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 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Содержание:
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 приводаобщ = 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 ГОСТ2185–66 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/с 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 = 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 / z1ф + 1 / z2ф)) 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
= 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 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 плоскостьМомент 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) = 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 = (МвII)2 + (МгII)2 T = T1 = 19.3 МIIрез = (10.856)2 = 10.856 Приведенный момент: МIIпр = (МвIIрез)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 = (МIрез)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 = 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 = 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 = 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 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:
ГОСКОМВУЗ
РФ ПРИБОРОСТРОЕНИЯ И ИНФОРМАТИКИ КАФЕДРА «Прикладная механика» Допустить к защите «____» ______________ 2000г. ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКАк 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 ПРОЕКТСтудент: 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 _______________ |