0.1[Gu]



dII =
10 3
14.62 / 0.1 ґ
75 = 12.49мм


принимаю dI
= 30мм

7.
Выбор подшипников
качения по
динамической
грузоподъемности
для опор валов
редуктора


7.1. Выбор
подшипников
качения для
первого вала
редуктора


7.1.1. Схема
нагружения
подшипников


7.1.2. Выбираю тип
подшипников


FI =
680.29



FII
= 310



Fa
= 279.67


Fa
/ FrI
= 0 / 680.4 = 0 
ШРО №105



Fa /
FrII =
279.67 / 680.4 = 0.9 
ШРУ


Наиболее нагруженная
опора 
"I" опора


Два радиально–упорных
подшипника
типов 36000, 46000, 66000

7.1.3. Задаюсь
конкретным
подшипником


ШРУО тип 306205


d = 25мм



D = 52 мм



B = 15 мм



R = 1.5мм


C = 16700H



C0
= 9100H


Fa1
/ C0 = 279.67 / 9100 = 0.031


Параметр осевого
нагружения

l = 0.34


x = 0.45


y = 1.62


 – угол контакта



 = 12

7.1.4. Определение
осевых составляющих
реакций от
радикальных
нагрузок в
опорах


S1,2
= l' ґ
FrI,II


FrI
/ C0 =
680.4 / 9100 = 0.075


FrII
/ C0 =
310.3 / 9100 = 0.34


l'1
= 0.335



l'2
= 0.28



SI
= 0.335 ґ
680.4 = 227.93



SII =
0.28 ґ
310.3 = 86.88


7.1.5. Устанавливаю
фактические
осевые силы
F
aI
и F
aII,
действующие
на опоры "I"
и "II"


Fa
+ SI =
279.67 + 227.93 = 507.6 
SII



507.6 
86.88


FaI
= SI =
227.93



FaII
= Fa +
SI =
507.6

7.1.6. Определяю
эквивалентную
нагрузку для
каждой опоры

V = 1


Pi
= (cVFri
+ yFai)
ґ
K
ґ



K
= 1.1



Kт =
1.4


PI
= (0.45 ґ
1 ґ
680.4 + 1.62 ґ
227.93) ґ
1.1 ґ
1.4 == (306.18 + 369.25) ґ
1.54 = 1040.16


PII =
0.45 ґ
1 ґ
310.3 ґ
1.62 ґ
507.6 ґ
1.54 = 1481.4

7.1.7. Определяем
эквивалентную
приведенную
нагрузку, действующую
на наиболее
нагруженную
опору


PIIпр
= Kпр ґ
PII


Kпр = 3
11
+ 22



Kпр = 3
1 ґ
0.1 + 0.83 ґ
0.9 = 3
0.5608 = 0.825


PIIпр
= 0.825 ґ
1481.4 = 1222.16


7.1.8. По заданной
номинальной
долговечности
в [час] L
h,
определяю
номинальную
долговечность
в миллионах
оборотов


L = 60 ґ
n ґ
Lh /
106



L = 60 ґ
1435 ґ
100000 / 106 = 861


7.1.9. Определяю
расчетную
динамику подшипника


c = PIIпр
3.3
z



c = 1222.16 3.3
861 = 9473.77


Основные
характеристики
принятого
подшипника:


Подшипник №
36205


d = 25мм



D = 52мм



C = 16700H



 = 15мм



r = 1.5мм



C0 = 9100H



n = 13000 об/мин


7.2. Проектный
расчет второго
вала редуктора
и подбор подшипников


d2
= c 3
N2
/ n2


c = d1
/ (3
N1
/ n1)



c = 30 / (3
2.9 / 1435) = 238.095


d2 = 238.095 3
2.813 / 256.25 = 52.85



Принимаю: dII
= 45


Подшипник №
36209



d = 45мм



D = 85мм



 = 19мм



r = 2мм



c = 41200H



C0 = 25100H



n = 9000 об/мин



 = 12

8.
Уточнённый
расчёт на усталостную
прочность
одного из валов
редуктора


Для первого
вала редуктора:


Запас усталостной
прочности



n = nG
ґ
n
/ 
n2G
+ n2 >
[n] = 1.5


nG –
коэффициент
запаса усталостной
прочности
только по изгибу



nG
= G–1
/ ((KG
/ EmEn)
ґ
Ga +
bGm)


n
– коэффициент
запаса усталостной
прочности
только по кручению



n
= 
/ ((K
/ EmEn)
ґ
a
+ 
ґ
m)


G-1; -1
– предел усталостной
прочности при
изгибе и кручении



G-1
= (0.4…0.43) ґ
Gb


Gb 
500МПа


G-1
= 0.42 ґ
850 = 357


-1 = 0.53G-1



-1 = 0.53 ґ
357 = 189.2


Gm и
m
– постоянные
составляющие


Ga
= Gu =
Mрез / 0.1d3


a =
m
= 
/ 2 = (T / 2) / (0.2d3)


G; 
– коэффициенты,
учитывающие
влияние постоянной
составляющей
цикла напряжений
на усталостную
прочность



G = 0.05



 = 0


Em –
масштабный
фактор, определяемый
в зависимости
от диаметра
вала и наличия
концентраторов
напряжения


En –
фактор качества
поверхности,
определяемый
в зависимости
от способа
обработки вала
и предела прочности
стали на растяжение


KG и
K
– эффективные
коэффициенты
концентрации
напряжений,
которые выбираются
в зависимости
от фактора
концентрации
напряжений
и предела прочности
стали при растяжении

8.1. Определение
запаса усталостной
прочности в
сечении вала
"А–А"


d = 20мм



Мрез = 0


n = n
= -1
/ ((K
/ (Em
ґ
En)) ґ
a
+ 
ґ
m)


-1 =
189.2


a =
m
= (19.5 / 2) / (0.2 ґ
203) =
6.09


G =
0.05



 = 0



KV
= 1.85



K
= 1.4



Em
= 0.95



En
= 1.9


n = 1.89 / (1.4 ґ
6.09 / 0.9 ґ
0.95) = 18.98 > [n] = 1.5

8.2. Запас
усталостной
прочности в
сечении вала
"Б–Б"


D = 25мм



T1 = 19.3



Mрез = 10,86



-1 = 189.2МПа



G-1
= 357



KV
= 1.85



K
= 1.4



Em
= 0.93



En
= 0.9


Ga
= Mрез ґ103
/ 0.1d3



Ga
= 10.86 ґ
103 /
0.1 ґ
253 =
10860 / 1562.5 = 6.95


a = Ѕ
T1 /
0.2d3



a =
0.5 ґ
19.3 ґ
103 /
0.2 ґ
253 =
9650 / 3125 = 3.1


nG
= (G–1)
/ ((Kg
/ Em ґ
En) ґ
Ga +
bVm)



nG
= 357 / ((1.85 ґ
6.95) / (0.9 ґ
0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24


Vm
= 0


n
= –1
/ ((K
ґ
a)
/ (Em
ґ
En)



n
= 189.2 / ((1.4 ґ
3.1) / (0.93 ґ
0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45


n = nG
ґ
n
/ 
n2G
+ n2



n = 23.24 ґ
36.45 / 
23.242 + 36.452 = 847.1 / 
540.1 + 1328.6 == 847.1 / 
1868.7 = 847.1 / 43.23 = 196.6 > [n]
= 1.5


8.3. Определение
запаса усталостной
прочности в
сечении вала
"B–B"


d = 30мм



T = 19.3



Mрез = 6,8



-1 = 189.2МПа



KV =
1.85



K
= 1.4



Em =
0.91



En =
0.9


Ga =
6.8 ґ
103 / 0.1 ґ
303 = 2.5


a = 9650 /
5400 = 1.79


nG
= 357 / ((1.85 ґ
2.5) / (0.9 ґ
0.91)) = 63.22


n
= 189.2 / ((1.4 ґ
1.79) / (0.9 ґ
0.91)) = 61.83


n = 63.22 ґ
61.83 / 
63.222 + 61.832 = 3908.9 / 
3996.8 + 3822.9 == 3908.9 / 
7819.7 = 3908.9 / 88.42 = 44.2 > [n]
= 1.5


9. Подбор и проверочный
расчет шпонок


9.1. Для
участка первого
вала под муфту


l = lст
– (1…5мм)


lст = 40мм


l = 40 ґ
4 = 36мм


d = 20мм



b = 6мм



h = 6мм



T = 19.5


Gсм
= 4T ґ
103 /
dh(l – b) 
[Gсм] = 150МПа



Gсм = 4 ґ
19.5 ґ
103 / (20 ґ
6 ґ
(35 – 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа



21.67МПа 
150МПа

9.2. Для
участка первого
вала под шестерню


lст = 35мм



l = 32мм



d = 30мм



b = 8мм



h = 7мм


T = 19.5


Gсм = 4 ґ
19.3 ґ
103 / (30 ґ
7 ґ
(32 – 8)) = 15.3МПа

9.3. Для
участка второго
вала под колесо


lст = 31мм



l = 28мм



d = 50мм



b = 14мм



h = 9мм


T = 104.94


Gсм = 4 ґ
104.94 ґ
103 / (50 ґ
9 ґ
(28 – 14)) = 66.63МПа


9.4. Для участка
второго вала
под цепную
муфту


lст = 81мм



l = 80мм



d = 40мм



b = 12мм



h = 8мм



T = 104.35


Gсм = 4 ґ
104.35 ґ
103 / (40 ґ
8 ґ
(80 – 12)) = 19.18МПа



10. Проектирование
картерной
системы смазки


10.1. Выбор
масла


Масло индустриальное
30



ГОСТ 1707–51


Окружная скорость:



 = 2.82м/с

10.2. Объем
масляной ванны


V = (0.35…0.55)N


N = 2.8



V = 0.45 ґ
2.8 = 1.26л

10.3. Минимально
необходимый
уровень масла


hмин = V
/ L ґ
B


L – длина
редуктора



L = 2a + 20ммL
= 2 ґ
125 + 20 = 270мм


B – ширина
редуктора



B = 35 + 20 = 55мм


hмин = 1.26 ґ
103 / 27 ґ
5.5 = 8.5см3

10.4. Назначение
глубины погружения
зубчатых колес


hк = d2
/ 6



hк = 212.5 / 6 = 35.42мм

10.5. Уровень
масла


h = hmin
= 85мм

10.6. Смазка
подшипников
качения консистентными
смазками


Солидол УС–2



ГОСТ 1033–79



Литература:



Выполнение
курсового
проекта по
предмету Детали
машин (методические
рекомендации.,
МГАПИ



Методические
указания по
выбору параметров
привода с
ре­дуктором
на ЭЦВМ. Мартынов
Н.Ф.,Лейбенко
В.Г..М.,ВЗМИ.1984.



Методические
указания по
расчету передач
в курсовом
проекте по
деталям машин.
Живов Л.И.,М.,ВЗМИ.1983.



Гузенков П.Г.
Детали машин.М.,Высшая
школа.1982.



Иванов М.Н. Детали
машин. М.,Высшая
школа.1984.



Приводы машин.
Справочник.
Под общ.ред.
Длоугого В.В.Л.,
Машиностроение.1982.



Зубчатые передачи.
Справочник.
Под общ.ред.
Гинзбурга Е.Г.
Л..машиностроение.1980.



Курсовое
проектирование
деталей машин.
Под общ.ред.Кудряв­цева
В.Н. Л..Машиностроение.1983.


ГОСКОМВУЗ
РФМОСКОВСКАЯ
ГОСУДАРСТВЕННАЯ
АКАДЕМИЯ


ПРИБОРОСТРОЕНИЯ
И ИНФОРМАТИКИ


КАФЕДРА
«Прикладная
механика»


Допустить
к защите



«____» ______________ 2000г.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ
ЗАПИСКА


к курсовому
проекту


Тема проекта:
Спроектировать
привод конвейера
по заданной
схеме и характеристикам


Проект выполнил
студент: Бакачёв
А.И



____________



подпись


Шифр: 96009
Группа: МТ-8


Специальность:
1201


Курсовой
проект защищен
с оценкой
______________________________________


Руководитель
проекта
___________________________________________________



подпись


Москва 2000 г.



ГОСКОМВУЗ РФ


МОСКОВСКАЯ
ГОСУДАРСТВЕНАЯ
АКАДЕМИЯ


ПРИБОРОСТРОЕНИЯ
И ИНФОРМАТИКИ


КАФЕДРА
«Прикладная
механика»

ЗАДАНИЕ
НА КУРСОВОЙ
ПРОЕКТ


Студент: Бакачёв
А.И. Шифр: 96009
Группа: МТ-8


1. Тема: Спроектировать
привод конвейера
по заданной
схеме и характеристикам


2. Срок сдачи
студентом
курсового
проекта:



« »________ 2000 г.


3. Исходные данные
для проектирования:


Привод выполнен
по схеме: эл.
двигатель +
муфта упругая
втулочно-пальцевая
+ редуктор + муфта
цепная



Мощность на
выходном валу
привода Nвых
= 2,8кВт



Номинальная
частота вращения
вала эл. двигателя
nсинхр = 1500об/мин



Расчетная
долговечность
Lh =
10000ч



График нагрузки
- постоянный


4. Содержание
пояснительной
записки:


4.1 Задание на
курсовой проект.



4.2 Оглавление
с указанием
страницы, которыми
начинается
новый раздел.



4.3 Назначение
и область применения
разрабатываемого
привода. 4.4. Техническая
характеристика
привода.



4.5 Описание работы
и конструкции
привода и его
составных
частей.



4.6 Расчеты, подтверждающие
работоспособность
привода.



4.7 Уровень стандартизации
и унификации.



4.8 Перечень
использованной
литературы.


5. Перечень
графического
материала



1 лист ф. А1 – редуктор



2 лист ф. А1 – привод



Рабочие чертежи
деталей ( 1... 1,5 листа
ф. А1)


Руководитель
проекта _______________


Задание принято
к исполнению
«___»__________ 2000 г.


Подпись студента
_______________

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Слов:4895
Символов:42488
Размер:82.98 Кб.