Реферат: Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам

Содержание:

№ и наименование раздела

№стр.

Задание

Исходные данные

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода 5

1.2. Выбор электродвигателя

1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

4. Разработка предварительной компоновки редуктора

5. Проектный расчет первого вала редуктора

6. Построение эпюр

6.1. Определение опорных реакций

6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях

7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора

7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора

7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников

8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора

8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала «А–А»

8.2. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала «Б–Б»

8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B–B"

9. Подбор и проверочный расчет шпонок

9.1. Для участка первого вала под муфту

9.2. Для участка первого вала под шестерню

9.3. Для участка второго вала под колесо

9.4. Для участка второго вала под цепную муфту

10. Проектирование картерной системы смазки

10.1. Выбор масла

10.2. Объем масляной ванны

10.3. Минимально необходимый уровень масла

10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес

10.5. Уровень масла

10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками

Литература

Приложение

Nвых= 2,8кВт

u =5,6; n = 1500 об/мин

График нагрузки:

T1= Tmax

Q1= 1

l

1= 0,1

Q2= 0,8

l

Lh = 10000ч

1. Энергосиловой и кинематический расчет

1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода

h

общ= hм1´hз´hм2

h

3– кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках

h

3= 0.97

h

м1– кпд МУВП

h

м1= 0,99

h

м2– кпд второй муфты

h

м2= 0.995

1.2. Выбор электродвигателя

Nвход= Nвых / h

общ

Nвход= 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт

Выбираем двигатель 4А90L4

N =2.2Квт

n =1425 об/мин

d =24мм

p

= (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 крутящихмоментов на валах.

1.3.1. Валэлектродвигателя («0»)

N0= Nвых =2,93кВт

n0= nдв = 1435об/мин

T0 =9550 ´

(N0/ n0) =9550 ´(2.93 / 1435) = 19.5Hм

1.3.2. Входной вал редуктора («1»)

N1= N0´

hм1= 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 ´

h3= 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 ´

hм2

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 наконтактную выносливость

2.1.1. Исходныеданные

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 à

HB1= 205

Для зубьев колеса à

HB2= 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактнуювыносливость

[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 Ö

NH0/ NHE

NH0– базовое число циклов

NH0= 1.2 ´

107

NHE– эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

NHE= 60n1,2Lhå

(T1 / Tmax)3´Lhi / Lh

NHE= 60n1,2Lh(l

1Q13 + l2Q23 + l3Q33)

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= 6Ö

1.2 ´107 / 48.28 ´107 = 0.539

KHL2= 6Ö

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) 3Ö

T2KHb/ (u[GH])2yba

Ka= 430МПа

y

ba – коэффициентрабочей ширины зубчатого венца

y

ba= 2ybd/ (u+1)

y

bd = 0.9

y

ba = 2´0.9/ (5.6 + 1) = 0.27

KHb

– коэффициентраспределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KHb

=1.03

a =430 ´

6.6 3Ö104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)2 ´ 0.27 = 2838 ´3Ö108.088 /1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния сГОСТ2185–66

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= 2acosb

/mn

b

–угол наклона зубьев

Принимаю b

= 15°

zc= 2 ´

125 ´0.966 / 2.5 = 120.8 » 120

Число зубьев шестерни

z1= z0/ (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18 »

zmin= 17cos3b

= 15.32

z1³

zmin

Число зубьев колеса

z2= zc – z1 = 120 – 18 = 120

uф= z2 / z1 =102 / 18 = 5.67

Ù

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

b

ф= arcos((z1ф+ z2ф) mn / 2a)

b

ф= arcos((102 + 18) ´2 / 2 ´125) = arcos0.96 = 15°12'4''

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни иколеса

d1= mn ´

z1 / cosbф= 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d2= mn ´

z2 / cosbф= 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V1= p

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

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V1= 2.82 м/с à

n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента y

y

ba= (Ka3 (uф+ 1)3 T2 KHb) / (ua[bn]2 a3)

y

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 à

yba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = y

ba´a

b = 0.25 ´

125 = 31.25

b =31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента y

y

bd= b / d1

y

bd= 31.25 / 37.5 = 0.83

2.2. Проверочный расчетзубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента KHb

KHb

=1.03

2.2.2. Определение коэффициента FHV

FHV= FFV = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение егос допускаемым

GH= 10800 ´

zEcosbф / a = Ö(T1 ´(uф + 1)3/ b´uф) ´KHa´Khb´KHV£[GH]МПа

zE= Ö

1 / Ea

Ea

= (1.88 – 3.2 ´ (1 / z1ф + 1 / z2ф)) ´cosbф

Ea

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

zE= Ö

1 / 1.6039 =0.7895

Kha

= 1.09

GH= 10800 ´

0.7865 ´0.96 / 125 ´Ö(19.3 / 31) ´ (6.63 / 5.6) ´ 1.09 ´1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43

Ù

GH = (411.43 –407.125) / 407.125 ´100% = 1.05% < 5%

2.3. Проверочный расчетзубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливостьпри изгибе для материала шестерни [GF]1 и колеса [GF]2

[GF]1,2= (GF01,2 ´

KFa) / SF1,2

GF0– предел выносливости при изгибе

GF0= 1.8HB

GF01= 1.8 ´

205 = 368

GF02= 1.8 ´

175 = 315

SF– коэффициент безопасности

SF= 1.75

KFa

– коэффициент долговечности

KFa

= 6ÖNF0/ NKFE

KF0– базовое число циклов

NF0= 4 ´

106

NFE– эквивалентное число циклов

NFE= 60nLh ´

å(Ti / Tmax)6´Lhi / Lh

NFE1= 60 ´

1435 ´10000 ´(0.1 ´16 +0.9 ´0.86) = 289.24 ´106

NFE2= 60 ´

256.25 ´10000 ´(0.1 ´16 +0.9 ´0.86) = 55.68 ´106

KFL1= 6Ö

4 ´106 / 289.24 ´106 = 0.49

KFL2= 6Ö

4 ´ 106 / 55.68 ´ 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 иколеса

zv1= z1 / cos3b

= 20

zv2= z2 / cos3b

= 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни иколеса

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 сдопускаемым

GF2= 2000 ´

T2 ´KFa´KFb´KFV´YF2´Yb/ b´m´d2 £[GF]МПа

Eb

= b ´sinbф/ p´mn

Eb

= 31.25

еще рефераты

Еще работы по технологии

Реферат по технологии

Расчет статической прочности, жесткости и устойчивости вала

29 Августа 2013

Реферат по технологии

Получение препарата РНК-азы из автолизных дрожжей. Мощность производства 80,3 кг

29 Августа 2013

Реферат по технологии

Деталь "Крышка"

29 Августа 2013

Реферат по технологии

Основы автоматизации производственных процессов

26 Июня 2015