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

N_>вых> = 2,8кВт

u = 5,6; n = 1500 ^об/_>мин>

График нагрузки:

T_>1> = T_>max>

Q_>1> = 1

_>1> = 0,1

Q_>2> = 0,8

_>Lh> = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

_>общ> = _>м1> ´ _>з> ´ _>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

N_>вход> = N_>вых> / _>общ>

N_>вход> = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель 4А90L_>4>

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_>мин>

d = 24мм

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

Беру следующий двигатель 4А100S_>4>

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")

N_>0> = N_>вых> = 2,93кВт

n_>0> = n_>дв> = 1435 ^об_>/мин>

T_>0 >= 9550 ´ (N_>0> / n_>0>) = 9550 ´ (2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной вал редуктора ("1")

N_>1> = N_>0> ´ _>м1> = 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт

n_>1> = n_>0> = 1435^об_>/мин>

Т_>1> = 9550 ´ (N_>1> / n_>1>) = 9550 ´ (2.9 / 1435) = 19.3 Hм

1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")

N_>2> = N_>1> ´ _>3> = 2.9 ´ 0.97 = 2.813кВт

n_>2> = n_>1> / u = 1435 / 5.6 = 256.25 ^об_>/мин>

Т_>2> = 9550 ´ (2,813 / 256,25) = 104,94Нм

1.3.4. Выходной вал привода ("3")

N_>3> = N_>2> ´ _>м2>

N_>3> = 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт

n_>3> = n_>2> = 256.25 ^об/_>мин>

Т_>3> = 9550 ´ N_>3> / n_>3>

Т_>3> = 9550 ´ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.1.1. Исходные данные

n_>1> = 1435^об/_>мин>

n_>2> = 256.25^об/_>мин>

Т_>1> = 19,3Нм

Т_>2> = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи – косозубая

L_>n> = 10000ч

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьев шестерни  HB_>1> = 205

Для зубьев колеса  HB_>2> = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_>H>]_>1,2> = (G_>H01,2> ´ K_>HL1,2>) / S_>H2,2> [МПа]

G_>H>_>0> – предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_>H0> = 2HB + 70

G_>H01> = 2 ´ 205 + 70 = 480МПа

G_>H>_>02> = 2 ´ 175 + 70 = 420МПа

S_>H> – коэффициент безопасности

S_>H>_>1> = S_>H>_>2> = 1.1

K_>HL> – коэффициент долговечности

K_>HL> = 6  N_>H>_>0> / N_>HE>

N_>H>_>0> – базовое число циклов

N_>H>_>0> = 1.2 ´ 10⁷

N_>HE> – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_>HE> = 60_>n1,2>L_>h>(T_>1> / T_>max>)³ ´ L_>hi> / L_>h>

N_>HE> = 60_>n1,2>L_>h>(_>1>Q_>1>³ + _>2>Q_>2>³ + _>3>Q_>3>³)

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_>h> – длительность службы

L_>h> = 10000ч

N_>HE1> = 60 ´ 1435 ´ 10000 (0.1 ´ 1³ + 0.9 ´ 0.8³) = 6 ´ 10¹ ´ 1.435 ´ 10³ ´ 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ´ 10⁷

K_>HL1> = 6 1.2 ´ 10⁷ / 48.28 ´ 10⁷ = 0.539

K_>HL>_>2> = 6 1.2 ´ 10⁷ / 8.62 ´ 10⁷ = 0.72

Принимаю K_>HL>_>1> = K_>HL>_>2> = 1

[G_>H>]_>1> = 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_>H>]_>1> = 420 ´ 1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю

[G_>H>] = 0.5([G_>H>]_>1> + [G_>H>]_>2>)

[G_>H>] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125

должно выполняться условие

[G_>H>] = 1.23[G_>H>]_>min>

469.64 = 1.23 ´ 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_>a>(u + 1) ³ T_>2>K_>H> / (u[G_>H>])2_>ba>

K_>a> = 430МПа

_>ba> – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

_>ba> = 2_>bd> / (u+1)

_>bd> = 0.9

_>ba> = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_>H>_>> – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_>H>_>> = 1.03

a = 430 ´ 6.6 ³ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)² ´ 0.27 = 2838 ´ 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 = 0.015´125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z_>1>" и колеса "z_>2>"

z_>i> = 2acos/m_>n>

 – угол наклона зубьев

Принимаю  = 15

z_>c> = 2 ´ 125 ´ 0.966 / 2.5 = 120.8  120

Число зубьев шестерни

z_>1> = z_>0> / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18  18

z_>min> = 17cos³ = 15.32

z_>1>  z_>min>

Число зубьев колеса

z_>2> = z_>c> – z_>1> = 120 – 18 = 120

u_>ф> = z_>2> / z_>1> = 102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

ф = arcos((z_>1>_>ф> + z_>2>_>ф>) m_>n> / 2a)

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

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d_>1> = m_>n> ´ z_>1> / cos_>ф> = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d_>2> = m_>n> ´ z_>2> / cos_>ф> = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V_>1> = d_>1>n_>1> / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 ^м/_>с>

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V_>1> = 2.82 ^м_>/с>  n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента _>ba>

_>ba> = (K_>a>³ (u_>ф> + 1)³ T_>2> K_>H>_>>) / (u_>a>[b_>n>]² a³)

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

По ГОСТ2185–66  _>ba> = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = _>ba> ´ a

b = 0.25 ´ 125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента _>bd>

_>bd> = b / d_>1>

_>bd> = 31.25 / 37.5 = 0.83

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента K_>H>_>>

K_>H>_>> = 1.03

2.2.2. Определение коэффициента F_>HV>

F_>HV> = F_>FV> = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_>H> = 10800 ´ z_>E>cos_>ф> / a =  (T_>1> ´ (u_>ф> + 1)³ / b ´ u_>ф>) ´ K_>H>_>> ´ K_>h>_>> ´ K_>HV>  [G_>H>]МПа

z_>E> =  1 / E_>>

E_>> = (1.88 – 3.2 ´ (1 / z_>1ф> + 1 / z_>2ф>)) ´ cos_>ф>

E_>> = (1.88 – 3.2 ´ (1 / 18 + 1 / 102)) ´ 0.96 = 1.6039

z_>E> =  1 / 1.6039 = 0.7895

K_>h>_>> = 1.09

G_>H> = 10800 ´ 0.7865 ´ 0.96 / 125 ´  (19.3 / 31) ´ (6.6³ / 5.6) ´ 1.09 ´ 1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43

G_>H> = (411.43 – 407.125) / 407.125 ´ 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>

[G_>F>]_>1,2> = (G_>F01,2> ´ K_>F>_>>) / S_>F1,2>

G_>F>_>0> – предел выносливости при изгибе

G_>F0> = 1.8HB

G_>F01> = 1.8 ´ 205 = 368

G_>F>_>02> = 1.8 ´ 175 = 315

S_>F> – коэффициент безопасности

S_>F> = 1.75

K_>F>_>> – коэффициент долговечности

K_>F>_>> = ⁶ N_>F>_>0> / N_>KFE>

K_>F>_>0 >– базовое число циклов

N_>F>_>0> = 4 ´ 10⁶

N_>FE> – эквивалентное число циклов

N_>FE> = 60nL_>h> ´ (T_>i> / T_>max>)⁶ ´ L_>hi> / L_>h>

N_>FE1> = 60 ´ 1435 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 289.24 ´ 10⁶

N_>FE2> = 60 ´ 256.25 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 1⁶ +0.9 ´ 0.8⁶) = 55.68 ´ 10⁶

K_>FL1> = ⁶ 4 ´ 10⁶ / 289.24 ´ 10⁶ = 0.49

K_>FL>_>2> = ⁶ 4 ´ 10⁶ / 55.68 ´ 10⁶ = 0.645

Принимаю K_>FL>_>1> = K_>FL>_>2> = 1

[G_>F>]_>1> = 369 / 1.75 = 210.86

[G_>F>]_>2> = 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

z_>v1> = z_>1> / cos³ = 20

z_>v2> = z_>2> / cos³ = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса

Y_>F>_>1> = 4.08

Y_>F>_>2> = 3.6

2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев

[G_>F>] / Y_>F>

[G_>F>]_>1> / Y_>F1>

[G_>F>]_>1> / Y_>F1> = 210.86 / 4.20 = 51.47

[G_>F>]_>2> / Y_>F2>

[G_>F>]_>2> / Y_>F>_>2> = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_>F>_>2> = 2000 ´ T_>2> ´ K_>F>_>> ´ K_>F>_>> ´ K_>FV> ´ Y_>F>_>2> ´ Y_>> / b ´ m ´d_>2>  [G_>F>]МПа

E_>> = b ´ sinф /  ´ m_>n>

E_>> = 31.25 ´ 0.27 / 3.14 ´ 2 = 1.3436

K_>F>_>> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_>F>_>> = (4 + (E_>> – 1) ´ (n` – 5)) / 4E_>>

E_>> = 1.60 ´ 39

n` = 8

K_>F>_>> = (4 + (1.6039 – 1) ´ (8 – 5) / 4 ´ 1.6039 = 0.9059

K_>F>_>> – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_>F>_>> = 1,05

K_>Fv> – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_>Fv> = 1.1

Y_>> – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_>> = 1 –  / 140

Y_>> = 1 – 15.2 / 140 = 0.89

G_>F2> = 2000 ´ 104.94 ´ 0.9059 ´ 1.05 ´ 1.1 ´ 3.6 ´ 0.89 / 31 ´ 2 ´ 212.5 = 153,40

G_>F2> = 153.40  [G_>F>] = 180

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

F_>N> = (0.2…0.3) _>t>_>м>

F_>t>_>м> – полезная окружная сила на муфте

F_>t>_>м> = 2000 T_>1>_>p> / D_>1>

T_>1>_>p> = K_>g>T_>1>

K_>g> = 1.5

T_>1>_>p> = 1.5 ´ 19.3 = 28.95Нм

D_>1> – расчетный диаметр

D_>1> = 84мм

F_>t>_>м> = 2000 ´ 28.95 / 84 = 689.28H

F_>t>_>м1> = 0.3 ´ 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D_>2> = 80.9мм

d = 25мм

T_>2>_>p> = T_>2> ´ K_>g>

K_>g> = 1.15

T_>2>_>p> = 1.15 ´ 104.94 = 120.68Hм

F_>t>_>м> = 2000 ´ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_>м> = 0.25 ´ 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_>t1> = F_>t2> = 2000 ´ T_>1> / d_>1> = 2000 ´ 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_>r1> = F_>r2> = F_>t1> ´ tg / cos

 = 20

 = 15.2

F_>r1> =1029.33 ´ tg20 / cos15.2 = 1029.33 ´ 0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осевая сила

F_>a> = F_>aI> = F_>ai+1> = F_>a> ´ 

F_>a> = 1029.39 ´ tg15.2 = 279.67H

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

M_>a1> = F_>a1> ´ d_>1> /2
M_>a1> = 279.67 ´ 37.5 ´ 10^-3 / 2 = 5.2438Hм

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

M_>a2> = F_>a1> ´ d_>2> / 2

M_>a>_>2> = 279.67 ´ 212.5 ´ 10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

l = 2b_>m>

q = b_>m>

b_>m> = 31 + 4 = 35мм

p_>1> = 1.5b_>m>

p_>2> = 1.5b_>k>

p_>1> = 1.5  52.5

a = p_>1> = 52.5

b = c = b_>m> = 35мм

5. Проектный расчет первого вала редуктора

6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций

Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^в_>II> = F_>r>_>1> ´ b – F ´ (d_>1> / 2) – F_>rI>^b ´ (b + c) = 0

F_>rI>^в = (F_>rI> ´ b – F_>a> ´ (dt/2)) / (b + c)

F_>rI>^в = (390.29 ´ 35 – 279.67 ´ (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 – 5245.81) / 70 = 120.23

Момент относительно опоры "I"

M^в_>I> = F_>r>^в_>II> ´ (b + c) – F_>r1c> – F ´ (d_>1> / 2) = 0

F_>II>^в = (F_>r1> ´ c + F_>a> ´ (d_>1> / 2)) / (b + c)

F_>II>^в = (390.29 ´ 35 + 279.67 ´ (37.5 / 2)) / 70 = 270.06

Проверка

p^в = F_>rII>^в + F_>rI>^в – F_>rI>

p^в = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^г_>II> = F_>t1> ´ b – F_>гI>^г ´ (b + c) + F_>м> ´ a

F_>rI>^г = (F_>t1> ´ b + F_>м>_>1> ´ a) / (b + c)

F_>r>_>I>^г = (1029,33 ´ 35 + 206,79 ´ 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительно опоры "I"

M_>I> = F_>м> ´ (a + b + c) – F_>r>^г_>II> ´ (b +c) – F_>t1> ´ c

F_>rII>^г = (F_>t1> ´ c – F_>м>_>1> ´ (a +b +c)) / (b + c)

F_>rII>^г =(1029.33 ´ 35 – 206.79 ´ (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

p^г = F_>rII>^г – F_>t1> + F_>rI>^г + F_>м>_>1>

p^г = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0

Определяю полные опорные реакции:

F_>t1> =  (F_>r>^в_>I>)² + (F_>r>^г_>I>)²

F_>t1> =  120.23² + 669.76² = 680.4

F_>tII> =  (F_>r>^в_>II>)² + (F_>r>^г_>II>)²

F_>tII> = 270.06² + 152.78² = –310.3

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М^в_>II> = 0

М_>1>`^в = F_>r>^в_>II> ´ b

М_>1>`^в = 270.06 ´ 35 = 3452.1 ´ 10^-3

М_>1>``^в = F_>r>^в_>II> ´ b – F_>a>_>1> ´ d_>1> / 2

М_>1>``^в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ´ 10^-3

М^в_>I> = 0

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М^г_>II> = F_>м>_>1> ´ a = 0

М^г_>II> = 206.79 ´ 52.5 = 10856.5 ´ 10^-3

М_>1>^г = F_>r>^г_>I> ´ b

М_>1>^г = 669.76 ´ 35 = 23441.6 ´ 10^-3

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

В сечении "II"

М_>II>_>рез> =  (М^в_>II>)² + (М^г_>II>)²

T = T_>1> = 19.3

М_>II>_>рез> =  (10.856)² = 10.856

Приведенный момент:

М_>II>_>пр> =  (М^в_>II>_>рез>)² + 0.45T_>1>²

М_>II>_>пр> =  (10.86)² + 0.45 ´ 19.3² = 16.89

В сечении "I"

М_>I>_>рез> =  (М''_>1>^в)² + (М^г_>I>)²

М_>I>_>рез> =  4.208² + 5.347² = 6.804

М_>I>_>пр> =  (М_>I>_>рез>)² + 0.45T_>1>²

М_>I>_>пр> =  6.804² + 0.45 ´ 19.3² = 14.62

Определяю диаметры валов

Валы из стали 45

В сечении "II"

d_>II> = 10 ³ M_>II>_>пр> / 0.1[G_>u>]

d_>II> = 10 ³ 16.89 / 0.1 ´ 75 = 13.11мм

[G_>u>] = 75МПа

принимаю d_>II> = 25мм

В сечении "I"

d_>I> = 10 ³ M_>I>_>пр> / 0.1[G_>u>]

d_>II> = 10 ³ 14.62 / 0.1 ´ 75 = 12.49мм

принимаю d_>I> = 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

F_>I> = 680.29

F_>II> = 310

F_>a> = 279.67

F_>a> / F_>rI> = 0 / 680.4 = 0  ШРО №105

F_>a> / F_>rII> = 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

C_>0> = 9100H

F_>a>_>1> / C_>0> = 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

S_>1,2> = l' ´ F_>rI,II>

F_>rI> / C_>0> = 680.4 / 9100 = 0.075

F_>rII> / C_>0> = 310.3 / 9100 = 0.34

l'_>1> = 0.335

l'_>2> = 0.28

S_>I> = 0.335 ´ 680.4 = 227.93

S_>II> = 0.28 ´ 310.3 = 86.88

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

F_>a> + S_>I> = 279.67 + 227.93 = 507.6  S_>II>

507.6  86.88

F_>aI> = S_>I> = 227.93

F_>aII> = F_>a> + S_>I> = 507.6

7.1.6. Определяю эквивалентную нагрузку для каждой опоры

V = 1

P_>i> = (cVF_>ri> + yF_>ai>) ´ K_>> ´ K_>т>

K_>> = 1.1

K_>т> = 1.4

P_>I> = (0.45 ´ 1 ´ 680.4 + 1.62 ´ 227.93) ´ 1.1 ´ 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ´ 1.54 = 1040.16

P_>II> = 0.45 ´ 1 ´ 310.3 ´ 1.62 ´ 507.6 ´ 1.54 = 1481.4

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

P_>II>_>пр> = K_>пр> ´ P_>II>

K_>пр> = ³ _>1>_>1> + _>2>_>2>

K_>пр> = ³ 1 ´ 0.1 + 0.8³ ´ 0.9 = ³ 0.5608 = 0.825

P_>II>_>пр> = 0.825 ´ 1481.4 = 1222.16

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

L = 60 ´ n ´ L_>h> / 10⁶

L = 60 ´ 1435 ´ 100000 / 10⁶ = 861

7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника

c = P_>II>_>пр> ^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

C_>0> = 9100H

n = 13000 ^об_>/мин>

7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

d_>2> = c ³ N_>2> / n_>2>

c = d_>1> / (³ N_>1> / n_>1>)

c = 30 / (³ 2.9 / 1435) = 238.095

d_>2> = 238.095 ³ 2.813 / 256.25 = 52.85

Принимаю: d_>II> = 45

Подшипник № 36209

d = 45мм

D = 85мм

 = 19мм

r = 2мм

c = 41200H

C_>0> = 25100H

n = 9000 ^об_>/мин>

 = 12

8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

Для первого вала редуктора:

Запас усталостной прочности

n = n_>G> ´ n_>> /  n²_>G> + n² > [n] = 1.5

n_>G> – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

n_>G> = G–_>1> / ((K_>G> / E_>m>E_>n>) ´ G_>a> + _>b>G_>m>)

n_>> – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n_>> =  / ((K_>> / E_>m>E_>n>) ´ _>a> + _>> ´ _>m>)

G_>-1>; _>-1> – предел усталостной прочности при изгибе и кручении

G_>->_>1> = (0.4…0.43) ´ G_>b>

G_>b>  500МПа

G_>->_>1> = 0.42 ´ 850 = 357

_>->_>1> = 0.53G_>->_>1>

_>->_>1> = 0.53 ´ 357 = 189.2

G_>m> и _>m> – постоянные составляющие

G_>a> = G_>u> = M_>рез> / 0.1d³

_>a> = _>m> =  / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

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

_>G> = 0.05

_>> = 0

E_>m> – масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения

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

K_>G> 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

М_>рез> = 0

n = n_>> = _>-1> / ((K_>> / (E_>m> ´ E_>n>)) ´ _>a> + _>> ´ _>m>)

_>-1> = 189.2

_>a> = _>m> = (19.5 / 2) / (0.2 ´ 20³) = 6.09

_>G> = 0.05

_>> = 0

K_>V> = 1.85

K_>> = 1.4

E_>m> = 0.95

E_>n> = 1.9

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

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

D = 25мм

T_>1> = 19.3

M_>рез> = 10,86

_>->_>1> = 189.2МПа

G_>->_>1> = 357

K_>V> = 1.85

K_>> = 1.4

E_>m> = 0.93

E_>n> = 0.9

G_>a> = M_>рез> ´10³ / 0.1d³

G_>a> = 10.86 ´ 10³ / 0.1 ´ 25³ = 10860 / 1562.5 = 6.95

_>a> = ½ T_>1> / 0.2d³

_>a> = 0.5 ´ 19.3 ´ 10³ / 0.2 ´ 25³ = 9650 / 3125 = 3.1

n_>G> = (G–_>1>) / ((K_>g> / E_>m> ´ E_>n>) ´ G_>a> + _>b>V_>m>)

n_>G> = 357 / ((1.85 ´ 6.95) / (0.9 ´ 0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24

V_>m> = 0

n_>> = –_>1> / ((K_>> ´ _>a>) / (E_>m> ´ E_>n>)

n_>> = 189.2 / ((1.4 ´ 3.1) / (0.93 ´ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45

n = n_>G> ´ n_>> /  n²_>G> + n²_>>

n = 23.24 ´ 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

M_>рез> = 6,8

_>-1> = 189.2МПа

K_>V> = 1.85

K_>> = 1.4

E_>m> = 0.91

E_>n> = 0.9

G_>a> = 6.8 ´ 10³ / 0.1 ´ 30³ = 2.5

_>a> = 9650 / 5400 = 1.79

n_>G> = 357 / ((1.85 ´ 2.5) / (0.9 ´ 0.91)) = 63.22

n_>> = 189.2 / ((1.4 ´ 1.79) / (0.9 ´ 0.91)) = 61.83

n = 63.22 ´ 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 = l_>ст> – (1…5мм)

l_>ст> = 40мм

l = 40 ´ 4 = 36мм

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

G_>см> = 4T ´ 10³ / dh(l – b)  [G_>см>] = 150МПа

G_>см> = 4 ´ 19.5 ´ 10³ / (20 ´ 6 ´ (35 – 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа

21.67МПа  150МПа

9.2. Для участка первого вала под шестерню

l_>ст> = 35мм

l = 32мм

d = 30мм

b = 8мм

h = 7мм

T = 19.5

G_>см> = 4 ´ 19.3 ´ 10³ / (30 ´ 7 ´ (32 – 8)) = 15.3МПа

9.3. Для участка второго вала под колесо

l_>ст> = 31мм

l = 28мм

d = 50мм

b = 14мм

h = 9мм

T = 104.94

G_>см> = 4 ´ 104.94 ´ 10³ / (50 ´ 9 ´ (28 – 14)) = 66.63МПа

9.4. Для участка второго вала под цепную муфту

l_>ст> = 81мм

l = 80мм

d = 40мм

b = 12мм

h = 8мм

T = 104.35

G_>см> = 4 ´ 104.35 ´ 10³ / (40 ´ 8 ´ (80 – 12)) = 19.18МПа

10. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла

Масло индустриальное 30

ГОСТ 1707–51

Окружная скорость:

 = 2.82^м/_>с>

10.2. Объем масляной ванны

V = (0.35…0.55)N

N = 2.8

V = 0.45 ´ 2.8 = 1.26л

10.3. Минимально необходимый уровень масла

h_>мин> = V / L ´ B

L – длина редуктора

L = 2a + 20мм
L = 2 ´ 125 + 20 = 270мм

B – ширина редуктора

B = 35 + 20 = 55мм

h_>мин> = 1.26 ´ 10³ / 27 ´ 5.5 = 8.5см³

10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес

h_>к> = d_>2> / 6

h_>к> = 212.5 / 6 = 35.42мм

10.5. Уровень масла

h = h_>min> = 85мм

10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками

Солидол УС–2

ГОСТ 1033–79

Литература:

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

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

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

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

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

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

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

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

ГОСКОМВУЗ РФ
МОСКОВСКАЯ 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 N_>вых> = 2,8кВт

Номинальная частота вращения вала эл. двигателя n_>синхр> = 1500^об/_>мин>

Расчетная долговечность L_>h> = 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 _______________