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

Посмотреть архив целиком

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 "BB"

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 ´ 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


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 ´ 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 ´ м1 = 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 ´ 3 = 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 ´ м2

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


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 ´ 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 NH0 / NHE


NH0 – базовое число циклов

NH0 = 1.2 ´ 107


NHE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

NHE = 60n1,2Lh(T1 / Tmax)3 ´ Lhi / Lh

NHE = 60n1,2Lh(1Q13 + 2Q23 + 3Q33)


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 = 6 1.2 ´ 107 / 48.28 ´ 107 = 0.539

KHL2 = 6 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) 3 T2KH / (u[GH])2ba


Ka = 430МПа


ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

ba = 2bd / (u+1)

bd = 0.9

ba = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27


KH – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KH = 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 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 = 2acos/mn


 – угол наклона зубьев

Принимаю = 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 = 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) ´ 2 / 2 ´ 125) = arcos0.96 = 1512'4''


2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса


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

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


2.1.11. Определение окружной скорости


V1 = d1n1 / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 м/с


2.1.12. Назначение степени точности n` передачи


V1 = 2.82 м n` = 8


2.1.13. Уточнение величины коэффициента ba


ba = (Ka3 (uф + 1)3 T2 KH) / (ua[bn]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 / d1

bd = 31.25 / 37.5 = 0.83


2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость


Случайные файлы

Файл
31014.rtf
5202-1.rtf
KURS.DOC
35439.rtf
73062-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.