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

Содержание:

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. Энергосиловойи кинематическийрасчет

1.1. Определениеобщего коэффициентаполезногодействия привода

_общ = _м1ґ_з ґ_м2

₃ – кпд зубчатойпередачи сучетом потерьв подшипниках

₃ = 0.97

_м1 – кпдМУВП

_м1 = 0,99

_м2 – кпд второймуфты

_м2 = 0.995

1.2. Выборэлектродвигателя

N_вход =N_вых / _общ

N_вход =2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель4А90L₄

N = 2.2Квт

n = 1425 ^об/_мин

d = 24мм

 = (2.9 – 2.2) / 2.2 ґ100% = 31.8% > 5% – этот двигательне подходит

Беру следующийдвигатель4А100S₄

N = 3.0кВт

n = 1435 ^об/_мин

d = 28мм

1.3. Определениемощностей,частот вращенияи крутящихмоментов навалах.

1.3.1. Валэлектродвигателя("0")

N₀ = N_вых= 2,93кВт

n₀ = n_дв= 1435 ^об_/мин

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

1.3.2. Входнойвал редуктора("1")

N₁ = N₀ґ_м1 = 2,93ґ0,99 = 2,9кВт

n₁ = n₀= 1435^об_/мин

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

1.3.3. Выходнойвал редуктора("2")

N₂= N₁ ґ₃= 2.9 ґ0.97 = 2.813кВт

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

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

1.3.4. Выходнойвал привода("3")

N₃ = N₂ґ_м2

N₃ = 2.813 ґ0.995 = 2.8кВт

n₃ = n₂= 256.25 ^об/_мин

Т₃ = 9550 ґN₃ / n₃

Т₃ = 9550 ґ2,8 / 256,25 = 104,35Нм

2. Расчет зубчатойпередачи

2.1. Проектировочныйрасчет зубчатойпередачи наконтактнуювыносливость

2.1.1. Исходныеданные

n₁ = 1435^об/_мин

n₂ = 256.25^об/_мин

Т₁ = 19,3Нм

Т₂ = 104,94Нм

u = 5.6

Вид передачи– косозубая

L_n =10000ч

2.1.2. Выборматериалазубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьевшестерни HB₁ = 205

Для зубьевколеса HB₂ = 205

2.1.3. Определениедопускаемогонапряженияна контактнуювыносливость

[G_H]_1,2= (G_H01,2ґK_HL1,2)/ S_H1,2[МПа]

G_H0– предел контактнойвыносливостиповерхностизубьев

G_H0= 2HB + 70

G_H01= 2 ґ205 + 70 = 480МПа

G_H02= 2 ґ175 + 70 = 420МПа

S_H –коэффициентбезопасности

S_H1= S_H2= 1.1

K_HL –коэффициентдолговечности

K_HL =6 N_H0/ N_HE

N_H0– базовое числоциклов

N_H0= 1.2 ґ10⁷

N_HE –эквивалентноечисло цикловпри заданномпеременномграфике нагрузки

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

N_HE= 60_n1,2L_h(₁Q₁³+ ₂Q₂³+ ₃Q₃³)

n – частотавращения валашестерни иливала зубчатогоколеса

L_h –длительностьслужбы

L_h =10000ч

N_HE1= 60 ґ1435 ґ10000 (0.1 ґ1³ +0.9 ґ0.8³)= 6 ґ10¹ ґ1.435 ґ10³ ґ10⁴(0.1+ 0.461) = 48.28 ґ10⁷

K_HL1= 61.2 ґ10⁷ /48.28 ґ10⁷ =0.539

K_HL2= 61.2 ґ10⁷ / 8.62 ґ10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL1= K_HL2= 1

[G_H]₁= 480 ґ1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁= 420 ґ1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестведопускаемогоконтактногонапряженияпринимаю

[G_H]= 0.5([G_H]₁+ [G_H]₂)

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

должно выполнятьсяусловие

[G_H]= 1.23[G_H]_min

469.64 = 1.23 ґ981.82

407.125

2.1.4. Определениемежосевогорасстояния

a = K_a(u+ 1) ³T₂K_H/ (u[G_H])2_ba

K_a =430МПа

_ba – коэффициентрабочей ширинызубчатого венца

_ba =2_bd/ (u+1)

_bd = 0.9

_ba = 2ґ0.9/ (5.6 + 1) = 0.27

K_H– коэффициентраспределениянагрузки поширине зубчатоговенца

K_H= 1.03

a = 430 ґ6.6 ³104.94 ґ1.03 / (5.6 ґ407.125)² ґ0.27 = 2838 ґ³108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласованиевеличины межосевогорасстоянияс ГОСТ2185–66

Принимаю a= 125

2.1.7. Определениемодуля зацепления

m =(0.01…0.02)a

m = 0.015ґ125= 1.88мм

2.1.8. Определениечисла зубьевшестерни "z₁"и колеса "z₂"

z_i= 2acos/m_n

 – угол наклоназубьев

Принимаю = 15

z_c = 2ґ125 ґ0.966 / 2.5 = 120.8 120

Число зубьевшестерни

z₁= z₀ /(u+1) = 120 / 6.6 = 18.18 18

z_min= 17cos³= 15.32

z₁z_min

Число зубьевколеса

z₂= z_c –z₁ =120 – 18 = 120

u_ф = z₂/ z₁ =102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнениеугла наклоназубьев

ф = arcos((z_1ф+ z_2ф)m_n /2a)

ф = arcos((102 + 18) ґ2 / 2 ґ125) = arcos0.96 = 1512'4''

2.1.10. Определениеделительныхдиаметровшестерни иколеса

d₁= m_n ґz₁ /cos_ф= 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂= m_n ґz₂ /cos_ф= 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определениеокружной скорости

V₁ = d₁n₁/ 60000 = 3.14 ґ37.5 ґ1435 / 60000 = 2.82 ^м/_с

2.1.12. Назначениестепени точностиn` передачи

V₁ = 2.82 ^м_/с n` =8

2.1.13. Уточнениевеличины коэффициента_ba

_ba =(K_a³(u_ф + 1)³T₂K_H)/ (u_a[b_n]²a³)

_ba = 430³ ґ6.6³ ґ104.94 ґ1.03 / (5.6 ґ407.125)² ґ125³ =
= 2.471 ґ10¹² / 10.152 ґ10¹² = 0.253

По ГОСТ2185–66 _ba= 0.25

2.1.14. Определениерабочей ширинызубчатого венца

b = _baґa

b = 0.25 ґ125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнениевеличины коэффициента_bd

_bd =b / d₁

_bd =31.25 / 37.5 = 0.83

2.2.Проверочныйрасчет зубчатойцилиндрическойпередачи наконтактнуювыносливость

2.2.1. УточнениекоэффициентаK_H

K_H= 1.03

2.2.2. ОпределениекоэффициентаF_HV

F_HV =F_FV =1.1

2.2.3 Определениеконтактногонапряженияи сравнениеего с допускаемым

G_H =10800 ґz_Ecos_ф/ a = (T₁ ґ(u_ф + 1)³ / bґu_ф) ґK_HґK_hґK_HV [G_H]МПа

z_E = 1 / E_

E_= (1.88 – 3.2 ґ(1 / z_1ф + 1 / z_2ф))ґcos_ф

E_= (1.88 – 3.2 ґ(1 / 18 + 1 / 102)) ґ0.96 = 1.6039

z_E= 1 / 1.6039 = 0.7895

K_h= 1.09

G_H =10800 ґ0.7865 ґ0.96 / 125 ґ(19.3 / 31) ґ(6.6³ / 5.6) ґ1.09 ґ1.03 ґ1.1=
= 65.484 ґ6.283 = 411.43

G_H= (411.43 – 407.125) / 407.125 ґ100% = 1.05%

2.3.Проверочныйрасчет зубчатойцилиндрическойпередачи навыносливостьпри изгибе

2.3.1. Определениедопускаемыхнапряженийна выносливостьпри изгибе дляматериалашестерни [G_F]₁и колеса [G_F]₂

[G_F]_1,2= (G_F01,2ґK_F)/ S_F1,2

G_F0– предел выносливостипри изгибе

G_F0= 1.8HB

G_F01= 1.8 ґ205 = 368

G_F02= 1.8 ґ175 = 315

S_F –коэффициентбезопасности

S_F =1.75

K_F– коэффициентдолговечности

K_F= ⁶N_F0/ N_KFE

K_F0– базовое числоциклов

N_F0= 4 ґ10⁶

N_FE –эквивалентноечисло циклов

N_FE= 60nL_hґ(T_i/ T_max)⁶ґL_hi /L_h

N_FE1= 60 ґ1435 ґ10000 ґ(0.1 ґ1⁶+0.9 ґ0.8⁶)= 289.24 ґ10⁶

N_FE2= 60 ґ256.25 ґ10000 ґ(0.1 ґ1⁶+0.9 ґ0.8⁶)= 55.68 ґ10⁶

K_FL1= ⁶4 ґ10⁶ /289.24 ґ10⁶ =0.49

K_FL2= ⁶4 ґ10⁶ / 55.68 ґ10⁶ = 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. Определениеэквивалентныхчисел зубьевшестерни иколеса

z_v1= z₁ /cos³= 20

z_v2= z₂ /cos³= 113

2.3.3. Определениекоэффициентовформы зубьевшестерни иколеса

Y_F1= 4.08

Y_F2= 3.6

2.3.4. Сравнениеотносительнойпрочностизубьев

[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 прочнызубья колеса

2.3.6. Определениенапряженияизгиба и сравнениеего с допускаемым

G_F2= 2000 ґT₂ ґK_FґK_FґK_FV ґY_F2ґY_/ b ґm ґd₂[G_F]МПа

E_= b ґsinф/ ґm_n

E_= 31.25 ґ0.27 / 3.14 ґ2 = 1.3436

K_F– коэффициент,учитывающийраспределениенагрузки междузубьями

K_F= (4 + (E_– 1) ґ(n` – 5)) / 4E_

E_= 1.60 ґ39

n` = 8

K_F= (4 + (1.6039 – 1) ґ(8 – 5) / 4 ґ1.6039 = 0.9059

K_F– коэффициентраспределениянагрузки поширине зубчатоговенца

K_F= 1,05

K_Fv –коэффициент,учитывающийдинамическуюнагрузку взацеплении

K_Fv =1.1

Y_– коэффициент,учитывающийнаклон зуба

Y_= 1 – / 140

Y_= 1 – 15.2/ 140= 0.89

G_F2= 2000 ґ104.94 ґ0.9059 ґ1.05 ґ1.1 ґ3.6 ґ0.89 / 31 ґ2 ґ212.5 = 153,40

G_F2= 153.40 [G_F] =180

3. Расчет валов

3.1. Усилиена муфте

3.1.1. МУВП

F_N =(0.2…0.3) _tм

F_tм– полезнаяокружная силана муфте

F_tм= 2000 T_1p/ D₁

T_1p= K_gT₁

K_g =1.5

T_1p= 1.5 ґ19.3 = 28.95Нм

D₁ – расчетныйдиаметр

D₁ = 84мм

F_tм= 2000 ґ28.95 / 84 = 689.28H

F_tм1= 0.3 ґ689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфтацепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T_2p= T₂ ґK_g

K_g =1.15

T_2p= 1.15 ґ104.94 = 120.68Hм

F_tм= 2000 ґ120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ґ2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубойцилиндрическойпередаче

F_t1= F_t2= 2000 ґT₁ /d₁ =2000 ґ19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальнаясила

F_r1= F_r2= F_t1ґtg/ cos

 = 20

 = 15.2

F_r1=1029.33 ґtg20/ cos15.2= 1029.33 ґ0.364 / 0.96 = 390.29H

3.2.3. Осеваясила

F_a= F_aI= F_ai+1= F_a ґ

F_a= 1029.39 ґtg15.2= 279.67H

Величины изгибающихмоментов равны:

изгибающиймомент от осевойсилы на шестерню:

M_a1= F_a1ґd₁/2
M_a1= 279.67 ґ37.5 ґ10^-3 /2 = 5.2438Hм

изгибающиймомент от осевойсилы на колесо:

M_a2= F_a1ґd₂ / 2

M_a2= 279.67 ґ212.5 ґ10^-3 / 2 = 29.7149Hм

4. Разработкапредварительнойкомпоновкиредуктора

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. Проектныйрасчет первоговала редуктора

6. Построениеэпюр

6.1. Определениеопорных реакций

Вертикальнаяплоскость

Момент относительноопоры "II"

M^в_II= F_r1ґ b– F ґ(d₁ / 2) – F_rI^bґ(b + c) = 0

F_rI^в= (F_rIґ b– F_aґ(dt/2)) / (b + c)

F_rI^в= (390.29 ґ35 – 279.67 ґ(37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 – 5245.81) / 70 =120.23

Момент относительноопоры "I"

M^в_I= F_r^в_IIґ(b + c) – F_r1c– F ґ(d₁ /2) = 0

F_II^в= (F_r1ґc + F_aґ(d₁ /2)) / (b + c)

F_II^в= (390.29 ґ35 + 279.67 ґ(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

Горизонтальнаяплоскость

Момент относительноопоры "II"

M^г_II= F_t1ґb – F_гI^гґ(b + c) + F_м ґa

F_rI^г= (F_t1ґb + F_м1ґa) / (b + c)

F_rI^г= (1029,33 ґ35 + 206,79 ґ52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76

Момент относительноопоры "I"

M_I= F_м ґ(a + b + c) – F_r^г_IIґ(b +c) – F_t1ґc

F_rII^г= (F_t1ґc – F_м1ґ(a +b +c)) / (b + c)

F_rII^г=(1029.33 ґ35 – 206.79 ґ(35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78

Проверка:

p^г= F_rII^г– F_t1+ F_rI^г+ F_м1

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

Определяюполные опорныереакции:

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. Построениеэпюр изгибающихи крутящихмоментов

Эпюра изгибающихмоментов ввертикальнойплоскости:

М^в_II = 0

М₁`^в = F_r^в_IIґ b

М₁`^в = 270.06 ґ35 = 3452.1 ґ10^-3

М₁``^в = F_r^в_IIґ b– F_a1ґd₁ / 2

М₁``^в = 9452.1 – 5243.8 =4208.3 ґ10^-3

М^в_I = 0

Эпюра изгибающихмоментов вгоризонтальнойплоскости:

М^г_II= F_м1ґa = 0

М^г_II =206.79 ґ52.5 = 10856.5 ґ10^-3

М₁^г = F_r^г_Iґ b

М₁^г = 669.76 ґ35 = 23441.6 ґ10^-3

6.3. Определениедиаметров валовв опасных сечениях

В сечении "II"

М_IIрез= (М^в_II)²+ (М^г_II)²

T = T₁= 19.3

М_IIрез= (10.856)² = 10.856

Приведенныймомент:

М_IIпр= (М^в_IIрез)²+ 0.45T₁²

М_IIпр= (10.86)² + 0.45 ґ19.3² = 16.89

В сечении "I"

М_Iрез= (М''₁^в)² + (М^г_I)²

М_Iрез= 4.208² + 5.347² = 6.804

М_Iпр= (М_Iрез)²+ 0.45T₁²

М_Iпр= 6.804² + 0.45 ґ19.3² = 14.62

Определяюдиаметры валов

Валы из стали45

В сечении "II"

d_II= 10 ³M_IIпр/ 0.1[G_u]

d_II =10 ³16.89 / 0.1 ґ75 = 13.11мм

[G_u] =75МПа

принимаю d_II= 25мм

В сечении "I"

d_I= 10 ³M_Iпр/ 0.1[G_u]

d_II =10 ³14.62 / 0.1 ґ75 = 12.49мм

принимаю d_I= 30мм

7.Выбор подшипниковкачения подинамическойгрузоподъемностидля опор валовредуктора

7.1. Выборподшипниковкачения дляпервого валаредуктора

7.1.1. Схеманагруженияподшипников

7.1.2. Выбираю типподшипников

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 нагруженнаяопора "I" опора

Два радиально–упорныхподшипникатипов 36000, 46000, 66000

7.1.3. Задаюськонкретнымподшипником

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 осевогонагружения

l = 0.34

x = 0.45

y = 1.62

 – угол контакта

 = 12

7.1.4. Определениеосевых составляющихреакций отрадикальныхнагрузок вопорах

S_1,2= l' ґF_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 ґ680.4 = 227.93

S_II =0.28 ґ310.3 = 86.88

7.1.5. Устанавливаюфактическиеосевые силыF_aIи F_aII,действующиена 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. Определяюэквивалентнуюнагрузку длякаждой опоры

V = 1

P_i= (cVF_ri+ yF_ai)ґK_ґK_т

K_= 1.1

K_т =1.4

P_I= (0.45 ґ1 ґ680.4 + 1.62 ґ227.93) ґ1.1 ґ1.4 =
= (306.18 + 369.25) ґ1.54 = 1040.16

P_II =0.45 ґ1 ґ310.3 ґ1.62 ґ507.6 ґ1.54 = 1481.4

7.1.7. Определяемэквивалентнуюприведеннуюнагрузку, действующуюна наиболеенагруженнуюопору

P_IIпр= K_пр ґP_II

K_пр = ³₁₁+ ₂₂

K_пр = ³1 ґ0.1 + 0.8³ ґ0.9 = ³0.5608 = 0.825

P_IIпр= 0.825 ґ1481.4 = 1222.16

7.1.8. По заданнойноминальнойдолговечностив [час] L_h,определяюноминальнуюдолговечностьв миллионахоборотов

L = 60 ґn ґL_h /10⁶

L = 60 ґ1435 ґ100000 / 10⁶ = 861

7.1.9. Определяюрасчетнуюдинамику подшипника

c = P_IIпр^3.3z

c = 1222.16 ^3.3861 = 9473.77

Основныехарактеристикипринятогоподшипника:

Подшипник №36205

d = 25мм

D = 52мм

C = 16700H

 = 15мм

r = 1.5мм

C₀ = 9100H

n = 13000 ^об_/мин

7.2. Проектныйрасчет второговала редуктораи 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.Уточнённыйрасчёт на усталостнуюпрочностьодного из валовредуктора

Для первоговала редуктора:

Запас усталостнойпрочности

n = n_Gґn_/ n²_G+ n² >[n] = 1.5

n_G –коэффициентзапаса усталостнойпрочноститолько по изгибу

n_G= G–₁/ ((K_G/ E_mE_n)ґG_a +_bG_m)

n_– коэффициентзапаса усталостнойпрочноститолько по кручению

n_= / ((K_/ E_mE_n)ґ_a+ _ґ_m)

G_-1; _-1– предел усталостнойпрочности приизгибе и кручении

G_-1= (0.4…0.43) ґG_b

G_b 500МПа

G_-1= 0.42 ґ850 = 357

_-1 = 0.53G_-1

_-1 = 0.53 ґ357 = 189.2

G_m и_m– постоянныесоставляющие

G_a= G_u =M_рез / 0.1d³

_a =_m= / 2 = (T / 2) / (0.2d³)

_G; _– коэффициенты,учитывающиевлияние постояннойсоставляющейцикла напряженийна усталостнуюпрочность

_G = 0.05

_ = 0

E_m –масштабныйфактор, определяемыйв зависимостиот диаметравала и наличияконцентраторовнапряжения

E_n –фактор качестваповерхности,определяемыйв зависимостиот способаобработки валаи предела прочностистали на растяжение

K_G иK_– эффективныекоэффициентыконцентрациинапряжений,которые выбираютсяв зависимостиот фактораконцентрациинапряженийи предела прочностистали при растяжении

8.1. Определениезапаса усталостнойпрочности всечении вала"А–А"

d = 20мм

М_рез = 0

n = n_= _-1/ ((K_/ (E_mґE_n)) ґ_a+ _ґ_m)

_-1 =189.2

_a =_m= (19.5 / 2) / (0.2 ґ20³) =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 ґ6.09 / 0.9 ґ0.95) = 18.98 > [n] = 1.5

8.2. Запасусталостнойпрочности всечении вала"Б–Б"

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_рез ґ10³/ 0.1d³

G_a= 10.86 ґ10³ /0.1 ґ25³ =10860 / 1562.5 = 6.95

_a = ЅT₁ /0.2d³

_a =0.5 ґ19.3 ґ10³ /0.2 ґ25³ =9650 / 3125 = 3.1

n_G= (G–₁)/ ((K_g/ E_m ґE_n) ґG_a +_bV_m)

n_G= 357 / ((1.85 ґ6.95) / (0.9 ґ0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24

V_m= 0

n_= –₁/ ((K_ґ_a)/ (E_mґE_n)

n_= 189.2 / ((1.4 ґ3.1) / (0.93 ґ0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45

n = n_Gґn_/ n²_G+ n²_

n = 23.24 ґ36.45 / 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. Определениезапаса усталостнойпрочности всечении 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 ґ10³ / 0.1 ґ30³ = 2.5

_a = 9650 /5400 = 1.79

n_G= 357 / ((1.85 ґ2.5) / (0.9 ґ0.91)) = 63.22

n_= 189.2 / ((1.4 ґ1.79) / (0.9 ґ0.91)) = 61.83

n = 63.22 ґ61.83 / 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 проверочныйрасчет шпонок

9.1. Дляучастка первоговала под муфту

l = l_ст– (1…5мм)

l_ст = 40мм

l = 40 ґ4 = 36мм

d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5

G_см= 4T ґ10³ /dh(l – b) [G_см] = 150МПа

G_см = 4 ґ19.5 ґ10³ / (20 ґ6 ґ(35 – 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа

21.67МПа 150МПа

9.2. Дляучастка первоговала под шестерню

l_ст = 35мм

l = 32мм

d = 30мм

b = 8мм

h = 7мм

T = 19.5

G_см = 4 ґ19.3 ґ10³ / (30 ґ7 ґ(32 – 8)) = 15.3МПа

9.3. Дляучастка второговала под колесо

l_ст = 31мм

l = 28мм

d = 50мм

b = 14мм

h = 9мм

T = 104.94

G_см = 4 ґ104.94 ґ10³ / (50 ґ9 ґ(28 – 14)) = 66.63МПа

9.4. Для участкавторого валапод цепнуюмуфту

l_ст = 81мм

l = 80мм

d = 40мм

b = 12мм

h = 8мм

T = 104.35

G_см = 4 ґ104.35 ґ10³ / (40 ґ8 ґ(80 – 12)) = 19.18МПа

10. Проектированиекартернойсистемы смазки

10.1. Выбормасла

Масло индустриальное30

ГОСТ 1707–51

Окружная скорость:

 = 2.82^м/_с

10.2. Объеммасляной ванны

V = (0.35…0.55)N

N = 2.8

V = 0.45 ґ2.8 = 1.26л

10.3. Минимальнонеобходимыйуровень масла

h_мин = V/ L ґB

L – длинаредуктора

L = 2a + 20мм
L= 2 ґ125 + 20 = 270мм

B – ширинаредуктора

B = 35 + 20 = 55мм

h_мин = 1.26 ґ10³ / 27 ґ5.5 = 8.5см³

10.4. Назначениеглубины погружениязубчатых колес

h_к = d₂/ 6

h_к = 212.5 / 6 = 35.42мм

10.5. Уровеньмасла

h = h_min= 85мм

10.6. Смазкаподшипниковкачения консистентнымисмазками

Солидол УС–2

ГОСТ 1033–79

Литература:

1. Выполнениекурсовогопроекта попредмету Деталимашин (методическиерекомендации.,МГАПИ

2. Методическиеуказания повыбору параметровпривода сре­дукторомна ЭЦВМ. МартыновН.Ф.,ЛейбенкоВ.Г..М.,ВЗМИ.1984.

3. Методическиеуказания порасчету передачв курсовомпроекте подеталям машин.Живов Л.И.,М.,ВЗМИ.1983.

4. Гузенков П.Г.Детали машин.М.,Высшаяшкола.1982.

5. Иванов М.Н. Деталимашин. М.,Высшаяшкола.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. Курсовоепроектированиедеталей машин.Под общ.ред.Кудряв­цеваВ.Н. Л..Машиностроение.1983.

ГОСКОМВУЗРФ
МОСКОВСКАЯГОСУДАРСТВЕННАЯАКАДЕМИЯ

ПРИБОРОСТРОЕНИЯИ ИНФОРМАТИКИ

КАФЕДРА«Прикладнаямеханика»

Допуститьк защите

«____» ______________ 2000г.

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯЗАПИСКА

к курсовомупроекту

Тема проекта:Спроектироватьпривод конвейерапо заданнойсхеме и характеристикам

Проект выполнилстудент: БакачёвА.И

____________

подпись

Шифр: 96009 Группа: МТ-8

Специальность: 1201

Курсовойпроект защищенс оценкой______________________________________

Руководительпроекта___________________________________________________

подпись

Москва 2000 г.

ГОСКОМВУЗ РФ

МОСКОВСКАЯГОСУДАРСТВЕНАЯАКАДЕМИЯ

ПРИБОРОСТРОЕНИЯИ ИНФОРМАТИКИ

КАФЕДРА«Прикладнаямеханика»

ЗАДАНИЕНА КУРСОВОЙПРОЕКТ

Студент: БакачёвА.И. Шифр: 96009 Группа: МТ-8

1. Тема: Спроектироватьпривод конвейерапо заданнойсхеме и характеристикам

2. Срок сдачистудентомкурсовогопроекта:

« »________ 2000 г.

3. Исходные данныедля проектирования:

Привод выполненпо схеме: эл.двигатель +муфта упругаявтулочно-пальцевая+ редуктор + муфтацепная

Мощность навыходном валупривода N_вых= 2,8кВт

Номинальнаячастота вращениявала эл. двигателяn_синхр = 1500^об/_мин

РасчетнаядолговечностьL_h =10000ч

График нагрузки- постоянный

4. Содержаниепояснительнойзаписки:

4.1 Задание накурсовой проект.

4.2 Оглавлениес указаниемстраницы, которыминачинаетсяновый раздел.

4.3 Назначениеи область примененияразрабатываемогопривода. 4.4. Техническаяхарактеристикапривода.

4.5 Описание работыи конструкциипривода и егосоставныхчастей.

4.6 Расчеты, подтверждающиеработоспособностьпривода.

4.7 Уровень стандартизациии унификации.

4.8 Переченьиспользованнойлитературы.

5. Переченьграфическогоматериала

1 лист ф. А1 – редуктор

2 лист ф. А1 – привод

Рабочие чертежидеталей ( 1... 1,5 листаф. А1)

Руководительпроекта _______________

Задание приняток исполнению«___»__________ 2000 г.

Подпись студента_______________