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

смотреть на рефераты похожие на «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 |11 | |выносливость | | |2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость |12 | |при изгибе | | |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 |22 | |валов редуктора | | |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:

[pic].

T1 = Tmax Q1 = 1 (1 = 0,1 Q2 = 0,8 (Lh = 10 000ч 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 = 24 мм.

(= (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 = 28 мм.

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 = 10 000ч.

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 = 10 000ч.

NHE1 = 60 (1435 (10 000 (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])2(ba.

Ka = 430МПа.

(ba — коэффициент рабочей ширины зубчатого венца (ba = 2(bd / (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 / 1 403 444.88 = 120.75.

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ 2185–66.

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 = 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 = 15(12 «4 ««.

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса.

d1 = mn (z1 / cos (ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм d2 = mn (z2 / cos (ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм.

2.1.11. Определение окружной скорости.

V1 = (d1n1 / 60 000 = 3.14 (37.5 (1435 / 60 000 = 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 (6.63 (104.94 (1.03 / (5.6 (407.125)2 (1253 =.

= 2.471 (1012 / 10.152 (1012 = 0.253.

По ГОСТ 2185–66 ((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 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 = 10 800 (zEcos (ф / a = ((T1 ((uф + 1)3 / b (uф) (KH ((Kh ((KHV ([GH]МПа.

zE = (1 / E (.

E (= (1.88 — 3.2 ((1 / z1ф + 1 / z2ф)) (cos (ф E (= (1.88 — 3.2 ((1 / 18 + 1 / 102)) (0.96 = 1.6039.

zE = (1 / 1.6039 = 0.7895 Kh (= 1.09.

GH = 10 800 (0.7865 (0.96 / 125 (((19.3 / 31) ((6.63 / 5.6) (1.09 (1.03 (1.1 =.

= 65.484 (6.283 = 411.43 (GH = (411.43 — 407.125) / 407.125 (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 (KF () / 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.

KF (- коэффициент долговечности KF (= 6(NF0 / NKFE.

KF0 — базовое число циклов NF0 = 4 (106.

NFE — эквивалентное число циклов NFE = 60nLh (((Ti / Tmax)6 (Lhi / Lh NFE1 = 60 (1435 (10 000 ((0.1 (16 +0.9 (0.86) = 289.24 (106 NFE2 = 60 (256.25 (10 000 ((0.1 (16 +0.9 (0.86) = 55.68 (106.

KFL1 = 6(4 (106 / 289.24 (106 = 0.49 KFL2 = 6(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 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 (T2 (KF ((KF ((KFV (YF2 (Y (/ b (m (d2 ([GF]МПа.

E (= b (sin (ф / ((mn E (= 31.25 (0.27 / 3.14 (2 = 1.3436.

KF (- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KF (= (4 + (E (- 1) ((n` - 5)) / 4E (.

E (= 1.60 (39 n` = 8.

KF (= (4 + (1.6039 — 1) ((8 — 5) / 4 (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 (104.94 (0.9059 (1.05 (1.1 (3.6 (0.89 / 31 (2 (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 (19.3 = 28.95Нм.

D1 — расчетный диаметр D1 = 84 мм.

Ftм = 2000 (28.95 / 84 = 689.28H Ftм1 = 0.3 (689.29 = 206.79H.

3.1.2. Муфта цепная.

D2 = 80.9мм d = 25 мм.

T2p = T2 (Kg.

Kg = 1.15.

T2p = 1.15 (104.94 = 120.68Hм.

Ftм = 2000 (120.68 / 80.9 = 2983.44H Fм = 0.25 (2983.44 = 745.86H.

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче.

Ft1 = Ft2 = 2000 (T1 / d1 = 2000 (19.3 / 37.5 = 1029.33.

3.2.2. Радиальная сила.

Fr1 = Fr2 = Ft1 (tg (/ cos (.

(= 20((= 15.2(.

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

3.2.3. Осевая сила.

Fa = FaI = Fai+1 = Fa ((Fa = 1029.39 (tg15.2(= 279.67H.

Величины изгибающих моментов равны:

изгибающий момент от осевой силы на шестерню: Ma1 = Fa1 (d1 /2.

Ma1 = 279.67 (37.5 (10−3 / 2 = 5.2438Hм изгибающий момент от осевой силы на колесо: Ma2 = Fa1 (d2 / 2 Ma2 = 279.67 (212.5 (10−3 / 2 = 29.7149Hм.

4. Разработка предварительной компоновки редуктора.

l = 2bm q = bm bm = 31 + 4 = 35 мм.

p1 = 1.5bm p2 = 1.5bk p1 = 1.5 (52.5.

a = p1 = 52.5 b = c = bm = 35 мм.

[pic].

5. Проектный расчет первого вала редуктора.

6. Построение эпюр 6.1. Определение опорных реакций.

Вертикальная плоскость Момент относительно опоры «II «(MвII = Fr1 (b — F ((d1 / 2) — FrIb ((b + c) = 0.

FrIв = (FrI (b — Fa ((dt/2)) / (b + c) FrIв = (390.29 (35 — 279.67 ((37.5 / 2)) / (35 + 35) =.

= (13 660.15 — 5245.81) / 70 = 120.23.

Момент относительно опоры «I «(MвI = FrвII ((b + c) — Fr1c — F ((d1 / 2) = 0.

FIIв = (Fr1 (c + Fa ((d1 / 2)) / (b + c) FIIв = (390.29 (35 + 279.67 ((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 (b — FгIг ((b + c) + Fм (a.

FrIг = (Ft1 (b + Fм1 (a) / (b + c).

FrIг = (1029,33 (35 + 206,79 (52,5) / (35 + 35) = (36 026,55 + 10 856,48) / 70 = 669,76.

Момент относительно опоры «I «(MI = Fм ((a + b + c) — FrгII ((b +c) — Ft1 (c.

FrIIг = (Ft1 (c — Fм1 ((a +b +c)) / (b + c) FrIIг =(1029.33 (35 — 206.79 ((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 (b М1`в = 270.06 (35 = 3452.1 (10−3 М1``в = FrвII (b — Fa1 (d1 / 2 М1``в = 9452.1 — 5243.8 = 4208.3 (10−3.

МвI = 0.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

МгII = Fм1 (a = 0 МгII = 206.79 (52.5 = 10 856.5 (10−3 М1г = FrгI (b М1г = 669.76 (35 = 23 441.6 (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 (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 (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 (75 = 13.11мм.

[Gu] = 75МПа принимаю dII = 25 мм В сечении «I «.

dI = 10 3(MIпр / 0.1[Gu] dII = 10 3(14.62 / 0.1 (75 = 12.49мм принимаю dI = 30 мм.

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 36 000, 46 000, 66 000.

7.1.3. Задаюсь конкретным подшипником ШРУО тип 306 205.

d = 25 мм 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 «(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 (680.4 = 227.93 SII = 0.28 (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) (K ((Kт K (= 1.1 Kт = 1.4.

PI = (0.45 (1 (680.4 + 1.62 (227.93) (1.1 (1.4 =.

= (306.18 + 369.25) (1.54 = 1040.16.

PII = 0.45 (1 (310.3 (1.62 (507.6 (1.54 = 1481.4.

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

PIIпр = Kпр (PII.

Kпр = 3((1(1 + (2(2 Kпр = 3(1 (0.1 + 0.83 (0.9 = 3(0.5608 = 0.825.

PIIпр = 0.825 (1481.4 = 1222.16.

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

L = 60 (n (Lh / 106 L = 60 (1435 (100 000 / 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 № 36 205.

d = 25 мм D = 52 мм C = 16700H (= 15 мм r = 1.5мм C0 = 9100H n = 13 000 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 № 36 209 d = 45 мм D = 85 мм (= 19 мм r = 2 мм 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 (n (/ (n2G + n2 > [n] = 1.5.

nG — коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу nG = G-1 / ((KG / EmEn) (Ga + (bGm).

n (- коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению n (= (/ ((K (/ EmEn) ((a + ((((m).

G-1; (-1 — предел усталостной прочности при изгибе и кручении G-1 = (0.4…0.43) (Gb.

Gb (500МПа.

G-1 = 0.42 (850 = 357.

(-1 = 0.53G-1 (-1 = 0.53 (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 = 20 мм Мрез = 0.

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

(-1 = 189.2.

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

(G = 0.05 ((= 0 KV = 1.85 K (= 1.4 Em = 0.95 En = 1.9.

n = 1.89 / (1.4 (6.09 / 0.9 (0.95) = 18.98 > [n] = 1.5.

8.2. Запас усталостной прочности в сечении вала «Б-Б «.

D = 25 мм 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 (103 / 0.1d3 Ga = 10.86 (103 / 0.1 (253 = 10 860 / 1562.5 = 6.95.

(a = Ѕ T1 / 0.2d3 (a = 0.5 (19.3 (103 / 0.2 (253 = 9650 / 3125 = 3.1.

nG = (G-1) / ((Kg / Em (En) (Ga + (bVm) nG = 357 / ((1.85 (6.95) / (0.9 (0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24.

Vm = 0.

n (= (-1 / ((K (((a) / (Em (En) n (= 189.2 / ((1.4 (3.1) / (0.93 (0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45.

n = nG (n (/ (n2G + n2(n = 23.24 (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 = 30 мм T = 19.3 Mрез = 6,8 (-1 = 189.2МПа KV = 1.85 K (= 1.4 Em = 0.91 En = 0.9.

Ga = 6.8 (103 / 0.1 (303 = 2.5.

(a = 9650 / 5400 = 1.79.

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

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

n = 63.22 (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 = 40 мм.

l = 40 (4 = 36 мм.

d = 20 мм b = 6 мм h = 6 мм T = 19.5.

Gсм = 4T (103 / dh (l — b) ([Gсм] = 150МПа Gсм = 4 (19.5 (103 / (20 (6 ((35 — 6)) = 78 000 / 3600 = 21.67МПа 21.67МПа (150МПа.

9.2. Для участка первого вала под шестерню.

lст = 35 мм l = 32 мм d = 30 мм b = 8 мм h = 7 мм T = 19.5.

Gсм = 4 (19.3 (103 / (30 (7 ((32 — 8)) = 15.3МПа.

9.3. Для участка второго вала под колесо.

lст = 31 мм l = 28 мм d = 50 мм b = 14 мм h = 9 мм T = 104.94.

Gсм = 4 (104.94 (103 / (50 (9 ((28 — 14)) = 66.63МПа.

9.4. Для участка второго вала под цепную муфту.

lст = 81 мм l = 80 мм d = 40 мм b = 12 мм h = 8 мм T = 104.35.

Gсм = 4 (104.35 (103 / (40 (8 ((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 (2.8 = 1.26л.

10.3. Минимально необходимый уровень масла.

hмин = V / L (B.

L — длина редуктора L = 2a + 20 мм.

L = 2 (125 + 20 = 270 мм.

B — ширина редуктора B = 35 + 20 = 55 мм.

hмин = 1.26 (103 / 27 (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 = 85 мм.

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.

2. Методические указания по выбору параметров привода с редуктором на.

ЭЦВМ. Мартынов Н. Ф., Лейбенко В.Г.М., ВЗМИ.1984.

3. Методические указания по расчету передач в курсовом проекте по деталям машин. Живов Л. И., М., ВЗМИ.1983.

4. Гузенков П. Г. Детали машин.М., Высшая школа.1982.

5. Иванов М. Н. Детали машин. М., Высшая школа.1984.

6. Приводы машин. Справочник. Под общ.ред. Длоугого В.В.Л.,.

Машиностроение.1982.

7. Зубчатые передачи. Справочник. Под общ.ред. Гинзбурга Е.Г.

Л.машиностроение.1980.

8. Курсовое проектирование деталей машин. Под общ.ред.Кудрявцева В.Н.

Л.Машиностроение.1983.