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)

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

Название: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 02:14:49 23 января 2010 Похожие работы
Просмотров: 3672 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Содержание курсового проекта

1. Введение

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

5. Конструирование корпуса и крышки редуктора

6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

6.2 Тихоходный вал

7. Проверочный расчет быстроходного вала;

8. Подбор подшипников качения быстроходного вала;

9. Подбор и расчет муфты;

10. Выбор смазочных материалов;

11. Список использованной литературы.


1. Введение

В данном курсовом проекте спроектирован одноступенчатый червячный редуктор привода междуэтажного подъемника.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора – уменьшение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указанию конкретного назначения. Редуктор классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов в пространстве (горизонтально, вертикально); особенностям кинематической схемы (развернутая, соостная и т.д.).

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого червячного редуктора по ГОСТ 2185-66 u max = 80. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением u . Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь u ≤ 63.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редуктора всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т.д.).

В одноступенчатом червячном редукторе используется червячная передача, состоящая из червяка и червячного колеса. Червячное колесо устанавливается на тихоходном валу, а вал-червяк является быстроходным валом. В качестве опор валов используются как правило, подшипники качения. Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку, более высокий КПД, меньший износ, а так же защиту от попадания в нее пыли и грязи.

Сборку редуктора производят в следующем порядке:

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом (или чертежом общего вида).

Начинают сборку с того, что на быстроходный вал одевают маслоотражательные кольца и подшипники качения, предварительно нагрев их в масле до 80…100С.

Собранный быстроходный вал-червяк укладывают в основании корпуса. В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники качения. Вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку редуктора, для центровки ее устанавливают с помощью двух конических штифтов и затягивают болты. Сопрягаемые поверхности корпуса и крышки редуктора предварительно смазывают спиртовым лаком.

Далее в сквозные крышки подшипников вставляют манжеты. Глухие и сквозные привёртные крышки подшипников вместе с набором прокладок устанавливают на торцах корпуса при помощи болтов.

Перед началом работы в редуктор заливают масло выше уровня нормы на 5…15 мм.

Перед эксплуатацией редуктор должен быть обкатан по условиям завода-изготовителя.

Разборку редуктора производят так же, как и сборку, но в обратной оследовательности.


2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2 .1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Р рм = Fv ,

где F – тяговое усилие цепи, кН;

v – линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Р рм = 4×0,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

h = hзп hоп hм h2 пк hпс ,

где hзп – КПД закрытой передачи; hоп – КПД открытой передачи; hм – КПД муфты; hпк – КПД одной пары подшипников качения; hпс – КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

h = 0,8×0,92×0,98×0,992 ×0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Р дв.треб = Р рм /h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Р ном =3кВт и номинальной частотой вращения n ном = 1435 об/мин.


2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n рм = 60×1000v /(D ),

где v – линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D – диаметр звездочки, мм.

n рм = 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = n ном /n рм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u зп = 20:

u оп = u /u зп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

n дв = n ном = 1435 об/мин;

wдв = pn дв /30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;

P дв = 2,87 кВт;

Т дв = Р дв /wдв = 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.

Быстроходный вал:

n 1 = n дв = 1435 об/мин;

w1 = wдв = 150,2 рад/с;

Р 1 = Р дв hм hпк = 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;

Т 1 = Т дв hм hпк = 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.

Тихоходный вал:

n 2 = n 1 /u зп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

w2 = w1 /u зп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р 2 = Р 1 hзп hпк = 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;

Т 2 = Т 1 u зп hзп hпк = 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.

Вал приводной рабочей машины:

n рм = n 2 /u оп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

wрм = w2 /u оп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Р рм = Р 2 hоп hпс = 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;

Т рм = Т 2 u оп hоп hпс = 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода


3. Расчет червячной передачи

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,3×7,51×20×(294)1/3 /1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, sв = 275 Н/мм2 , sт = 200 Н/мм2 .

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 573w2 Lh = 573×7,51×20000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KHL = (107 /N )1/8 = (107 /86064600)1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[s]Н = 0,9KHL Cv sв = 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм2 ,

где Cv – коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]Н = 189,1 Н/мм2 .

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL = (106 /N )1/9 = (106 /86064600)1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[s]F = (0,08sв + 0,25sт )KFL = (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм2 .

3.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

aw = 61(Т 2 ×103 /[s]2 Н )1/3 = 61×(294×103 /189,12 )1/3 = 123,11 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z 1 = 2. Число зубьев колеса z 2 = z 1 u = 2×20 = 40. Округляем до целого числа z 2 = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw /z 2 = (1,5…1,7)×125/40 = 4,69…5,31 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z 2 = (0,212…0,25)×40 = 8,48…10,00;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (aw /m ) – 0,5(q + z 2 ) = 0,00.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

u ф = z 2 /z 1 = 40/2 = 20,00;

(|20,00 – 20|/20)×100% = 0,00 < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

aw = 0,5m (q + z 2 + 2x ) = 0,5×5×(10 + 40 + 2×0,00) = 125,00 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d 1 = qm = 10×5 = 50,0 мм;

начальный диаметр

dw 1 = m (q + 2x ) = 5×(10 + 2×0,00) = 50,0 мм;

диаметр вершин витков

da 1 = d 1 + 2m = 50,0 + 2×5 = 60,0 мм;

диаметр впадин витков

df 1 = d 1 – 2,4m = 50,0 – 2,4×5 = 38,0 мм;

делительный угол подъема линии витков

g = arctg(z 1 /q ) = arctg(2/10) = 11,31°;

длина нарезаемой части червяка

b 1 = (10 + 5,5|x | + z 1 )m + C = (10 + 5,5|0,00| + 2)×5 + 0 = 60,0 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d 2 =dw 2 = mz 2 = 5×40 = 200,0 мм;

диаметр вершин зубьев

da 2 = d 2 + 2m (1 + x ) = 200,0 + 2×5×(1 + 0,00) = 210,0 мм;

наибольший диаметр колеса

da м2da 2 + 6m /(z 1 + 2) = 210,0 + 6×5/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

df 2 = d 2 – 2m (1,2 – x ) = 200,0 – 2×5×(1,2 – 0,00) = 188,0 мм;

ширина венца

b 2 = 0,355aw = 0,355×125,00 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2×arcsin(b 2 /(da 1 – 0,5m )) = 2×arcsin(45/(60,0 – 0,5×5)) = 103°.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft 2 = Fa 1 = 2000T 2 /d 2 = 2000×294/200,0 = 2940 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft 1 = Fa 2 = 2000T 2 /(u ф d 1 ) = 2000×294/(20,00×50,0) = 588 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft 2 tg20° = 2940×0,364 = 1070 Н.

3.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = u ф w2 d 1 /(2cosg×103 ) = 20,00×7,51×50,0/(2×cos11,31°×103 ) = 3,83 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

h = tgg/tg(g + j) = tg11,31°/tg(11,31 + 2)° = 0,85,

где j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град [1, таблица 4.9].

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где K – коэффициент нагрузки;

[s]Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2 [1, таблица 3.6]

sH = 340×(2940×1/(50,0×200,0))1/2 = 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2 .

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 7,2%, условие выполнено. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

sF = 0,7YF 2 Ft 2 K /(b 2 m ) ≤ [s]F ,

где YF 2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется по [1, таблица 4.10] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv 2 = z 2 /cos3 g = 40/cos3 11,31° = 42,

тогда напряжения изгиба равны

sF = 0,7×1,53×2940×1/(45×5) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2 ,

условие выполнено.

3.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А » 12,0aw 1,7 = 12,0×0,1251,7 = 0,35 м2 ,

Где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где h – КПД червячной передачи;

P 1 – мощность на червяке, кВт;

K T – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 ×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t 0 = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t ]раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.

t раб = 1000×(1 – 0,85)×2,79/(17×0,35×(1 + 0,3)) = 75,8 °С.


4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d 1 = (0,8…1,2)×d дв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,

где d дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d 1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l 1 = (1,0…1,5)d 1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,

принимаем l 1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d 2 = d 1 + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d 2 = 30 мм;

l 2 » 1,5d 2 = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l 2 = 45 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d 3 = 37 мм;

d 4 = d 2 .

Тихоходный вал (вал колеса):

(294×103 /(0,2×35))1/3 = 34,76 мм, принимаем d 1 = 35 мм;

l 1 = (0,8…1,5)d 1 = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l 1 = 50 мм;

d 2 = d 1 + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d 2 = 40 мм;

l 2 » 1,25d 2 = 1,25×40 = 50 мм, принимаем l 2 = 50 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d 3 = 48 мм;

d 4 = d 2 ;

d 5 = d 3 + 3f = 48 + 3×1,2 = 51,6 мм, принимаем d 5 = 53 мм;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:

для быстроходного вала: 7206A;

для тихоходного: 7208A.


5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

d = 1,2 Т 1/4 = 1,2∙(294)1/4 = 4,97³ 6 мм,

где Т = 294 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем d = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L )1/3 + 3 = 2641/3 + 3 = 9 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b 0 » 4a = 36 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1:

для привертной крышки D П = D ф + 6 = 87 + 6 = 93 мм.

вал 2:

для закладной крышки D 'П = 1,25D + 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,

где D – диаметр отверстия под подшипник, D ф – диаметр фланца крышки подшипника.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d 1 = 6 мм;

Число винтов: z 1 = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25(Т )1/3 = 1,25∙(294)1/3 = 8,31 ≥ 10 мм,

где Т – момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм,

расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11,0 мм.

диаметр канавки под шайбочку D » 2d = 20 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K 1 = 2,1d = 21,0 мм, С 1 = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d шт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме d ф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h 0 = 2,5(d ф + d) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4d ф + d = 40 мм, высота прилива под винт h = 1,5d ф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1d ф = 15 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5d = 15 мм, диаметр отверстия d = 3d = 18 мм, радиус проушины R = d . Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b ´b ) отверстия b = 3d = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7d = 10 мм.


6. Проверочный расчет шпонок

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 8´7, длина 32 мм, диаметр вала d = 25 мм.

Определяем напряжение смятия

,

где T – передаваемый момент, Н∙м;

d – диаметр вала, мм;

lp – рабочая длина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

t 1 – глубина паза, мм.

sсм = 2∙103 ∙19/(25∙24∙(7 – 4)) = 21 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под червячное колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 14´9, длина 56 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2∙103 ∙294/(48∙42∙(9 – 5,5)) = 83 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.

Шпонка под звездочку призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 10´8, длина 40 мм, диаметр вала d = 35 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2∙103 ∙294/(35∙30∙(8 – 5)) = 97 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [s]см = 100 МПа.


7. Проверочный расчет быстроходного вала

Силы, действующие на вал: Ft С = 588 Н; Fr С = 1070 Н; Fa С = 2940 Н; F м = 50∙Т 1/2 = 50∙191/2 = 218 Н – консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

SМВ (x ) = 0;

SМВ (x ) = FaC dC /2 – FrC lBC + RDy ∙(lBC + lCD ) = 0;

RDy = (– FaC dC /2 + FrC lBC )/(lBC + lCD ) = (– 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 259 Н.

SМВ (y ) = 0;

SМВ (y ) = – F мlAB FtC lBC + RDx ∙(lBC + lCD ) = 0;

RDx = (F мlAB + FtC lBC )/(lBC + lCD ) = (218∙0,072 + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 353 Н.

SМ D (x ) = 0;

SМ D (x ) = – R В y ∙(lBC + lCD ) + FaC dC /2 + Fr С lCD = 0;

R В y = (FaC dC /2 + Fr С lCD )/(lBC + lCD ) = (2940∙0,050/2 + 1070∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 811 Н.

SМ D (y ) = 0;

SМ D (y ) = – F м ∙(l АВ + lBC + lCD ) – R В x ∙(lBC + lCD ) + FtC lCD = 0;

R В x = (– F м ∙(l АВ + lBC + lCD ) + FtC lCD )/(lBC + lCD ) = (– 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) + 588∙0,133)/(0,133 + 0,133) = 17 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ : 0 ≤ z ≤ 0,072;

Mx (z ) = 0; Mx (0) = 0 Н∙м; Mx (0,072) = 0 Н∙м.

My (z ) = F опz ; My (0) = 0 Н∙м; My (0,072) = 218∙0,072 = -16 Н∙м.

T = -19 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (М 2 х + М 2 у )1/2 .

M S (0) = 0 Н∙м; M S (0,072) = (02 + -162 )1/2 = 16 Н∙м.

Участок ВС : 0 ≤ z ≤ 0,133;

Mx (z ) = – R В y z ; Mx (0) = 0 Н∙м;Mx (0,133) = – 811∙0,133 = -108 Н∙м.

My (z ) = F оп ∙(lAB + z ) – R Вх z ;

My (0) = 218∙0,072 = -16 Н∙м;

My (0,133) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м.

T = -19 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (02 + -162 )1/2 = 16 Н∙м; M S (0,133) = (-1082 + -472 )1/2 = 118 Н∙м.

Участок CD : 0 ≤ z ≤ 0,133;

Mx (z ) = – R В y ∙(lBC + z ) + FaC dC /2 + Fr С z ;

Mx (0) = – 811∙0,133 + 2940∙0,050/2 = -34 Н∙м;

Mx (0,133) = – 811∙(0,133 + 0,133) + 2940∙0,050/2 + 1070∙0,133 = 0 Н∙м.

My (z ) = F оп ∙(lAB + lBC + z ) – RB х ∙(lBC + z ) + FtC z ;

My (0) = 218∙(0,072 + 0,133) – 17∙0,133 = -47 Н∙м;

My (0,133) = 218∙(0,072 + 0,133 + 0,133) – 17∙(0,133 + 0,133) + 588∙0,133 = 0 Н∙м.

T = 0 Н∙м на всем участке.

M S (0) = (-342 + -472 )1/2 = 58 Н∙м; M S (0,133) = 0 Н∙м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

es – масштабный фактор для нормальных напряжений;

b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

sa – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении;

ys – коэффициент, зависящий от марки стали;

sm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

sa = sи = 103 М /W ,

где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3 .

W = pd 3 /32 = 3,14∙303 /32 = 2649 мм3 ,

sa = sи = 103 ∙16/2649 = 5,92 МПа,

sm = 4Fa /(pd 2 ) = 4∙2940/(3,14∙302 ) = 4161 МПа.

S s = 410/(1,9∙5,92/(0,73∙0,94) + 0,27∙4161) = 2,36.

где t-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

et – масштабный фактор для касательных напряжений;

ta – амплитуда цикла касательных напряжений;

yt – коэффициент, зависящий от марки стали;

tm – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

ta = tm = 0,5∙103 T /W к ,

где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;

W к – момент сопротивления сечения при кручении, мм3 .

W к = pd 3 /16 = 3,14∙303 /16= 5299 мм3 ,

ta = tm = 0,5∙103 ∙19/5299 = 1,79 МПа.

S t = 240/(1,74∙1,79/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,79) = 50,79.

S = 2,36∙50,79/(2,362 + 50,792 )1/2 = 2,36.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений – переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где s-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа; k s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; es – масштабный фактор для нормальных напряжений; b – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности; sa – амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба sи в рассматриваемом сечении; ys – коэффициент, зависящий от марки стали; sm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

sa = sи = 103 М /W ,

где М – суммарный изгибающий момент в сечении, Н∙м;

W – момент сопротивления сечения при изгибе, мм3 .

W = pd 3 /32 = 3,14∙363 /32 = 4578 мм3 ,

sa = sи = 103 ∙118/4578 = 25,77 МПа,

sm = 4Fa /(pd 2 ) = 4∙2940/(3,14∙362 ) = 2890 МПа.

S s = 410/(1,9∙25,77/(0,73∙0,94) + 0,27∙2890) = 2,47.

где t-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа; k t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; et – масштабный фактор для касательных напряжений; ta – амплитуда цикла касательных напряжений; yt – коэффициент, зависящий от марки стали; tm – среднее напряжение цикла касательных напряжений.

ta = tm = 0,5∙103 T /W к ,

где Т – крутящий момент в сечении, Н∙м;

W к – момент сопротивления сечения при кручении, мм3 .

W к = pd 3 /16 = 3,14∙363 /16= 9156 мм3 ,

ta = tm = 0,5∙103 ∙19/9156 = 1,04 МПа.

S t = 240/(1,74∙1,04/(0,73∙0,94) + 0,1∙1,04) = 87,76.

S = 2,47∙87,76/(2,472 + 87,762 )1/2 = 2,47.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 – 2,5.


8. Подбор подшипников качения быстроходного вала

Силы, действующие на подшипники:

FrB max = (R 2 В x + R 2 В y )1/2 = (172 + 8112 )1/2 = 811 Н,

FrD max = (R 2 Dx + R 2 Dy )1/2 = (3532 + 2592 )1/2 = 438 Н,

Fa max = 2940 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности KE = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

Fr В = KE Fr В max = 0,8∙811 = 649 Н,

FrD = KE FrD max = 0,8∙438 = 350 Н,

Fa В = KE Fa max = 0,8∙2940 = 2352 Н.

Для принятых подшипников находим: Cr = 38 кH, C 0 r = 25,5 кН, X = 0,4, Y = 1,6, e = 0,37.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы роликовых подшипников:

FaB min = 0,83eFrB = 0,83∙0,37∙649 = 649 H,

FaD min = 0,83eFrD = 0,83∙0,37∙350 = 108 H.

Определим осевые нагрузки, действующие на подшипники:

FaB = FaD min + Fa = 108 + 2352 = 2460 H,

FaD = FaD min = 108 H.

Отношение Fa В /(VFr В ) = 2460/(1∙649) = 3,79, что больше e . Окончательно принимаем X = 0,4, Y = 1,6.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В ):

P = (VXFr В + YFa В )K б K Т ,

где K б – коэффициент безопасности;

K Т – температурный коэффициент.

P = (1∙0,4∙649 + 1,6∙2460) ∙0,8∙1 = 3356 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a 1 = 1, a 23 = 0,7 (обычные условия применения), k = 3,33 (роликовый подшипник):

L 10ah = a 1 a 23 (Cr /Pr В )k ×106 /(60n ) = 1∙0,7∙(38000/3356)3,33 ∙106 /(60∙1435) = 26292 ч,

L 10 ah > Lh .

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры B ):

С r р = Pr В ×(573w×Lh /106 )1/3 = 3356×(573×150,20×20000/106 )1/3,33 = 31444 Н,

Cr p < Cr .

Подшипник пригоден.


9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения быстроходного вала с валом электродвигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Определяем расчетный момент:

М расч = KТ Б = 1,3∙19,1 = 24,83 Н∙м,

где K – коэффициент режима работы и характера нагрузки,

Т Б – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м.

По ГОСТ 21424-75 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр расположения пальцев D 1 = 90 мм, длина муфты L = 105 мм, диаметр пальца d п = 14 мм, длина пальца l п = 64 мм, количество пальцев z = 4, длина резиновой втулки l р.в. = 28 мм.

Проверим пальцы муфты на изгиб:

= 90 Н/мм2 ,

sи = 24,83∙64∙103 /(0,1∙143 ∙90∙4) = 16,09 Н/мм2 ,

.

Проверим резиновые втулки на смятие:

= 2 Н/мм2 ,

sсм = 2∙24,83∙103 /(90∙4∙14∙28) = 0,35 Н/мм2 ,

.

Условия выполнены, прочность муфты обеспечена.


10. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм.

Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И – Г – А – 46 ГОСТ 17479.4 – 87.

Определим количество масла:

V = (0,4…0,8)∙Р вых = (0,4…0,8)∙2,2 = 0,88…1,76 л.

Примем V = 0,9 л.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол – 24 по ГОСТ 21150 – 75. Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.


11. Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высш. Шк., 1991. – 432 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 5-е изд. М.: Высш. шк. 1998 – 447 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. Москва: Машиностроение, 2001 – 920 с.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Житков В.К. Детали машин: Учебник для техникумов – М.:Илекса, 1999.– 392 с.:ил.

5. Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. Пособие для учащихся техникумов.–М.:Высш. школа, 1981.– 399 с., ил.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений07:15:48 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
20:18:48 28 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника
... механического привода с цилиндрическим соосным редуктором
Министерство транспорта Российской федерации Федеральное агентство железнодорожного транспорта Государственное образовательное учреждение высшего ...
Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, коническими и червячными колесами ...
4.9.2.б, в). Толщина стенки крышки ѭ3, диаметр d4, и число винтов крепления Z крышки к корпусу в зависимости от D.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 5256 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Пресс для правки коленчатого вала с гидравлическим приводом
... 29 табл., 9 литературных источников; графическая часть - 9 листов формата А1. Автобусы, реконструкция корпусов, поты ремонта, оборудование, пресс, ...
Конструкция червячно-винтового редуктора состоит из корпуса, в котором расположены червячное колесо с винтовой втулкой.
Затем, вращая рукоятку червячного винта приводят во вращение червячное колесо, в котором в осевом направлении перемешается винт с клином, по наклонной поверхности которого ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 1747 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 2 Оценка: неизвестно     Скачать
Привод к лебедке
... Кинематический расчет привода 2. Кинематический и силовой расчет привода 3. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 4. Расчет закрытой ...
Для материала венца червячного колеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [ѭ] H и [ѭ] F изгибные напряжения.
19 с крышек поз.5, 15,7. Снимаем крышку глухую поз.5, крышку поз.15 и крышки поз.7. Демонтируем вал поз.14 с колесом червячным поз.1 и подшипниками 7209А поз.24 вместе с червяком ...
Раздел: Рефераты по транспорту
Тип: курсовая работа Просмотров: 345 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Модернизация ленточного дозатора муки установленнного в ...
Оглавление Введение 1. Обзор существующих конструкций 1.1 Ленточный дозатор 1.2 Шнековый дозатор 1.3 Барабанный дозатор 1.4 Тарельчатый дозатор 1.5 ...
К корпусу подшипника скольжения приварена полоса, которая прикрывает отверстие в корпусе дозатора и не допускает распыления муки.
Диаметр вала колеса - Db4 = 56,42005
Раздел: Промышленность, производство
Тип: дипломная работа Просмотров: 1881 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Сравнительный анализ технологий приготовления сырокопченых колбас
Сравнительный анализ технологий приготовления сырокопченых колбас Содержание Введение 1. Аналитический раздел 1.1 Сравнительный анализ технологий ...
4.Привод чаши представляет собой червячный редуктор с вертикальным расположением вала червячного колеса.
Чаша опирается на упорный подшипник, вмонтированный в крышке червячного редуктора.
Раздел: Рефераты по кулинарии
Тип: дипломная работа Просмотров: 12554 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Анализ нефтесклада СХПК "Присухонское"
Содержание Введение 1. Аналиттическая часть. 1.1 Общая характеристика хозяйства 1.2 Состав и характеристика машино-тракторного парка. 1.3 Анализ ...
Выбираем червячный редуктор с типоразмером Ч-80, с передаточным числом И=8 и максимальным вращающим моментом на тихоходном валу 280Н/м.
В передвижной механизм балки входят электродвигатель с редуктором, двухребордные колеса, колеса, корпуса подшипников и рельса квадратного сечения.
Раздел: Рефераты по экономике
Тип: дипломная работа Просмотров: 2956 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Привод к скребковому конвееру
Содержание Введение 1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя 2. Расчет механических передач 3. Проектировочный расчет валов 4. Эскизная ...
По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269.302 НВ, ѭТ=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D=650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, ѭТ=540 ...
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 4203 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно     Скачать
Проектирование механической системы промышленного робота манипулятора
Факультет экономики и управления в машиностроении. Кафедра инженерных наук и технологий. Курсовая работа. Тема: Проектирование механической системы ...
Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес ...
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 1333 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов
СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ 1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА 4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ ...
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу ...
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 1193 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Все работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника (5377)

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(151281)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru