.

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

Язык: русский
Формат: реферат
Тип документа: Word Doc
0 255
Скачать документ

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

 

  1. Срок сдачи студентом курсового проекта:

«     »________ 2000 г.

 

  1. 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

 

  1. 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.

 

  1. 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 _______________

 

Содержание:

 

№ и наименование раздела№стр.
  

Задание

3
Исходные данные4
1. Энергосиловой и кинематический расчет                       5

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

5

1.2. Выбор электродвигателя5
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.5
2. Расчет зубчатой передачи7
2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость7
2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость11
2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе12
3. Расчет валов14
3.1. Усилие на муфте14
3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче15
4. Разработка предварительной компоновки редуктора16
5. Проектный расчет первого вала редуктора17
6. Построение эпюр18
6.1. Определение опорных реакций19
6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов20
6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях20
7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора22
7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора22
7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников26
8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора27
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 шпонок30
9.1. Для участка первого вала под муфту30
9.2. Для участка первого вала под шестерню30
9.3. Для участка второго вала под колесо30
9.4. Для участка второго вала под цепную муфту31
10. Проектирование картерной системы смазки32
10.1. Выбор масла32
10.2. Объем масляной ванны32
10.3. Минимально необходимый уровень масла32
10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес32
10.5. Уровень масла32
10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками32

Литература

33

Приложение

 

 

Nвых = 2,8кВт

 

u = 5,6; n = 1500 об/мин

 

График нагрузки:

 

 

T1 = Tmax

Q1 = 1

l1 = 0,1

Q2 = 0,8

lLh = 10000ч

 

  1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

 

hобщ = hм1 ´ hз ´ hм2

 

h3 – кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

h3 = 0.97

hм1 – кпд МУВП

hм1 = 0,99

hм2 – кпд второй муфты

hм2 = 0.995

 

1.2. Выбор электродвигателя

 

Nвход = Nвых / hобщ

Nвход = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

 

Выбираем двигатель 4А90L4

 

N = 2.2Квт

n = 1425 об/мин

d = 24мм

 

p = (2.9 – 2.2) / 2.2 ´ 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 ´ (N0 / n0) = 9550 ´ (2.93 / 1435) = 19.5Hм

 

1.3.2. Входной вал редуктора (“1”)

 

 

N1 = N0 ´ hм1 = 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт

 

n1 = n0 = 1435об/мин

 

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

 

1.3.3. Выходной вал редуктора (“2”)

 

N2 = N1 ´ h3 = 2.9 ´ 0.97 = 2.813кВт

 

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

 

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

 

1.3.4. Выходной вал привода (“3”)

 

N3 = N2 ´ hм2

N3 = 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт

 

n3 = n2 = 256.25 об/мин

 

Т3 = 9550 ´ N3 / n3

Т3 = 9550 ´ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм

 

 

  1. 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 à HB1 = 205

Для зубьев колеса à HB2 = 205

 

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

 

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

 

GH0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев

 

GH0 = 2HB + 70

GH01 = 2 ´ 205 + 70 = 480МПа

GH02 = 2 ´ 175 + 70 = 420МПа

 

SH – коэффициент безопасности

SH1 = SH2 = 1.1

 

KHL – коэффициент долговечности

KHL = 6 Ö NH0 / NHE

 

NH0 – базовое число циклов

NH0 = 1.2 ´ 107

 

NHE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

NHE = 60n1,2Lhå(T1 / Tmax)3 ´ Lhi / Lh

NHE = 60n1,2Lh(l1Q13 + l2Q23 + l3Q33)

 

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

 

Lh – длительность службы

Lh = 10000ч

 

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

 

KHL1 = 6Ö 1.2 ´ 107 / 48.28 ´ 107 = 0.539

KHL2 = 6Ö 1.2 ´ 107 / 8.62 ´ 107 = 0.72

Принимаю KHL1 = KHL2 = 1

 

[GH]1 = 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[GH]1 = 420 ´ 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 ´ 981.82

407.125 < 469.64

 

2.1.4. Определение межосевого расстояния

 

a = Ka(u + 1) 3Ö T2KHb / (u[GH])2yba

 

Ka = 430МПа

 

yba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

yba = 2ybd / (u+1)

ybd = 0.9

yba = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

 

KHb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KHb = 1.03

 

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

 


2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ218566

 

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 “z1” и колеса “z2

 

zi = 2acosb/mn

 

b – угол наклона зубьев

Принимаю b = 15°

 

zc = 2 ´ 125 ´ 0.966 / 2.5 = 120.8 » 120

 

Число зубьев шестерни

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

zmin = 17cos3b = 15.32

z1 ³ zmin

 

Число зубьев колеса

z2 = zc – z1 = 120 – 18 = 120

uф = z2 / z1 = 102 / 18 = 5.67

Ùu = 1.24%

 

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

 

bф = arcos((z1ф + z2ф) mn / 2a)

bф = arcos((102 + 18) ´ 2 / 2 ´ 125) = arcos0.96 = 15°12’4”

 

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

 

d1 = mn ´ z1 / cosbф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d2 = mn ´ z2 / cosbф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

 

2.1.11. Определение окружной скорости

 

V1 = pd1n1 / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 м/с

 

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

 

V1 = 2.82 м à n` = 8

 

2.1.13. Уточнение величины коэффициента yba

 

yba = (Ka3 (uф + 1)3 T2 KHb) / (ua[bn]2 a3)

yba = 4303 ´ 6.63 ´ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)2 ´ 1253 =
= 2.471 ´ 1012 / 10.152 ´ 1012 = 0.253

 

По ГОСТ2185–66 à yba = 0.25

 

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

 

b = yba ´ a

b = 0.25 ´ 125 = 31.25

b = 31

 

2.1.15. Уточнение величины коэффициента ybd

 

ybd = b / d1

ybd = 31.25 / 37.5 = 0.83

 


2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента KHb

 

KHb = 1.03

 

2.2.2. Определение коэффициента FHV

 

FHV = FFV = 1.1

 

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

 

GH = 10800 ´ zEcosbф / a = Ö (T1 ´ (uф + 1)3 / b ´ uф) ´ KHa ´ Khb ´ KHV £ [GH]МПа

 

zE = Ö 1 / Ea

 

Ea = (1.88 – 3.2 ´ (1 / z + 1 / z)) ´ cosbф

Ea = (1.88 – 3.2 ´ (1 / 18 + 1 / 102)) ´ 0.96 = 1.6039

 

zE = Ö 1 / 1.6039 = 0.7895

Kha = 1.09

 

GH = 10800 ´ 0.7865 ´ 0.96 / 125 ´ Ö (19.3 / 31) ´ (6.63 / 5.6) ´ 1.09 ´ 1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43

ÙGH = (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 [GF]1 и колеса [GF]2

 

[GF]1,2 = (GF01,2 ´ KFa) / SF1,2

 

GF0 – предел выносливости при изгибе

GF0 = 1.8HB

 

GF01 = 1.8 ´ 205 = 368

GF02 = 1.8 ´ 175 = 315

 

SF – коэффициент безопасности

SF = 1.75

 

KFa – коэффициент долговечности

KFa = 6Ö NF0 / NKFE

 

KF0 – базовое число циклов

NF0 = 4 ´ 106

 

NFE – эквивалентное число циклов

NFE = 60nLh ´ å(Ti / Tmax)6 ´ Lhi / Lh

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

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

 

KFL1 = 6Ö 4 ´ 106 / 289.24 ´ 106 = 0.49

KFL2 = 6Ö 4 ´ 106 / 55.68 ´ 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 / cos3b = 20

zv2 = z2 / cos3b = 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 ´ T2 ´ KFa ´ KFb ´ KFV ´ YF2 ´ Yb / b ´ m ´d2 £ [GF]МПа

 

Eb = b ´ sinbф / p ´ mn

Eb = 31.25 ´ 0.27 / 3.14 ´ 2 = 1.3436

 

KFa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KFa = (4 + (Ea – 1) ´ (n` – 5)) / 4Ea

 

Ea = 1.60 ´ 39

n` = 8

 

KFa = (4 + (1.6039 – 1) ´ (8 – 5) / 4 ´ 1.6039 = 0.9059

 

KFb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KFb = 1,05

 

KFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

KFv = 1.1

 

Yb – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yb = 1 – b° / 140°

Yb = 1 – 15.2° / 140° = 0.89

 

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

GF2 = 153.40 £ [GF] = 180

 


  1. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

 

FN = (0.2…0.3) t

 

Ftм – полезная окружная сила на муфте

Ftм = 2000 T1p / D1

 

T1p = KgT1

 

Kg = 1.5

 

T1p = 1.5 ´ 19.3 = 28.95Нм

 

D1 – расчетный диаметр

D1 = 84мм

 

Ftм = 2000 ´ 28.95 / 84 = 689.28H

Ftм1 = 0.3 ´ 689.29 = 206.79H

 

3.1.2. Муфта цепная

 

D2 = 80.9мм

d = 25мм

 

T2p = T2 ´ Kg

 

Kg = 1.15

 

T2p = 1.15 ´ 104.94 = 120.68Hм

 

Ftм = 2000 ´ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

Fм = 0.25 ´ 2983.44 = 745.86H

 


3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

 

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

 

3.2.2. Радиальная сила

 

Fr1 = Fr2 = Ft1 ´ tga / cosb

 

a = 20°

b = 15.2°

 

Fr1 =1029.33 ´ tg20° / cos15.2° = 1029.33 ´ 0.364 / 0.96 = 390.29H

 

3.2.3. Осевая сила

 

Fa = FaI = Fai+1 = Fa ´ b

Fa = 1029.39 ´ tg15.2° = 279.67H

 

Величины изгибающих моментов равны:

 

изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

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

 

изгибающий момент от осевой силы на колесо:

Ma2 = Fa1 ´ d2 / 2

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

 


  1. 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

 

  1. Проектный расчет первого вала редуктора

 

 

 

 

  1. Построение эпюр

 

6.1. Определение опорных реакций

 

Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры “II”

åMвII = Fr1 ´ b – F ´ (d1 / 2) – FrIb ´ (b + c) = 0

 

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

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

 

Момент относительно опоры “I”

åMвI = FrвII ´ (b + c) – Fr1c – F ´ (d1 / 2) = 0

 

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

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

 

Проверка

åpв = FrIIв + FrIв – FrI

åpв = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0

 

Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры “II”

åMгII = Ft1 ´ b – FгIг ´ (b + c) + Fм ´ a

 

FrIг = (Ft1 ´ b + Fм1 ´ a) / (b + c)

 

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

 

Момент относительно опоры “I”

åMI = Fм ´ (a + b + c) – FrгII ´ (b +c) – Ft1 ´ c

 

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

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

 

Проверка:

åpг = FrIIг – Ft1 + FrIг + Fм1

åpг = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0

 

Определяю полные опорные реакции:

Ft1 = Ö (FrвI)2 + (FrгI)2

Ft1 = Ö 120.232 + 669.762 = 680.4

 

FtII = Ö (FrвII)2 + (FrгII)2

FtII = Ö270.062 + 152.782 = –310.3

 

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

 

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

 

МвII = 0

М1`в = FrвII ´ b

М1`в = 270.06 ´ 35 = 3452.1 ´ 10-3

М1в = FrвII ´ b – Fa1 ´ d1 / 2

М1в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ´ 10-3

 

МвI = 0

 

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

 

МгII = Fм1 ´ a = 0

МгII = 206.79 ´ 52.5 = 10856.5 ´ 10-3

М1г = FrгI ´ b

М1г = 669.76 ´ 35 = 23441.6 ´ 10-3

 

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

 

В сечении “II”

 

МIIрез = Ö (МвII)2 + (МгII)2

 

T = T1 = 19.3

 

МIIрез = Ö (10.856)2 = 10.856

 

Приведенный момент:

 

МIIпр = Ö (МвIIрез)2 + 0.45T12

МIIпр = Ö (10.86)2 + 0.45 ´ 19.32 = 16.89

 

В сечении “I”

 

МIрез = Ö (М”1в)2 + (МгI)2

МIрез = Ö 4.2082 + 5.3472 = 6.804

 

МIпр = Ö (МIрез)2 + 0.45T12

МIпр = Ö 6.8042 + 0.45 ´ 19.32 = 14.62

 

Определяю диаметры валов

 

Валы из стали 45

 

В сечении “II”

 

dII = 10 3Ö MIIпр / 0.1[Gu]

dII = 10 3Ö 16.89 / 0.1 ´ 75 = 13.11мм

 

[Gu] = 75МПа

 

принимаю dII = 25мм

 

В сечении “I”

 

dI = 10 3Ö MIпр / 0.1[Gu]

dII = 10 3Ö 14.62 / 0.1 ´ 75 = 12.49мм

 

принимаю dI = 30мм

 


  1. 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 à ШРО №105

Fa / FrII = 279.67 / 680.4 = 0.9 à ШРУ

 

Наиболее нагруженная опора à “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

 

a° – угол контакта

a° = 12°

 

7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах

 

S1,2 = l’ ´ 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 ´ 680.4 = 227.93

SII = 0.28 ´ 310.3 = 86.88

 

7.1.5. Устанавливаю фактические осевые силы FaI и FaII, действующие на опоры “I” и “II”

 

Fa + SI = 279.67 + 227.93 = 507.6 ³ SII

507.6 ³ 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) ´ Kd ´ Kт

Kd = 1.1

Kт = 1.4

 

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

 

PII = 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

 

PIIпр = Kпр ´ PII

 

Kпр = 3Ö q1l1 + q2l2

Kпр = 3Ö 1 ´ 0.1 + 0.83 ´ 0.9 = 3Ö 0.5608 = 0.825

 

PIIпр = 0.825 ´ 1481.4 = 1222.16

 

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

 

L = 60 ´ n ´ Lh / 106

L = 60 ´ 1435 ´ 100000 / 106 = 861

 


7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника

 

c = PIIпр 3.3Ö z

c = 1222.16 3.3Ö 861 = 9473.77

 

Основные характеристики принятого подшипника:

 

Подшипник № 36205

 

d = 25мм

D = 52мм

C = 16700H

b = 15мм

r = 1.5мм

C0 = 9100H

n = 13000 об/мин

 


7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

 

d2 = c 3Ö N2 / n2

 

c = d1 / (3Ö N1 / n1)

c = 30 / (3Ö 2.9 / 1435) = 238.095

 

d2 = 238.095 3Ö 2.813 / 256.25 = 52.85

Принимаю: dII = 45

 

Подшипник № 36209

d = 45мм

D = 85мм

b = 19мм

r = 2мм

c = 41200H

C0 = 25100H

n = 9000 об/мин

a = 12°

 


  1. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

 

Для первого вала редуктора:

 

Запас усталостной прочности

n = nG ´ nt / Ö n2G + n2 > [n] = 1.5

 

nG – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

nG = G–1 / ((KG / EmEn) ´ Ga + ybGm)

 

nt – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

nt = t / ((Kt / EmEn) ´ ta + yt ´ tm)

 

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

G1 = (0.4…0.43) ´ Gb

 

Gb ³ 500МПа

 

G1 = 0.42 ´ 850 = 357

 

t-1 = 0.53G1

t-1 = 0.53 ´ 357 = 189.2

 

Gm и tm – постоянные составляющие

 

Ga = Gu = Mрез / 0.1d3

 

ta = tm = t / 2 = (T / 2) / (0.2d3)

 

yG; yt – коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность

yG = 0.05

yt = 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 Kt – 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 = nt = t-1 / ((Kt / (Em ´ En)) ´ ta + yt ´ tm)

 

t-1 = 189.2

 

ta = tm = (19.5 / 2) / (0.2 ´ 203) = 6.09

 

yG = 0.05

yt = 0

KV = 1.85

Kt = 1.4

Em = 0.95

En = 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

T1 = 19.3

Mрез = 10,86

t-1 = 189.2МПа

G1 = 357

KV = 1.85

Kt = 1.4

Em = 0.93

En = 0.9

 

Ga = Mрез ´103 / 0.1d3

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

 

ta = ½ T1 / 0.2d3

ta = 0.5 ´ 19.3 ´ 103 / 0.2 ´ 253 = 9650 / 3125 = 3.1

 

nG = (G–1) / ((Kg / Em ´ En) ´ Ga + ybVm)

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

 

Vm = 0

 

nt = t–1 / ((Kt ´ ta) / (Em ´ En)

nt = 189.2 / ((1.4 ´ 3.1) / (0.93 ´ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45

 

n = nG ´ nt / Ö n2G + n2t

n = 23.24 ´ 36.45 / Ö 23.242 + 36.452 = 847.1 / Ö 540.1 + 1328.6 =
= 847.1 / Ö 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

t-1 = 189.2МПа

KV = 1.85

Kt = 1.4

Em = 0.91

En = 0.9

 

Ga = 6.8 ´ 103 / 0.1 ´ 303 = 2.5

 

ta = 9650 / 5400 = 1.79

 

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

 

nt = 189.2 / ((1.4 ´ 1.79) / (0.9 ´ 0.91)) = 61.83

 

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

 


  1. Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1. Для участка первого вала под муфту

 

l = lст – (1…5мм)

 

lст = 40мм

 

l = 40 ´ 4 = 36мм

 

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

 

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

Gсм = 4 ´ 19.5 ´ 103 / (20 ´ 6 ´ (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 ´ 19.3 ´ 103 / (30 ´ 7 ´ (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 ´ 104.94 ´ 103 / (50 ´ 9 ´ (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 ´ 104.35 ´ 103 / (40 ´ 8 ´ (80 – 12)) = 19.18МПа


  1. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла

 

Масло индустриальное 30

ГОСТ 1707–51

 

Окружная скорость:

u = 2.82м/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

 

hмин = V / L ´ B

 

L – длина редуктора

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

 

B – ширина редуктора

B = 35 + 20 = 55мм

 

hмин = 1.26 ´ 103 / 27 ´ 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:

 

 

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

 

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

 

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

 

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

 

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

 

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

 

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

 

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

 

Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter

Похожие документы
Обсуждение

Оставить комментарий

avatar
  Подписаться  
Уведомление о
Заказать реферат
UkrReferat.com. Всі права захищені. 2000-2019