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 "АтАУА"	28
8.2. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "БтАУБ"	28
8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "BтАУB"	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:

T₁ = T_max

Q₁ = 1

₁ = 0,1

Q₂ = 0,8

_Lh = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

_общ = _м1ТС_зТС_м2

₃ тАУ кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

₃ = 0.97

_м1 тАУ кпд МУВП

_м1 = 0,99

_м2 тАУ 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 4А90L₄

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_мин

d = 24мм

 = (2.9 тАУ 2.2) / 2.2 ТС 100% = 31.8% > 5% тАУ 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 = N_вых = 2,93кВт

n₀ = n_дв = 1435 ^об_/мин

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

1.3.2. Входной вал редуктора ("1")

N₁ = N₀ТС_м1 = 2,93 ТС 0,99 = 2,9кВт

n₁ = n₀ = 1435^об_/мин

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

1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")

N₂ = N₁ТС₃ = 2.9 ТС 0.97 = 2.813кВт

n₂ = n₁ / u = 1435 / 5.6 = 256.25 ^об_/мин

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

1.3.4. Выходной вал привода ("3")

N₃ = N₂ТС_м2

N₃ = 2.813 ТС 0.995 = 2.8кВт

n₃ = n₂ = 256.25 ^об/_мин

Т₃ = 9550 ТС N₃ / n₃

Т₃ = 9550 ТС 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 = 1435^об/_мин

n₂ = 256.25^об/_мин

Т₁ = 19,3Нм

Т₂ = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи тАУ косозубая

L_n = 10000ч

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170тАж215 тАУ колеса

Для зубьев шестерни  HB₁ = 205

Для зубьев колеса  HB₂ = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_H]_1,2 = (G_H01,2ТС K_HL1,2) / S_H1,2 [МПа]

G_H₀ тАУ предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_H0 = 2HB + 70

G_H01 = 2 ТС 205 + 70 = 480МПа

G_H₀₂ = 2 ТС 175 + 70 = 420МПа

S_H тАУ коэффициент безопасности

S_H₁ = S_H₂ = 1.1

K_HL тАУ коэффициент долговечности

K_HL = 6  N_H₀ / N_HE

N_H₀ тАУ базовое число циклов

N_H₀ = 1.2 ТС 10⁷

N_HE тАУ эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_HE = 60_n1,2L_h(T₁ / T_max)³ТС L_hi / L_h

N_HE = 60_n1,2L_h(₁Q₁³ + ₂Q₂³ + ₃Q₃³)

n тАУ частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_h тАУ длительность службы

L_h = 10000ч

N_HE1 = 60 ТС 1435 ТС 10000 (0.1 ТС 1³ + 0.9 ТС 0.8³) = 6 ТС 10¹ТС 1.435 ТС 10³ТС 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ТС 10⁷

K_HL1 = 6 1.2 ТС 10⁷ / 48.28 ТС 10⁷ = 0.539

K_HL₂ = 6 1.2 ТС 10⁷ / 8.62 ТС 10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL₁ = K_HL₂ = 1

[G_H]₁ = 480 ТС 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁ = 420 ТС 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 ТС 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_a(u + 1) ³ T₂K_H / (u[G_H])2_ba

K_a = 430МПа

_ba тАУ коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

_ba = 2_bd / (u+1)

_bd = 0.9

_ba = 2ТС0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_H_ тАУ коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_H_ = 1.03

a = 430 ТС 6.6 ³ 104.94 ТС 1.03 / (5.6 ТС 407.125)²ТС 0.27 = 2838 ТС³ 108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185тАУ66

Принимаю a = 125

2.1.7. Определение модуля зацепления

m = (0.01тАж0.02)a

m = 0.015ТС125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"

z_i = 2acos/m_n

 тАУ угол наклона зубьев

Принимаю  = 15

z_c = 2 ТС 125 ТС 0.966 / 2.5 = 120.8  120

Число зубьев шестерни

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

z_min = 17cos³ = 15.32

z₁ z_min

Число зубьев колеса

z₂ = z_c тАУ z₁ = 120 тАУ 18 = 120

u_ф = z₂ / z₁ = 102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

ф = arcos((z₁_ф + z₂_ф) m_n / 2a)

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

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d₁ = m_nТС z₁ / cos_ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂ = m_nТС z₂ / cos_ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V₁ = d₁n₁ / 60000 = 3.14 ТС 37.5 ТС 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 = (K_a³ (u_ф + 1)³ T₂ K_H_) / (u_a[b_n]² a³)

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

По ГОСТ2185тАУ66  _ba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = _baТС a

b = 0.25 ТС 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_

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 ТС z_Ecos_ф / a =  (T₁ТС (u_ф + 1)³ / b ТС u_ф) ТС K_H_ТС K_h_ТС K_HV [G_H]МПа

z_E =  1 / E_

E_ = (1.88 тАУ 3.2 ТС (1 / z_1ф + 1 / z_2ф)) ТС cos_ф

E_ = (1.88 тАУ 3.2 ТС (1 / 18 + 1 / 102)) ТС 0.96 = 1.6039

z_E =  1 / 1.6039 = 0.7895

K_h_ = 1.09

G_H = 10800 ТС 0.7865 ТС 0.96 / 125 ТС (19.3 / 31) ТС (6.6³ / 5.6) ТС 1.09 ТС 1.03 ТС1.1 =
= 65.484 ТС 6.283 = 411.43

G_H = (411.43 тАУ 407.125) / 407.125 ТС 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_F01,2ТС K_F_) / S_F1,2

G_F₀ тАУ предел выносливости при изгибе

G_F0 = 1.8HB

G_F01 = 1.8 ТС 205 = 368

G_F₀₂ = 1.8 ТС 175 = 315

S_F тАУ коэффициент безопасности

S_F = 1.75

K_F_ тАУ коэффициент долговечности

K_F_ = ⁶ N_F₀ / N_KFE

K_F₀тАУ базовое число циклов

N_F₀ = 4 ТС 10⁶

N_FE тАУ эквивалентное число циклов

N_FE = 60nL_hТС(T_i / T_max)⁶ТС L_hi / L_h

N_FE1 = 60 ТС 1435 ТС 10000 ТС (0.1 ТС 1⁶ +0.9 ТС 0.8⁶) = 289.24 ТС 10⁶

N_FE2 = 60 ТС 256.25 ТС 10000 ТС (0.1 ТС 1⁶ +0.9 ТС 0.8⁶) = 55.68 ТС 10⁶

K_FL1 = ⁶ 4 ТС 10⁶ / 289.24 ТС 10⁶ = 0.49

K_FL₂ = ⁶ 4 ТС 10⁶ / 55.68 ТС 10⁶ = 0.645

Принимаю K_FL₁ = K_FL₂ = 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 = z₁ / cos³ = 20

z_v2 = z₂ / cos³ = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса

Y_F₁ = 4.08

Y_F₂ = 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_F₂ = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_F₂ = 2000 ТС T₂ТС K_F_ТС K_F_ТС K_FVТС Y_F₂ТС Y_ / b ТС m ТСd₂ [G_F]МПа

E_ = b ТС sinф / ТС m_n

E_ = 31.25 ТС 0.27 / 3.14 ТС 2 = 1.3436

K_F_ тАУ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_F_ = (4 + (E_ тАУ 1) ТС (n` тАУ 5)) / 4E_

E_ = 1.60 ТС 39

n` = 8

K_F_ = (4 + (1.6039 тАУ 1) ТС (8 тАУ 5) / 4 ТС 1.6039 = 0.9059

K_F_ тАУ коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_F_ = 1,05

K_Fv тАУ коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_Fv = 1.1

Y_ тАУ коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_ = 1 тАУ  / 140

Y_ = 1 тАУ 15.2 / 140 = 0.89

G_F2 = 2000 ТС 104.94 ТС 0.9059 ТС 1.05 ТС 1.1 ТС 3.6 ТС 0.89 / 31 ТС 2 ТС 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 = (0.2тАж0.3) _t_м

F_t_м тАУ полезная окружная сила на муфте

F_t_м = 2000 T₁_p / D₁

T₁_p = K_gT₁

K_g = 1.5

T₁_p = 1.5 ТС 19.3 = 28.95Нм

D₁ тАУ расчетный диаметр

D₁ = 84мм

F_t_м = 2000 ТС 28.95 / 84 = 689.28H

F_t_м1 = 0.3 ТС 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T₂_p = T₂ТС K_g

K_g = 1.15

T₂_p = 1.15 ТС 104.94 = 120.68Hм

F_t_м = 2000 ТС 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ТС 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_t1 = F_t2 = 2000 ТС T₁ / d₁ = 2000 ТС 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t1ТС tg / cos

 = 20

 = 15.2

F_r1 =1029.33 ТС tg20 / cos15.2 = 1029.33 ТС 0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осевая сила

F_a = F_aI = F_ai+1 = F_aТС

F_a = 1029.39 ТС tg15.2 = 279.67H

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

M_a1 = F_a1ТС d₁ /2
M_a1 = 279.67 ТС 37.5 ТС 10^-3 / 2 = 5.2438Hм

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

M_a2 = F_a1ТС d₂ / 2

M_a₂ = 279.67 ТС 212.5 ТС 10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

l = 2b_m

q = b_m

b_m = 31 + 4 = 35мм

p₁ = 1.5b_m

p₂ = 1.5b_k

p₁ = 1.5  52.5

a = p₁ = 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_r₁ТС b тАУ F ТС (d₁ / 2) тАУ F_rI^bТС (b + c) = 0

F_rI^в = (F_rIТС b тАУ F_aТС (dt/2)) / (b + c)

F_rI^в = (390.29 ТС 35 тАУ 279.67 ТС (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 тАУ 5245.81) / 70 = 120.23

Момент относительно опоры "I"

M^в_I = F_r^в_IIТС (b + c) тАУ F_r1c тАУ F ТС (d₁ / 2) = 0

F_II^в = (F_r1ТС c + F_aТС (d₁ / 2)) / (b + c)

F_II^в = (390.29 ТС 35 + 279.67 ТС (37.5 / 2)) / 70 = 270.06

Проверка

p^в = F_rII^в + F_rI^в тАУ F_rI

p^в = 270.06 + 120.23 тАУ 390.29 = 0

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

M^г_II = F_t1ТС b тАУ F_гI^гТС (b + c) + F_мТС a

F_rI^г = (F_t1ТС b + F_м₁ТС a) / (b + c)

F_r_I^г = (1029,33 ТС 35 + 206,79 ТС 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительно опоры "I"

M_I = F_мТС (a + b + c) тАУ F_r^г_IIТС (b +c) тАУ F_t1ТС c

F_rII^г = (F_t1ТС c тАУ F_м₁ТС (a +b +c)) / (b + c)

F_rII^г =(1029.33 ТС 35 тАУ 206.79 ТС (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

p^г = F_rII^г тАУ F_t1 + F_rI^г + F_м₁

p^г = 152.78 тАУ 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 = тАУ310.3

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М^в_II = 0

М₁`^в = F_r^в_IIТС b

М₁`^в = 270.06 ТС 35 = 3452.1 ТС 10^-³

М₁``^в = F_r^в_IIТС b тАУ F_a₁ТС d₁ / 2

М₁``^в = 9452.1 тАУ 5243.8 = 4208.3 ТС 10^-³

М^в_I = 0

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М^г_II = F_м₁ТС a = 0

М^г_II = 206.79 ТС 52.5 = 10856.5 ТС 10^-³

М₁^г = F_r^г_IТС b

М₁^г = 669.76 ТС 35 = 23441.6 ТС 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 = T₁ = 19.3

М_II_рез =  (10.856)² = 10.856

Приведенный момент:

М_II_пр =  (М^в_II_рез)² + 0.45T₁²

М_II_пр =  (10.86)² + 0.45 ТС 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 + 0.45T₁²

М_I_пр =  6.804² + 0.45 ТС 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 ТС 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 ТС 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 радиальнотАУупорных 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

F_a₁ / C₀ = 279.67 / 9100 = 0.031

Параметр осевого нагружения

l = 0.34

x = 0.45

y = 1.62

 тАУ угол контакта

 = 12

7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах

S_1,2 = l' ТС F_rI,II

F_rI / C₀ = 680.4 / 9100 = 0.075

F_rII / C₀ = 310.3 / 9100 = 0.34

l'₁ = 0.335

l'₂ = 0.28

S_I = 0.335 ТС 680.4 = 227.93

S_II = 0.28 ТС 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) ТС K_ТС K_т

K_ = 1.1

K_т = 1.4

P_I = (0.45 ТС 1 ТС 680.4 + 1.62 ТС 227.93) ТС 1.1 ТС 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ТС 1.54 = 1040.16

P_II = 0.45 ТС 1 ТС 310.3 ТС 1.62 ТС 507.6 ТС 1.54 = 1481.4

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

P_II_пр = K_прТС P_II

K_пр = ³₁₁ + ₂₂

K_пр = ³ 1 ТС 0.1 + 0.8³ТС 0.9 = ³ 0.5608 = 0.825

P_II_пр = 0.825 ТС 1481.4 = 1222.16

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

L = 60 ТС n ТС L_h / 10⁶

L = 60 ТС 1435 ТС 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

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: d_II = 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 = n_GТС n_ /  n²_G + n² > [n] = 1.5

n_G тАУ коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

n_G = GтАУ₁ / ((K_G / E_mE_n) ТС G_a + _bG_m)

n_ тАУ коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n_ =  / ((K_ / E_mE_n) ТС_a + _ТС_m)

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

G_-₁ = (0.4тАж0.43) ТС G_b

G_b 500МПа

G_-₁ = 0.42 ТС 850 = 357

_-₁ = 0.53G_-₁

_-₁ = 0.53 ТС 357 = 189.2

G_m и _m тАУ постоянные составляющие

G_a = G_u = M_рез / 0.1d³

_a = _m =  / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

_G; _ тАУ коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность

_G = 0.05

_ = 0

E_m тАУ масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения

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

K_G и K_ тАУ 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 "АтАУА"

d = 20мм

М_рез = 0

n = n_ = _-1 / ((K_ / (E_mТС E_n)) ТС_a + _ТС_m)

_-1 = 189.2

_a = _m = (19.5 / 2) / (0.2 ТС 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 ТС 6.09 / 0.9 ТС 0.95) = 18.98 > [n] = 1.5

8.2. Запас усталостной прочности в сечении вала "БтАУБ"

D = 25мм

T₁ = 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_резТС10³ / 0.1d³

G_a = 10.86 ТС 10³ / 0.1 ТС 25³ = 10860 / 1562.5 = 6.95

_a = РЕ T₁ / 0.2d³

_a = 0.5 ТС 19.3 ТС 10³ / 0.2 ТС 25³ = 9650 / 3125 = 3.1

n_G = (GтАУ₁) / ((K_g / E_mТС E_n) ТС G_a + _bV_m)

n_G = 357 / ((1.85 ТС 6.95) / (0.9 ТС 0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24

V_m = 0

n_ = тАУ₁ / ((K_ТС_a) / (E_mТС E_n)

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

n = n_GТС n_ /  n²_G + n²_

n = 23.24 ТС 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 "BтАУB"

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 ТС 10³ / 0.1 ТС 30³ = 2.5

_a = 9650 / 5400 = 1.79

n_G = 357 / ((1.85 ТС 2.5) / (0.9 ТС 0.91)) = 63.22

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

n = 63.22 ТС 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 тАУ (1тАж5мм)

l_ст = 40мм

l = 40 ТС 4 = 36мм

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

G_см = 4T ТС 10³ / dh(l тАУ b)  [G_см] = 150МПа

G_см = 4 ТС 19.5 ТС 10³ / (20 ТС 6 ТС (35 тАУ 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 ТС 19.3 ТС 10³ / (30 ТС 7 ТС (32 тАУ 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 ТС 104.94 ТС 10³ / (50 ТС 9 ТС (28 тАУ 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 ТС 104.35 ТС 10³ / (40 ТС 8 ТС (80 тАУ 12)) = 19.18МПа

10. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла

Масло индустриальное 30

ГОСТ 1707тАУ51

Окружная скорость:

 = 2.82^м/_с

10.2. Объем масляной ванны

V = (0.35тАж0.55)N

N = 2.8

V = 0.45 ТС 2.8 = 1.26л

10.3. Минимально необходимый уровень масла

h_мин = V / L ТС B

L тАУ длина редуктора

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

B тАУ ширина редуктора

B = 35 + 20 = 55мм

h_мин = 1.26 ТС 10³ / 27 ТС 5.5 = 8.5см³

10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес

h_к = d₂ / 6

h_к = 212.5 / 6 = 35.42мм

10.5. Уровень масла

h = h_min = 85мм

10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками

Солидол УСтАУ2

ГОСТ 1033тАУ79

Литература:

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

Методические указания по выбору параметров привода с реВндуктором 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.КудрявВнцева В.Н. Л.Машиностроение.1983.

ГОСКОМВУЗ РФ
МОСКОВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ

ПРИБОРОСТРОЕНИЯ И ИНФОРМАТИКИ

КАФЕДРА ВлПрикладная механикаВ»

Допустить к защите

Вл____В» ______________ 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 ВлПрикладная механикаВ»

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:

Вл В»________ 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 тАУ редуктор

2 лист ф. А1 тАУ привод

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

Руководитель проекта _______________

Задание принято к исполнению Вл___В»__________ 2000 г.

Подпись студента _______________

Вместе с этим смотрят:

11-этажный жилой дом с мансардой

14-этажный 84-квартирный жилой дом

16-этажный жилой дом с монолитным каркасом в г. Краснодаре

180-квартирный жилой дом в г. Тихорецке

2-этажный 3-секционный 18-квартирный жилой дом в г. Мирном

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

Задание

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

5

Литература

Приложение

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

Вертикальная плоскость

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ