Xreferat.com » Рефераты по технологии » Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам (WinWord97 + Corel Draw)

Сколько стоит написать твою работу?

Работа уже оценивается. Ответ придет письмом на почту и смс на телефон.

?Для уточнения нюансов.
Мы не рассылаем рекламу и спам.
Нажимая на кнопку, вы даёте согласие на обработку персональных данных и соглашаетесь с политикой конфиденциальности

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, возможно, допущена ошибка в адресе.
В таком случае, пожалуйста, повторите заявку.

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, пожалуйста, повторите заявку.
Хотите промокод на скидку 15%?
Успешно!
Отправить на другой номер
?Сообщите промокод во время разговора с менеджером.
Промокод можно применить один раз при первом заказе.
Тип работы промокода - "дипломная работа".

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

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