На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


Курсовик Курсовой проект на тему: Привод подъемника

Информация:

Тип работы: Курсовик. Предмет: Машиностроение. Добавлен: 28.05.2014. Сдан: 2012. Страниц: 36. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.
1.1. Исходные данные
P6 = 6,5 кВт.
N6 = 40 об/мин

Рис 1. Кинематическая схема механизма.
1.2. Выбор электродвигателя
1.2.1. Определение общего КПД привода:
КПД клиноременной передачи ;
КПД червячной передачи ;
КПД зубчатой цилиндрической передачи ;
Таким образом, общий КПД привода будет:

1.2.2. Требуемая мощность электродвигателя:
кВт.
1.2.3. Выбор электродвигателя:
Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель серии 4A132М2Y3, для которого кВт, .
1.2.4. Определение передаточного числа привода:
Определяем общее передаточное отношение:
.
Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным ГОСТ 2185-66 числам на ступени:



1.3. Кинематический расчет привода
1.3.1. Мощности на валах:
кВт;
кВт;
кВт;
кВт;
1.3.2. Часота вращения валов:




1.3.3. Угловые скорости валов:
рад/с
рад/с
рад/с
рад/с
1.3.4. Крутящие моменты на валах привода:
Н•м;
Н•м.
Н•м.
Н•м.
1.4. Значения частот вращения, угловых скоростей, мощностей и крутящих моментов на валах:


Вал Частота вращения
n,
Угловая скорость Мощность
P, кВт Крутящий момент T, Н•м
u
1 2920 305,63 9,233 30,2 2
2,5
14,6
2 1460 152,8 8,77 57,4
3 584 61,1 8,33 136,3
4 40 4,2 6,5 1548


2. РАСЧЕТ ПОЛИКЛИНОВОЙ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

2.1. Исходные данные.
2.1.1. (см. табл.1)
2.1.2. (см. табл.1)
2.1.3. (см. табл.1)
2.1.4. u = 2
2.1.5. Расчетная схема передачи.

Рис. 2.1 Схема поликлиновой ременнной передачи.
2.2. Сечение ремня = f(Pt , п) (рис. 2.1),
где - расчетная передаваемая мощность, кВт;
ср = 1,2 - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы (табл. 2.2.2).

Рис 2.2 Сечение ремня
Размеры сечения (рис. 2.2, табл. 2.1),
Таблица 2.1

Примем сечение ремня Л
2.3. Расчетный диаметр ведущего шкива, мм
(рис. 2.3.3);
(табл. 2.3.1).
2.4. Диаметр ведомого шкива, мм . Примем из нормального ряда диаметров (табл. 2.2.4) (первый меньший).
2.5. Действительное передаточное отношение проектируемой передачи
где =(0,01...0,02)- коэффициент упругого скольжения.
2.6. Минимальное межосевое расстояние, мм .
Примем а = 300 мм.
2.7. Расчетная длина ремня, мм
Примем стандартное значение длины ремня L=800 мм (табл. 2.2.6 и табл. 2.3.1).
2.8. Межцентровое расстояние, мм
2.9. Коэффициент, учитывающий длину ремня,
, сечение ремня) = 0,89 (табл. 2.3.3),
где - базовая длина ремня. Для сечений К, Л и М
= 710, 1600 и 2240 мм соответственно.
2.10. Скорость ремня, м/с

2.11. Число пробегов ремня,

- для ремней мерной длины.
2.12. Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град

Значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве,
са= f( °) = 0,95 (табл. 2.1.3).
2.13. Поправка мощности, учитывающая влияние уменьшения изгиба ремня на большем шкиве, кВт
,
где = 5 - поправка к моменту на быстроходном валу, Нм (табл. 2.3.2).
2.14. Допускаемая мощность для 10 ребер, кВт

где [Р10]о = 11,3 номинальная мощность, передаваемая 10-ю ребрами ремня, кВт (табл. 2.3.4).
2.15. Число ребер ремня, шт
z = 8 - число целое (табл. 2.3.1).
2.16. Сила, нагружающая валы передачи, Н
,
где - предварительное натяжение ремня, Н;
- окружное усилие, Н;
= (0,45...0,55) - коэффициент тяги.
2.17. Разработка конструкции шкивов.
2.17.1. Разработка конструкции шкива ведомого.
2.1.1.1. Диаметр отверстия для вала.

где - допускаемое напряжение при предварительном расчете

2.17.1.2. Примем
2.17.1.3. Основные размеры шкива см. рис. 2.3
2.17.1.4. примем
2.17.1.5. Другие геометрические формы уточним далее.

Рис. 2.3 Конструкция шкива


3 . РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Тип передачи - зубчатая с цилиндрическими прямыми зубьями.
3.1. Исходные данные:
3.1.1. Крутящие моменты:
3.2. Число оборотов зубчатого колеса
3.1.3. Передаточное число u = 2,5
3.1.6. Расчетная схема приведена на рис.3.1

Рис.3.1 Схема зубчатой передачи
3.2. Выбор материалов.
3.2.1.Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем с учётом рекомендации табл. 4.1.4 (3) ,материалы со средними механическими характеристиками :
Примем для колеса и шестерни одинаковую сталь 45
3.2.1.1. Для колеса примем твердость HB 180
3.2.1.2. Для шестерни - твердость HB 200
3.2.1.3. Такая твердость соответствует термообработке улучшения. Термообработка заготовки производится до нарезания зубьев.
3.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания

где длительный предел выносливости при базовом числе циклов
для колеса ( =2*180+70=430 МПа
для шестерни ( =2*200+70=470 МПа
- коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности
=1 для обоих колес
3.2.3. Расчетное значение
3.2.4. Расчетное значение
3.2.5. Расчетное значение
3.3. Проектный расчет зубчатой передачи
3.3.1. Здесь основным критерием расчета является предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние
[1] стр.185
где для прямозубых колес
u = 2,5

3.3.2. мм
Примем по стандарту мм
3.4. Расчет основных размеров передачи
3.4.1. Примем модуль . , где = 19
Примем в расчет m = 4мм.
3.4.2 Определю числа зубьев шестерни и колеса:


3.4.2.1 Уточним передаточное число
3.4.5. Размеры шестерни
3.4.5.1. Диаметр делительной окружности мм
3.4.5.2. Диаметр окружности впадин мм
3.4.5.3. Диаметр окружности выступов мм
3.4.5.4. Ширина венца шестерни мм.
3.4.5.5. Уточненное значение
3.4.6. Размеры колеса
3.4.6.1. мм
3.4.6.2. мм
3.4.6.3. мм
3.4.6.4. 4 =58 мм
3.4.7. Назначим 8 степень точности колес, при скорости м/с
При такой скорости для прямозубых колёс следует принять 8-ую степень точности.
3.5. Проверочные расчеты передачи
3.5.1 Расчетное контактное напряжение

где КH – коэффициент нагрузки.
KH = KHaKHbKHv
где КНa– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
KHa = 1 – для прямозубых колес
КНb = 1,05 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,
KHv = 1,05 – динамический коэффициент
KH = 1,05•1,05•1,0 = 1,10

МПа< МПа - Проверка выполняется
3.6. Расчет усилий в зацеплении
3.6.1. Для шестерни
Окружное усилие Н
Радиальное усилие Н
3.6.2. Для колеса
Окружное усилие Н
Радиальное усилие Н
3.7. Разработка конструкции колеса
3.7.1. Диаметр вала под колесо
мм. Примем d=45мм
3.7.2. Основные размеры колеса (см. рис.2.2 )
3.7.2.1. Принимаем мм
3.7.2.2. с = 0,2В = 12 мм.
3.7.2.3. не менее 8мм. Примем мм
3.7.2.4. мм
3.7.2.5. мм

Рис.3.2 Конструкция зубчатого колеса


4. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

4.1. Исходные данные:
4.1.1. Передача червячная с цилиндрическим архимедовым червяком
4.1.2. Мощность на валу червяка
4.1.3. Крутящий момент на валу червяка
4.1.4. Крутящий момент на валу колеса
4.1.5. Передаточное число
4.1.6. Угловая скорость на валу червяка или
4.1.7. Угловая скорость на валу колеса или
4.1.8. Принятое к.п.д.
4.1.9. Расчетная схема приведена на рис.4.1

Рис. 4.1 Схема червячной передачи
4.2. Выбор материалов передачи
4.2.1. По рекомендациям выбираем антифрикционную пару материалов сталь-бронза
4.2.2. Для червяка возьмем сталь 45 ГОСТ 1050-88, закаленную Т.В.Ч. до HRC>45
4.2.2.1. Предел прочности
4.2.2.2. Предел текучести
4.2.3. Для венца червячного колеса примем безоловянистую бронзу АЖ-4П ГОСТ 613-79.
с механическими характеристиками при отливке в песок
4.2.3.1. Предел текучести
4.2.3.2. Предел прочности
4.2.4. Для ступицы червячного колеса применим чугун СЧ 15-22 ГОСТ 1412-85
4.3. Проектный расчет передачи
4.3.1. Расчет ведем на предотвращение заедания передачи на контактную прочность
[1] стр. 230
где - принятое число зубьев колеса
- коэффициент диаметра червяка. Примем из рекомендуемого ряда q 6,3;8;10; 12,5; и и т.д. В дальнейшем будет согласован с ГОСТ 2144-76
при скорости скольжения до 2м/с [1] стр. 232
- коэффициент для червячных передач при нагрузке близкой к постоянной.
при 8 степени передачи и скорости скольжения до 2м/с

Примем по ГОСТ 2144-76
4.4. Расчет основных параметров передачи
4.4.1. При принятых параметрах основные размеры
4.4.1.1. Размеры червяка




Примем
4.4.1.2. Размеры колеса



примем
примем
4.4.2. Уточним значение к.п.д. передачи
4.4.2.1. Скорость скольжения

где
- угол подъема витка червяка

4.4.2.2.
где угол трения для безоловянистой бронзы по стальному червяку

Значение совпало с ранее принятым
4.5. Проверочные расчеты передачи
4.5.1. Проверку на предотвращение заедания производить не будем: расчет вели при , при скорости скольжения ; тогда как при уточненном значении можно считать . Следовательно, условие на отсутствие заедания выполнено.
4.5.2. Проверка на изгиб зубьев колеса
[1] стр. 232
где





- базовое число циклов нагружения




Условие прочности выполняется.
4.5.3. Проверка червяка на жесткость.
4.5.3.1. Обычно считают, что условия жесткости выполняются, если прогиб в среднем
сечении червяка не превышает

4.5.3.2. В данной задаче на валу червяка находится колесо; расчетная схема для определения прогиба f приведено на рис.4.2
4.5.3.3. Расчет прогиба обычно выполняют в разделе расчет вала червяка
4.5.3.4. Расчет прогиба в разделе расчет червячной передачи можно выполнить по условной схеме изображенной на рис.4.2
4.5.3.5. Этот расчет приемлем для одноступенчатых червячных редукторов при передаче
крутящего момента от предыдущего вала через муфту.

Рис.4.2 Схема расчета червяка на жесткость при упрощенном
нагружении вала червяка

а) Величина прогиба

где
- окружная сила на червяке
- радиальная сила на червяке
- модуль упругости
- момент инерции сечения червяка с учетом витков.
- величина прогиба меньше допустимого
4.5.4. Проверка червячной передачи на нагрев.
Этот проверочный расчет является обязательным, но проведем его после разработки конструкции корпуса редуктора, разработка системы смазки передач и подшипников.
4.6. Расчет усилий в передаче
4.6.1. Схема действия сил в передаче приведена на рис.3.3


Рис 4.3 Схема сил в червячной передаче
4.6.2. Расчет усилий
4.6.2.1.
4.6.2.2. Н
4.6.2.3. Н
4.7. Конструкция червячного колеса
4.7.1. На рис.3.4 показана конструкция червячного колеса
4.7.2. Основные размеры
4.7.2.1. Диаметр вала под колесо

Примем
4.7.2.2. Длина ступицы . Примем
4.7.2.3. Диаметр ступицы
4.7.2.4. Толщина обода
4.7.2.5. Толщина центра колеса
4.7.2.6. Толщина диска
4.7.2.7. Диаметр . Примем
4.7.2.8. Диаметр
4.7.2.9. Остальные размеры уточняем при разработке конструкторских документов.

Рис.4.4 Конструкция червячного колеса


5. Ориентировочный расчёт валов редуктора.
5.1. Ориентировочный расчет валов проводят на кручение при пониженных значениях допускаемых напряжений

где - для сталей
5.2. Ориентировочный расчет вала 2

Примем размер
Размер под подшипники
Размер под шестерней
4.3. Ориентировочный расчет вала 3

Примем размер
Размер под подшипники
Размер под зубчатое колесо
Размер под червяком
5.4. Ориентировочный расчет вала 4

Примем размер
Размер под подшипники
Размер под червячное колесо


6. Компоновка редуктора
Компоновочный чертёж выполняем в двух проекций.
Масштаб 1:4
Размечаем положение валов, вычерчиваем червячное колесо и вал выполненный заодно с червяком.
Принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса с = 17 мм.
Принимаем расстояние между внутренней стенкой корпуса и наружным кольцом подшипника с1 = 5 мм.
Предварительно назначаем радиально-упорные роликоподшипники , по диаметру вала в месте посадки подшипников.
d = 30 мм, d = 40 мм, d = 80 мм.
Условные
обозначения
подшипника d D B C C0
размеры мм. кН
7206 30 62 17,25 31 22
7608 40 90 35,25 90 67,5
7216 80 140 28,25 112 95,2
Решаем вопрос о смазывании подшипников.
Подшипники смазываем посредством разбрызгивания.


7. Разработка конструкции корпуса.
Примем, что корпус разрабатываемого редуктора выполнен литьем из чугуна СЧ 12- 28 ГОСТ 1412-75. Корпус состоит из основания корпуса и крышки корпуса, соединенных между собой болтами. Разъем корпуса горизонтальный по плоскости вала червячного колеса.
7.1. Расчет основных размеров элементов корпусных деталей:
Толщина стенки основания корпуса :

где, а = 140мм – межосевое расстояние червячной передачи
менее 8мм из чугуна стенки не рекомендуется
Примем
Толщина стенки крышки корпуса :

Примем
Толщина соединительных фланцев крышки и корпуса
. Примем b=30мм
Толщина нижнего пояса основания корпуса
Примем
Примем размеры болтов
Фундаментные болты, крепящие редуктор к раме

Примем болты с резьбой М24. Число болтов – 4.
Болты соединяют основание корпуса с крышкой корпуса у подшипников

Примем болты с резьбой М20 число болтов – 4
Болты прочие, соединяющие основание корпуса с крышкой корпуса. Примем М20
Длина бобышки с учетом размещения на ее наружной поверхности болтов М20.

где диаметр болтов у подшипников

Другие размеры корпусных деталей назначаются при окончательной разработки конструкции корпуса на втором этапе компоновки.


8. Предварительный расчёт вала.
8.1. Предварительный расчёт ведомого вала
8.1.1. Исходные данные
8.1.1.1. Расчётная схема ведомого вала (Рис 7.1.1)

Рис 7.1.1 схема ведомого вала
8.1.1.2. Геометрические характеристики вала
l1 = 0.0897 м; l2 = 0,128 м.
8.1.1.3. Усилия действующие на червячном колесе
Н, Н, Н, Нм
8.1.1.4. Усилия действующие на муфте
H.
8.1.1.5. Крутящий момент передаваемый валом
T = 1548 Нм.
8.1.2. Определим реакции в опорах
8.1.2.1. В плоскости x-z


8.1.2.2. В плоскости y-z


8.1.2.3. Проверка

8.1.2.4. Проверка выполняется
8.1.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
8.1.3.1. Рассмотрим 1 участок
, при z1 = 0 Mx1 = 0; z1 = l1 Mx1 = 58.2
, при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l1 My1 = -528,8
8.1.3.2. Рассмотрим 2 участок
, при z2 = 0 Mx1 = -327,8.
z2 = l1 Mx1 = 0
, при z2 = 0 My1 = - 528,8
z2 = l1 My1 = -317
8.1.3.3. Рассмотрим 3 участок
,
, при z3 = 0 My1 =0.; z3 = l2 My3 = -317
8.1.4. Суммарный наибольший момент в сечении

8.1.5. Напряжения в опасном сечении вала


, где d = 0,085 м - диаметр вала
b = 0,022 м - ширина шпоночного паза
t1 = 0,009 м - глубина паза на валу


8.1.6. Проверочный расчёт ведомого вала
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям
, где МПа,
= 2,3 - концентратор напряжения
( , - масштабный фактор и фактор качества поверхности)
,
8.1.7. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
, где МПа,
= 1,7 - концентратор напряжения
= 0,1 - легированная сталь
,
8.1.8. Общий запас прочности

8.1.9. Условие прочности выполняется
S > [S], где [S] = 1,5 2,5
8.1.10. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 8.1.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов

8.2. Предварительный расчёт среднего вала
8.2.1. Исходные данные
8.2.1.1. Расчётная схема среднего вала (Рис 7.1.1)

Рис 8.2.1 схема среднего вала
8.2.1.2. Геометрические характеристики вала
L3 = 0.2428 м; l4 = 0,3036 м; l5 = 0,065 м.
8.2.1.3. Усилия действующие на червяке
Н, Н, Н, Нм
8.2.1.4. Усилия действующие на зубчатом колесе
Н, Н.
8.2.1.5. Крутящий момент передаваемый валом
T = 136,3 Нм.
8.2.2. Определим реакции в опорах
8.2.2.1. В плоскости x-z


8.2.2.2. В плоскости y-z


8.2.2.3. Проверка

8.2.2.4. Проверка выполняется
8.2.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
8.2.3.1. Рассмотрим 1 участок
, при z1 = 0 Mx1 = 0; z1 = l3 Mx1 = 142,5
, при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l3 My1 = 354,5
8.2.3.2. Рассмотрим 2 участок
, при z2 = 0 Mx1 = 108,5.
z2 = l4 Mx1 = 45,7
, при z2 = 0 My1 = 354,5.
z2 = l4 My1 = 135,6
8.2.3.3. Рассмотрим 3 участок
, при z3 = 0 Mx3 = 0; z3 = l5 Mx3 = 45,7
, при z3 = 0 My1 =0.; z3 = l5 My3 = 135,6
8.2.4. Суммарный наибольший момент в сечении

8.2.5. Напряжения в опасном сечении вала


8.2.6. Проверочный расчёт среднего вала
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям
, где МПа,
= 2,3 - концентратор напряжения
( , - масштабный фактор и фактор качества поверхности)
,
8.2.7. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
, где МПа,
= 1,7 - концентратор напряжения
= 0,1 - легированная сталь
,
8.2.8. Общий запас прочности

8.2.9. Условие прочности выполняется
S > [S], где [S] = 1,5 2,5
8.2.10. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 8.2.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов


8.3. Предварительный расчёт ведущего вала
8.3.1. Исходные данные
8.3.1.1. Расчётная схема ведущего вала (Рис 7.3.1)

Рис 8.3.1 схема ведущего вала
8.3.1.2. Геометрические характеристики вала
L6 = 0,058 м; l7 = 0,0897 м.
8.3.1.3. Усилия действующие на колесе
Ft4 = 1435 H; Fr4 = 522 H
8.3.1.4. Усилия действующие на шкиве
H.
H.
8.3.1.5. Крутящий момент передаваемый валом
T = 57,4 Нм.
8.3.2. Определим реакции в опорах
8.3.2.1. В плоскости x-z


8.3.2.2. В плоскости y-z


8.3.2.3. Проверка

8.3.2.4. Проверка выполняется
8.3.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
8.3.3.1. Рассмотрим 1 участок
, при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l6 My1 = -66,2
, при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l6 My1 = -52
8.3.3.2. Рассмотрим 2 участок
, при z2 = 0 Mx1 = 66,2
z2 = l6 Mx1 = -102,1
, при z2 = 0 My1 = -52
z2 = l3 My6 = -20,6
8.3.3.3. Рассмотрим 3 участок
, при z3 = 0 My1 = 0; z3 = l7 My1 =-102,1
, при z3 = 0 My1 = 0; z3 = l7 My1 = - 20,6
8.3.4. Суммарный наибольший момент в сечении

8.3.5. Напряжения в опасном сечении вала


8.3.6. Проверочный расчёт ведущего вала
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям
, где МПа,
= 1,85 - концентратор напряжения
( , - масштабный фактор и фактор качества поверхности)
,
8.3.7. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
, где МПа,
= 1,4 - концентратор напряжения
= 0,1 - легированная сталь
,
8.3.8. Общий запас прочности

8.3.9. Условие прочности выполняется
S > [S], где [S] = 1,5 ? 2,5
8.3.10. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность

рис 8.3.2 Эскиз эпюр внутренних силовых факторов


9. Расчёт подшипников
9.1. На ведомом валу
9.1.1. Исходные данные
На основе предыдущих расчётов
9.1.1.1. Радиальные нагрузки в опорах



9.1.1.2. Угловая скорость вала

9.1.1.3. Принятый диаметр вала

9.1.2. Расчёт подшипников на долговечность
9.1.2.1. По диаметру вала выбираем подшипники
поставленные в "распор" 7216
9.1.2.2. Размеры подшипника
d x D x B = 80x 140 x 28,25
9.1.2.3. Динамическая грузоподъёмность
C = 112 кН.
9.1.2.4. Статическая грузоподъёмность
С0 = 95,2 кН
9.1.2.5 Угол ? = 12
9.1.2.6 Коэффициенты е = 0,37; Y = 1,5.

Рис 9.1. Схема нагружения подшипников
9.1.3. Дополнительные осевые силы


При сочетании и

9.1.4. Приведенная нагрузка для опоры А и B

где V=1 при вращении внутреннего кольца
для редукторов
при нагреве менее
X и Y рассчитываются: при , то Х=1 Y=0


где X и Y при , то Х=1 Y=0

9.1.5. Расчет ведем по опоре A
9.1.6. Расчетная долговечность



9.2. На среднем валу
9.2.1. Исходные данные
На основе предыдущих расчётов
9.2.1.1. Радиальные нагрузки в опорах



9.2.1.2. Угловая скорость вала

9.2.1.3. Принятый диаметр вала

9.2.2. Расчёт подшипников на долговечность
9.2.2.1. По диаметру вала выбираем подшипники
поставленные в "распор" 7608
9.2.2.2. Размеры подшипника
d x D x B = 40x 90 x 35,25
9.2.2.3. Динамическая грузоподъёмность
C = 90 кН.
9.2.2.4. Статическая грузоподъёмность
С0 = 67,5 кН
9.2.2.5 Угол ? = 12
9.2.2.6 Коэффициенты е = 0,35; Y = 1,7.

Рис 9.2. Схема нагружения подшипников
9.2.3. Дополнительные осевые силы


При сочетании и

9.2.4. Приведенная нагрузка для опоры С и D

где V=1 при вращении внутреннего кольца
для редукторов
при нагреве менее
X и Y рассчитываются: при то X=1 Y=0


X и Y рассчитываются: при то X=1 Y=0

9.2.5. Расчет ведем по опоре D
9.2.6. Расчетная долговечность



9.3. На ведущем валу
9.3.1. Исходные данные
На основе предыдущих расчётов
9.3.1.1. Радиальные нагрузки в опорах



9.3.1.2. Угловая скорость вала

9.3.1.3. Принятый диаметр вала

9.3.2. Расчёт подшипников на долговечность
9.3.2.1. По диаметру вала выбираем подшипники
поставленные в "распор" 7206
9.3.2.2. Размеры подшипника
d x D x B = 30 x 62 x 17,25
9.3.2.3. Динамическая грузоподъёмность
C = 31 кН.
9.3.2.4. Статическая грузоподъёмность
С0 = 22 кН
9.3.2.5 Угол ? = 12
9.3.2.6 Коэффициенты е = 0,37; Y = 1,5.

Рис 8.3. Схема нагружения подшипников
9.3.3. Дополнительные осевые силы


При сочетании и

9.3.4. Приведенная нагрузка для опоры А и B

где V=1 при вращении внутреннего кольца
для редукторов
при нагреве менее
X и Y рассчитываются: при то X = 1 Y = 0


где X и Y при , то X = 1 Y = 0

9.3.5. Расчет ведем по опоре V
9.3.6. Расчетная долговечность



10. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
10.1. Наиболее распространены шпоночные соединения с использованием призматических ненапряженных шпонок по ГОСТ 23.360-78
Сечение шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23.360-78
Длина шпонки , согласуется с ГОСТ 23.360-78
Число шпонок не более трех.
Материал шпонок – сталь 45 ГОСТ 1050-70 с
Обозначение шпонок по стандарту.

Рис.1 К расчету шпоночного соединения
10.1. На ведомом валу
10.1.1. Исходные данные
Крутящий момент на валу
10.1.1.1 Диаметр вала под червячное колесо
Длина ступицы червячного колеса
10.1.2. Выбор шпонки под муфту
Шпонка 22 x 14 x 110 ГОСТ 23.360-78
;
Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки достаточно
10.1.3 Диаметр вала под муфтой
Длина ступицы муфты
10.1.4. Выбор шпонки под муфту
Шпонка 20 x 12 x 100 ГОСТ 23.360-78
;
Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки не достаточно, устанавливаем 2


10.2. На среднем валу
10.2.1. Исходные данные
Крутящий момент на валу
10.2.1.1 Диаметр вала под зубчатое колесо
Длина ступицы зубчатого колеса
10.2.2. Выбор шпонки под зубчатое колесо
Шпонка 14 x 9 x 63 ГОСТ 23.360-78
;
Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки достаточно


10.3. На ведущем валу
10.3.1. Исходные данные
Крутящий момент на валу
10.3.1.1 Диаметр вала под шкив
Длина ступицы шкива
10.3.2. Выбор шпонки под зубчатое колесо
Шпонка 8 x 7 x 63 ГОСТ 23.360-78
;
Расчет проверочный

где при стальной ступице и при чугунных ступицах

Одной шпонки достаточно


11. Выбор сорта масла.
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элементапередачи 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)•Рвых = (0,4…0,8)•6,5= 2,6…5,2 л.
Примем V = 4 л.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150 - 75.
Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.


12. Литература

1. Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Детали машин, проектирование Москва «Высшая школа», 2005 г – 312с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 432с.
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др.-М.:Машиностроение, 1988.-416 с.




Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.