Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

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

Название: Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат Добавлен 12:47:25 06 октября 2005 Похожие работы
Просмотров: 590 Комментариев: 3 Оценило: 3 человек Средний балл: 3.7 Оценка: неизвестно     Скачать

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


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


1.3.2. Входной вал редуктора ("1")


N1 = N0 ґ м1 = 2,93 ґ 0,99 = 2,9кВт


n1 = n0 = 1435об/мин


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


1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")


N2 = N1 ґ 3 = 2.9 ґ 0.97 = 2.813кВт


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


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


1.3.4. Выходной вал привода ("3")


N3 = N2 ґ м2

N3 = 2.813 ґ 0.995 = 2.8кВт


n3 = n2 = 256.25 об/мин


Т3 = 9550 ґ N3 / n3

Т3 = 9550 ґ 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 ґ KHL1,2) / SH1,2 [МПа]


GH0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев


GH0 = 2HB + 70

GH01 = 2 ґ 205 + 70 = 480МПа

GH02 = 2 ґ 175 + 70 = 420МПа


SH – коэффициент безопасности

SH1 = SH2 = 1.1


KHL – коэффициент долговечности

KHL = 6 NH0 / NHE


NH0 – базовое число циклов

NH0 = 1.2 ґ 107


NHE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

NHE = 60n1,2Lh(T1 / Tmax)3 ґ Lhi / Lh

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


n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса


Lh – длительность службы

Lh = 10000ч


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


KHL1 = 6 1.2 ґ 107 / 48.28 ґ 107 = 0.539

KHL2 = 6 1.2 ґ 107 / 8.62 ґ 107 = 0.72

Принимаю KHL1 = KHL2 = 1


[GH]1 = 480 ґ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[GH]1 = 420 ґ 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 ґ 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 = 2ґ0.9 / (5.6 + 1) = 0.27


KH – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KH = 1.03


a = 430 ґ 6.6 3 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)2 ґ 0.27 = 2838 ґ 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 = 0.015ґ125 = 1.88мм


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


zi = 2acos/mn


 – угол наклона зубьев

Принимаю = 15


zc = 2 ґ 125 ґ 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) ґ 2 / 2 ґ 125) = arcos0.96 = 1512'4''


2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса


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

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


2.1.11. Определение окружной скорости


V1 = d1n1 / 60000 = 3.14 ґ 37.5 ґ 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 ґ 6.63 ґ 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)2 ґ 1253 =
= 2.471 ґ 1012 / 10.152 ґ 1012 = 0.253


По ГОСТ2185–66  ba = 0.25


2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца


b = ba ґ a

b = 0.25 ґ 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 KH


KH = 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 ґ zEcosф / a = (T1 ґ (uф + 1)3 / b ґ uф) ґ KH ґ Kh ґ KHV [GH]МПа


zE = 1 / E


E = (1.88 – 3.2 ґ (1 / z + 1 / z)) ґ cosф

E = (1.88 – 3.2 ґ (1 / 18 + 1 / 102)) ґ 0.96 = 1.6039


zE = 1 / 1.6039 = 0.7895

Kh = 1.09


GH = 10800 ґ 0.7865 ґ 0.96 / 125 ґ (19.3 / 31) ґ (6.63 / 5.6) ґ 1.09 ґ 1.03 ґ1.1 =
= 65.484 ґ 6.283 = 411.43

GH = (411.43 – 407.125) / 407.125 ґ 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 ґ KF) / SF1,2


GF0 – предел выносливости при изгибе

GF0 = 1.8HB


GF01 = 1.8 ґ 205 = 368

GF02 = 1.8 ґ 175 = 315


SF – коэффициент безопасности

SF = 1.75


KF – коэффициент долговечности

KF = 6 NF0 / NKFE


KF0 – базовое число циклов

NF0 = 4 ґ 106


NFE – эквивалентное число циклов

NFE = 60nLh ґ (Ti / Tmax)6 ґ Lhi / Lh

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

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


KFL1 = 6 4 ґ 106 / 289.24 ґ 106 = 0.49

KFL2 = 6 4 ґ 106 / 55.68 ґ 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 / cos3 = 20

zv2 = z2 / cos3 = 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 ґ T2 ґ KF ґ KF ґ KFV ґ YF2 ґ Y / b ґ m ґd2 [GF]МПа


E = b ґ sinф / ґ mn

E = 31.25 ґ 0.27 / 3.14 ґ 2 = 1.3436


KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

KF = (4 + (E – 1) ґ (n` – 5)) / 4E


E = 1.60 ґ 39

n` = 8


KF = (4 + (1.6039 – 1) ґ (8 – 5) / 4 ґ 1.6039 = 0.9059


KF – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KF = 1,05


KFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

KFv = 1.1


Y – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y = 1 –  / 140

Y = 1 – 15.2 / 140 = 0.89


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

GF2 = 153.40 [GF] = 180


3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП


FN = (0.2…0.3) tм


Ftм – полезная окружная сила на муфте

Ftм = 2000 T1p / D1


T1p = KgT1


Kg = 1.5


T1p = 1.5 ґ 19.3 = 28.95Нм


D1 – расчетный диаметр

D1 = 84мм


Ftм = 2000 ґ 28.95 / 84 = 689.28H

Ftм1 = 0.3 ґ 689.29 = 206.79H


3.1.2. Муфта цепная


D2 = 80.9мм

d = 25мм


T2p = T2 ґ Kg


Kg = 1.15


T2p = 1.15 ґ 104.94 = 120.68Hм


Ftм = 2000 ґ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

Fм = 0.25 ґ 2983.44 = 745.86H


3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче


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


3.2.2. Радиальная сила


Fr1 = Fr2 = Ft1 ґ tg / cos


 = 20

 = 15.2


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


3.2.3. Осевая сила


Fa = FaI = Fai+1 = Fa ґ

Fa = 1029.39 ґ tg15.2 = 279.67H


Величины изгибающих моментов равны:


изгибающий момент от осевой силы на шестерню:

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


изгибающий момент от осевой силы на колесо:

Ma2 = Fa1 ґ d2 / 2

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


4. 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


5. Проектный расчет первого вала редуктора


6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций


Вертикальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

MвII = Fr1 ґ b – F ґ (d1 / 2) – FrIb ґ (b + c) = 0


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

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


Момент относительно опоры "I"

MвI = FrвII ґ (b + c) – Fr1c – F ґ (d1 / 2) = 0


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

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


Проверка

pв = FrIIв + FrIв – FrI

pв = 270.06 + 120.23 – 390.29 = 0


Горизонтальная плоскость

Момент относительно опоры "II"

MгII = Ft1 ґ b – FгIг ґ (b + c) + Fм ґ a


FrIг = (Ft1 ґ b + Fм1 ґ a) / (b + c)


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


Момент относительно опоры "I"

MI = Fм ґ (a + b + c) – FrгII ґ (b +c) – Ft1 ґ c


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

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


Проверка:

pг = FrIIг – Ft1 + FrIг + Fм1

pг = 152.78 – 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0


Определяю полные опорные реакции:

Ft1 = (FrвI)2 + (FrгI)2

Ft1 = 120.232 + 669.762 = 680.4


FtII = (FrвII)2 + (FrгII)2

FtII = 270.062 + 152.782 = –310.3


6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов


Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:


МвII = 0

М1`в = FrвII ґ b

М1`в = 270.06 ґ 35 = 3452.1 ґ 10-3

М1``в = FrвII ґ b – Fa1 ґ d1 / 2

М1``в = 9452.1 – 5243.8 = 4208.3 ґ 10-3


МвI = 0


Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:


МгII = Fм1 ґ a = 0

МгII = 206.79 ґ 52.5 = 10856.5 ґ 10-3

М1г = FrгI ґ b

М1г = 669.76 ґ 35 = 23441.6 ґ 10-3


6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях


В сечении "II"


МIIрез = вII)2 + (МгII)2


T = T1 = 19.3


МIIрез = (10.856)2 = 10.856


Приведенный момент:


МIIпр = вIIрез)2 + 0.45T12

МIIпр = (10.86)2 + 0.45 ґ 19.32 = 16.89


В сечении "I"


МIрез = (М''1в)2 + (МгI)2

МIрез = 4.2082 + 5.3472 = 6.804


МIпр = Iрез)2 + 0.45T12

МIпр = 6.8042 + 0.45 ґ 19.32 = 14.62


Определяю диаметры валов


Валы из стали 45


В сечении "II"


dII = 10 3 MIIпр / 0.1[Gu]

dII = 10 3 16.89 / 0.1 ґ 75 = 13.11мм


[Gu] = 75МПа


принимаю dII = 25мм


В сечении "I"


dI = 10 3 MIпр / 0.1[Gu]

dII = 10 3 14.62 / 0.1 ґ 75 = 12.49мм


принимаю dI = 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


FI = 680.29

FII = 310

Fa = 279.67


Fa / FrI = 0 / 680.4 = 0  ШРО №105

Fa / FrII = 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

C0 = 9100H


Fa1 / C0 = 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


S1,2 = l' ґ 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 ґ 680.4 = 227.93

SII = 0.28 ґ 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 SII

507.6 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) ґ K ґ Kт

K = 1.1

Kт = 1.4


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


PII = 0.45 ґ 1 ґ 310.3 ґ 1.62 ґ 507.6 ґ 1.54 = 1481.4


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


PIIпр = Kпр ґ PII


Kпр = 3 11 + 22

Kпр = 3 1 ґ 0.1 + 0.83 ґ 0.9 = 3 0.5608 = 0.825


PIIпр = 0.825 ґ 1481.4 = 1222.16


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


L = 60 ґ n ґ Lh / 106

L = 60 ґ 1435 ґ 100000 / 106 = 861


7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника


c = PIIпр 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: dII = 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 = nG ґ n / n2G + n2 > [n] = 1.5


nG – коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу

nG = G–1 / ((KG / EmEn) ґ Ga + bGm)


n – коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению

n = / ((K / EmEn) ґ a + ґ m)


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

G-1 = (0.4…0.43) ґ Gb


Gb 500МПа


G-1 = 0.42 ґ 850 = 357


-1 = 0.53G-1

-1 = 0.53 ґ 357 = 189.2


Gm и m – постоянные составляющие


Ga = Gu = Mрез / 0.1d3


a = m = / 2 = (T / 2) / (0.2d3)


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

G = 0.05

= 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 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

Мрез = 0


n = n = -1 / ((K / (Em ґ En)) ґ a + ґ m)


-1 = 189.2


a = m = (19.5 / 2) / (0.2 ґ 203) = 6.09


G = 0.05

= 0

KV = 1.85

K = 1.4

Em = 0.95

En = 1.9


n = 1.89 / (1.4 ґ 6.09 / 0.9 ґ 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

-1 = 189.2МПа

G-1 = 357

KV = 1.85

K = 1.4

Em = 0.93

En = 0.9


Ga = Mрез ґ103 / 0.1d3

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


a = Ѕ T1 / 0.2d3

a = 0.5 ґ 19.3 ґ 103 / 0.2 ґ 253 = 9650 / 3125 = 3.1


nG = (G–1) / ((Kg / Em ґ En) ґ Ga + bVm)

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


Vm = 0


n = 1 / ((K ґ a) / (Em ґ En)

n = 189.2 / ((1.4 ґ 3.1) / (0.93 ґ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45


n = nG ґ n / n2G + n2

n = 23.24 ґ 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

Mрез = 6,8

-1 = 189.2МПа

KV = 1.85

K = 1.4

Em = 0.91

En = 0.9


Ga = 6.8 ґ 103 / 0.1 ґ 303 = 2.5


a = 9650 / 5400 = 1.79


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


n = 189.2 / ((1.4 ґ 1.79) / (0.9 ґ 0.91)) = 61.83


n = 63.22 ґ 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 = lст – (1…5мм)


lст = 40мм


l = 40 ґ 4 = 36мм


d = 20мм

b = 6мм

h = 6мм

T = 19.5


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

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

10. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла


Масло индустриальное 30

ГОСТ 1707–51


Окружная скорость:

 = 2.82м/с


10.2. Объем масляной ванны


V = (0.35…0.55)N


N = 2.8

V = 0.45 ґ 2.8 = 1.26л


10.3. Минимально необходимый уровень масла


hмин = V / L ґ B


L – длина редуктора

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


B – ширина редуктора

B = 35 + 20 = 55мм


hмин = 1.26 ґ 103 / 27 ґ 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.



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 Nвых = 2,8кВт

Номинальная частота вращения вала эл. двигателя nсинхр = 1500об/мин

Расчетная долговечность Lh = 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 _______________

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений21:32:11 18 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
14:13:39 24 ноября 2015
ничего хорошего
22:06:32 14 мая 2006Оценка: 3 - Средне

Работы, похожие на Реферат: Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150740)
Комментарии (1839)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru