Привод механизма подъема крановой тележки
Выбор электродвигателя и расчет передаточного числа редуктора крановой тележки. Выбор подшипников для опор первого вала. Проверочный расчет вала на усталостную прочность. Проверочный расчет червяка на жесткость и выбор шпонки. Выбор смазочных материалов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 21.09.2017 |
| Размер файла | 861,2 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки РФ
ФГАОУ ВПО «Российский государственный профессионально-педагогический университет»
Машиностроительный институт
Кафедра «Технология машиностроения и методика профессионального обучения»
Привод механизма подъёма крановой тележки
РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ДЕТАЛИ МАШИН»
Выполнил: студент гр. ТО - 201с Т.И. Сурмий
Принял: доцент, к.т.н. Е.С. Гурьев
Екатеринбург 2012
Содержание
крановый тележка электродвигатель вал
1. Исходные данные
2. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя
2.2 Расчет передаточного числа редуктора
2.3 Расчет энергокинематических параметров редуктора
2.4 Выбор соединительной упругой муфты
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса
3.2 Расчет основной геометрии передачи
3.3 Уточнение степени точности изготовления передачи и коэффициентов
3.4 Проверка контактной прочности зубьев колеса
3.5 Расчет на изгибную прочность
3.6 Определение сил в зацеплении
4. Конструирование узла первого вала
4.1 Выбор подшипников для опор первого вала
4.2 Расчетная схема узла первого вала
4.3 Расчет подшипников на долговечность
4.4 Выбор шпонки
4.5 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
4.6 Проверочный расчет червяка на жесткость
5. Конструирование узла второго вала
5.1 Выбор подшипников для опор второго вала
5.2 Расчетная схема узла второго вала
5.3 Расчет подшипников на долговечность
5.4 Выбор шпонки
5.5 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
5.6 Конструирование червячного колеса
6. Конструирование корпуса
7. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
8. Тепловой расчет
Литература
1. Исходные данные
вал смазочный червячный подшипник
Целью даннойчасти работы является выбор по заданной кинематической схеме и исходным данным электродвигателя, редуктора, подшипников, валов и муфты.
Рис. 1 Кинематическая схема привода механизма подъёма крановой тележки: 1 - электродвигатель; 2 - муфта упругая с тормозным шкивом; 3 - редуктор; 4 - зубчатая муфта; 5 - узел приводного барабана крановой тележки
На рисунке 1 и в таблице 1 обозначено: F - усилие на приводном барабане тележки; n - частота вращения барабана тележки; D - диаметр барабана, Н - высота оси приводного барабана крановой тележки, относительно фундаментной рамы.
Исходные данные к проектированию
Таблица 1
|
F, кH |
V, м/c |
D, м |
H, м |
|
|
1,5 |
1,51 |
0,600 |
0,700 |
Рис 2 Кинематическая схема червячного редуктора
2. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя
Электродвигатель выбирают по двум параметрам: мощность Рдв и число оборотов nдв. Для определения мощности двигателя необходимо воспользоваться формулой
, (1)
где Рдв.расч. - необходимая мощность двигателя,
Рвых - мощность на выходном валу;
-общий КПД привода
КПД привода характеризует потери мощности при передаче энергии от электродвигателя к исполнительному органу машины.
Если привод состоит из электродвигателя, соединительных муфт и одноступенчатого червячного редуктора, то суммарный КПД определяется из кинематической схемы (рис. 1), по формуле:
, (2)
где = 0,98 - КПД муфты [3, с.5]
= 0,99 - КПД пары подшипников качения [3, с.5]
= 0,8 - КПД червячной передачи, которое выбрано по среднему значению для червячной передачи [3, с.5]
Воспользовавшись формулой 2, можно определить суммарный КПД
Мощность на выходном валу привода рассчитаем по формуле:
(3)
где F - cила, кН; V-линейная скорость, м/с
, кВт
(4)
Число оборотов двигателя определяют по формуле:
, (5)
где - число оборотов на конечном звене; - передаточное число червячного редуктора
Для червячного редуктора минимальными и максимальными стандартными передаточными числами являются = 16, = 50
[3, с. 54]. Используя ф. 3, можно определить диапазон чисел оборотов двигателя.
Итак, следует выбрать электродвигатель с частотой вращения вала в рассчитанных пределах: 768 об/мин ? nдв ? 2400 об/мин
Предварительно выбраны 2 стандартных электродвигателя (ГОСТ 19523 - 81), мощностью Р = 3,0 кВт, с различными частотами вращения валов на холостом ходу, входящих в полученный диапазон:
1. = 1500 об/мин 100S4
2. = 1000 об/мин 112МА6
2.2 Расчет передаточного числа редуктора
Для более удачного выбора электродвигателя необходимо найти отклонение передаточного числа редуктора от стандартного значения, выбранного по ГОСТ 2185 - 66
Определив передаточное число редуктора по формуле и согласовав полученное значение со стандартным, вычисляют отклонение передаточного числа по формуле . Результаты вычислений занесены в таблицу 2.
Таблица 2
Расчет передаточного числа редуктора
|
Параметры |
Обозначение |
1 |
2 |
|
|
Число оборотов двигателя на холостом ходу |
nхол ход, об/мин |
1500 |
1000 |
|
|
Число оборотов вала двигателя под нагрузкой |
nдв, об/мин |
1435 |
955 |
|
|
Передаточное число редуктора |
29,9 |
19,8 |
||
|
Ближайшее стандартное значение передаточного числа |
31,5 |
20 |
||
|
Отклонение от стандартного передаточного числа |
, % |
5,08 |
1 |
Т.к. одно полученное значение отклонений превышает [4%] выбираем электродвигатель с числом оборотов 1000, который обеспечит наименьшее отклонение передаточного числа редуктора от стандартного.
Итак, выбран электродвигатель 4А 112МА6 ГОСТ 19532 - 81, имеющий мощность Р=3,0 кВт.
Габаритные размеры: L Ч H Ч D = 452 Ч 310 Ч 260.
Диаметр хвостовика вала dдв. = 32 мм [3,с.391]
2.3 Расчет энергокинематических параметров редуктора
Под энергокинематическими параметрами понимают такие характеристики как мощность Р, число оборотов n, крутящий момент Т.
Мощность, подаваемая на валы, будет рассчитана по формулам через действительное значение мощности двигателя Рдв, а не по входной мощности, рассчитанной по усредненным значениям КПД элементов привода.
(6)
(7)
Остальные основные параметры редуктора рассчитаны по формулам:
Число оборотов первого и второго вала редуктора:
n1 = nдв
(8)
Крутящий момент первого и второго вала редуктора:
(9)
(10)
Диаметры валов вычислены по условию обеспечения их прочности на чистое кручение ,
где = 20 МПа [3, с. 373]
Отсюда получена зависимость для расчета диаметров валов редуктора
(11)
Результаты расчетов занесены в таблицу 3.
Таблица 3
Параметры редуктора
|
Валы |
Передаточное число |
Р, кВт |
n, об/мин |
Т, Нм |
dB, мм |
|
|
I |
2,93 |
955 |
29,45 |
19,6 |
||
|
II |
2,32 |
47,5 |
466,44 |
49,16 |
Округление диаметров валов по нормальным рядам чисел:
dВ1 = 20 мм.
dВ2 = 50 мм.
Следует отметить, что данный расчет валов - ориентировочный. Этот расчет произведен, исходя из условий прочности на кручение. В дальнейшем, эти значения могут быть увеличены.
2.4 Выбор соединительной упругой муфты
Выбор соединительной упругой втулочно-пальцевой муфты производят по ГОСТ 21424-75 в соответствии с диаметром вала электродвигателя dвалдв=32 мм, который определяют по таблице основных размеров электродвигателей. [3, с.277]
для вала электродвигателя выбрана полумуфта диаметром
dвал дв=32 мм, затем выбрана вторая полумуфта для входного вала редуктора, подобная полумуфте, выбранной для вала электродвигателя.
Необходимо выполнить следующее условие - диаметр вала двигателя и вала редуктора не должны отличаться более чем на 20%.
32 - 100%
Х - 20%
Х= 6,4 мм
Для удобства сборки диаметр вала редуктора должен быть в пределах
32 ± 6,4 мм
Выбираем диаметр вала редуктора dB = 28 мм, потому что это значение входит в данный диапазон, также оно подходит, исходя из условий прочности на кручение.
Итак, выбрана муфта упругая втулочно-пальцевая
МУВП 250-32-I.1-28-II.2 У3 ГОСТ 21424-75
В условном обозначении муфты:
T=250 Н·м - предельный вращающий момент, который способна передать муфта
32-I.1 - это диаметр вала электродвигателя dдв=32 мм, цилиндрической формы, длиной l = 80 мм;
28-II.2 - это диаметр хвостовика входного вала редуктора dдв=28 мм, конической формы, длиной l = 60 мм;
УЗ - это климатическое исполнение «Уральская зона».
Муфта допускает радиальное смещение осей соединяемых валов 0,3 мм и угловой перекос осей соединяемых валов 10.
Габаритный размер муфты D=140 мм.
3. Расчет червячной передачи
3.1 Выбор материалов для червяка и червячного колеса
Для обеспечения наименьших потерь мощности и наилучших условий приработки материалы червячной пары назначают антифрикционными: сталь-бронза или сталь-чугун [4, с.33]
Так как червяк испытывает большое число циклов нагружения, чем червячное колесо, а также из-за высоких требований к жесткости, его обычно изготавливают из стали. Данную передачу можно отнести к передачам большой мощности (передаваемая мощность более 1 кВт), следовательно материалом червяка выбираем сталь 40ХН с закалкой ТВЧ до твердости 55 HRC.
Материалы червячных колес условно могут быть разделены на 3 группы [4, с.33]
1 - оловянные бронзы, применяемые при скорости скольжения
VS> 5 м/с
2 - безоловянные бронзы и латуни, применяемые при скорости скольжения 2 м/с/ <VS< 5 м/с
3 - мягкие серые чугуны, применяемые при скорости скольжения
VS< 2 м/с
Поскольку выбор материала колеса определяется величиной скорости относительного скольжения (VS), то предварительно ее величину можно рассчитать по зависимости:
, (12)
где n1 - частота вращения колеса, об/мин;
Т2 - крутящий момент на валу червячного колеса, Нм;
VS - скорость скольжения, м/с.
Для начала необходимо воспользоваться формулой 12 и определить величину скорости скольжения.
Из таблицы 4.8 [3, c.66] выбирается материал червячного колеса: т.к.
VS< 5 м/с то можно выбрать бронзу Бр АЖ 9-4, отливка в кокиль. Механические свойства:
ув = 500 МПа
ут = 230 МПа
[уН]2= 300 - 25·VS (13)
[уН]2 = 300 - 25·3,32 = 217 Мпа
Допускаемое напряжение изгиба для зубьев червячного колеса определяют в зависимости от группы материала. Для данного материала:
[уF]2 = 0,25ут + 0,08у (14)
[уF]2 = 0,25·230 + 0,08·500 = 97,5 Мпа
Коэффициент СV учитывает интенсивность износа зубьев. Его выбирают в зависимости от скорости скольжения: [2, с.20]
СV = 0,95
3.2 Расчет основной геометрии передачи
Главной геометрической характеристикой червячной передачи является ее межосевое расстояние, а основной причиной разрушения червячной передачи - заедание, то есть местное сваривание (схватывание) зубьев колеса с витками червяка.
Материал зубьев червячного колеса обладает меньшей контактной прочностью нежели материал витков червяка, поэтому межосевое расстояние передачи определяют, исходя из контактной выносливости зубьев колеса.
Расчетные коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий КНв и КFв, при постоянной нагрузке на передачу:
КНв = КFв = 1. Коэффициенты KHV и KFV зависят от точности изготовления передачи и скорости относительного скольжения:
KHV=KFV = 1,4 при степени точности 8 [3, с.65]
Межосевое расстояние передачи [3, с.62]:
, (15)
где Т2 - крутящий момент на червячном колесе, Н·мм;
[уH]2- допускаемые контактные напряжения, МПа;
КН - расчетный коэффициент. КН = КНв ·KHV = 1·1,4 = 1,4
Теперь необходимо рассчитать межосевое расстояние по формуле. 15:
Рассчитанное значение межосевого расстояния следует округлить до ближайшего стандартного значения aw = 160 мм.
После округления межосевого расстояния по ГОСТ 2144 - 93 следует выбрать такие основные параметры передачи как:
Модуль m = 6,3 мм
коэффициент диаметра червяка q = 10
число заходов червяка z1 = 2
число зубьев колеса z2 = 40
коэффициент смещения червяка x1 = +0,397
передаточное число U = 20
Угол подъема винтовой линии определяется по формуле[2, с.37]:
(16)
Делительные диаметры червяка и червячного колеса вычисляют по зависимостям:
;
;
d1 = 6,3 · (10 + 2 · 0,397) = 68 мм
d2 = 6,3 · 40 = 252 мм
Для проверки правильности вычисления делительных диаметров червяка и колеса необходимо рассчитать межосевое расстояние передачи:
(17)
Вычисленное межосевое расстояние получилось равным стандартному значению без округления, это означает, что делительные диаметры рассчитаны правильно и можно продолжить расчет геометрических параметров червяка и колеса.
Расчет геометрии червячного колеса и червяка:
Диаметры вершин:
червяка - da1 = d1 + 2·mS (18)
da1= 68 + 2·6,3 = 80,6 мм;
колеса - da2 = d2 + 2·mS (19)
da2 = 252 + 2·6,3(1+0,397) = 269,6 мм.
Диаметры впадин:
червяка - df1 = d1 - 2,4·mS (20)
df1 = 68 - 2,4·6,3 = 52,88 мм;
колеса - df2 = d2 - 2(1,2 - x)·mS (21)
df2= 252 -2·6,3(1,2-0,397) = 241,88 мм.
Наибольший диаметр колеса:
(22)
Ширину зубчатого венца колеса вычисляют по формуле:
b2 = 0,75·da1 (23)
b2= 0,75·80,6 = 60,5 мм, принимаем b2 =63 мм
Длину нарезанной части червяка с числом захода z1 = 2:
b1 ? (11 + 0,06·z2)·mS (24)
b1 ? (11 + 0,06·40)·6,3 = 84,4 мм.
Значение длины нарезанной части червяка округлено по нормальным рядам чисел согласно ГОСТ 6636-69 до величины bW = 85 мм.
3.3 Уточнение степени точности изготовления передачи и коэффициентов
Окружные скорости червяка и колеса вычисляются по зависимостям:
(25)
(26)
Скорость относительного движения в передаче [2, с.38]
(27)
В зависимости от величины скорости скольжения уточняют степень точности изготовления передачи (для VS = 3,45 м/с степень точности = 8). Что совпадает с ранее назначенной
Коэффициент нагрузки КНV зависит от точности изготовления передачи и скорости относительного скольжения [3, с. 65]:
КHV = 1,4 при 8-ой степени точности
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий определяется по формуле [3, с. 64]
КНв = 1,0 при постоянной нагрузке на передачу
3.4 Проверка контактной прочности зубьев колеса
Поскольку поверхностная прочность зубьев колеса ниже, чем витков червяка, то проверять следует зубья по зависимости: уН ? уНР2 [2, с. 37], где расчетное напряжение:
, (28)
где Т2 - крутящий момент на червячном колесе, Н·мм;
уН - контактные напряжения, МПа;
d1 и d2 -делительные диаметры колеса и червяка, мм
Воспользовавшись формулой можно рассчитать поверхностную прочность зубьев:
187 МПа <[217 МПа]
Это неравенство показывает, что условие контактной прочности выполняется.
Запас прочности составляет:
(29)
; 13,8 ? 15%
Контактные напряжения не превышают допускаемые. Это доказывает правильность выбора материала для червячного колеса и межосевого расстояния.
3.5 Расчет на изгибную прочность
Червячное колесо - это косозубое цилиндрическое колесо, имеющее вогнутый зубчатый венец и наклон зубьев под углом, равным углу подъема витков червяка.
Благодаря вогнутой форме зубчатого венца червячного колеса, прочность ножки зуба по напряжениям изгиба, в среднем, на 20 - 40% выше, чем зуба цилиндрического косозубого колеса.
Для проверки зубьев червячного колеса предварительно надлежит уточнить расчетные коэффициенты нагрузки и вычислить эквивалентное число зубьев колеса:
(30)
Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса [4, с. 39]: YF = 1,48
Проверочный расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять по зависимости:
, (31)
где Т2 - в Н·мм; уF2, [уF]2 - в МПа; bW, m - в мм; КF = 1,4;
Тогда напряжение изгиба будет равно:
Расчетное значение не должно превышать допускаемое, т.е.:
уF2 ? уFP2
11,6 МПа <[97,5 МПа]
Запас прочности составляет:
(32)
Запас изгибной прочности в 88% не требует корректировки, т.к. основной расчет ведется по контактным напряжениям.
3.6 Определение сил в зацеплении
Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов червячной передачи силу нормального давления на зуб колеса Fn2 можно разложить на 3 составляющие:
Ft2 - окружную силу
Fr2 - радиальную силу
Fa2 - осевую силу
|Ft2|=|- Fa1|
| Fr2|=|- Fr1|
| Fa2|=|- Ft1|
Окружная сила, действующая на виток червяка определяется по формуле:
(33)
Окружная сила, действующая на зуб колеса определяется по формуле:
(34)
Радиальная сила, действующая на зуб колеса определяется по формуле:
(35)
4. Конструирование узла первого вала
4.1 Выбор подшипников для опор первого вала
Тип подшипника принято выбирать в зависимости от вида нагрузок на опору вала. Следует выбрать конический однорядный роликоподшипник, т.к. на вал червяка действуют значительные осевые нагрузки.
Размеры подшипника выбираем по диаметру хвостовика:
dхв = 28 мм
Предварительно выбран подшипник лёгкой серии № 7509, имеющий следующие параметры [3, с.403]:
Угол контакта б = 160
Внутренний посадочный диаметр d = 45 мм,
Наружный посадочный диаметр D = 85 мм,
Ширина подшипника в сборе T = 24,75 мм,
Ширина внутреннего кольца B = 23,5 мм,
Ширина внешнего кольца с = 20 мм,
Фаска внутреннего кольца r = 2 мм,
Фаска внешнего кольца r1 = 0,8 мм,
Динамическая грузоподъемность C = 60 кН,
Статическая грузоподъемность C0 = 46 кН,
Коэффициент осевого нагружения e = 0,42,
Коэффициент осевой нагрузки при вращении Y = 1,44.
4.2 Расчетная схема узла первого вала
Для начала, необходимо определиться с количеством подшипников. Допускаемое расстояние между опорами червяка для его установки на двух подшипниках:
(36)
В этом случае вал устанавливается на двух конических однорядных подшипниках (установка - враспор).
Для расчета подшипника на долговечность необходимо определить реакции опор, направления которых указаны на рис. 2.
рис. 3 Реакции опор
Конструкция роликоподшипника такова, что суммарная реакция подшипника раскладывается на осевую составляющую S и радиальную Т (рис.3)
рис. 4 Распределение реакций в роликоподшипнике
Теперь можно приступать к расчету опорных реакций. Силы в зацеплении уже рассчитаны.
Определение опорных реакций от Fr1:
Rr1= Rr2=0,5·Fr1=0,5·1,3 = 0,65 Кн (37)
Определение опорных реакций от Ft1:
Rt1= Rt2=0,5·Ft1=0,5·0,87 =0,44 кН (38)
Определение опорных реакций от Fa1:
кН (39)
Суммарные реакции в опорах подшипниках определяются по формуле, составленной исходя из схемы зацепления (рис. 2) - векторное сложение трех составляющих сил:
Rt1 - опорная реакция от окружной силы Ft
Rr1 - опорная реакция от радиальной силы Fr
Ra1 - опорная реакция от осевой силы Fa
(40)
(42)
Осевая нагрузка [3, с.216]:
S1 = 0,83·e·RУ1 = 0,83·0,42·1,11 = 0,39 кН (43)
S2 = 0,83·e·RУ2 = 0,83·0,42·0,51= 0,18 кН (44)
Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников [3, C.216] рассчитываются, исходя из направления действий сил и опорных реакций (рис. 4)
рис. 5 Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках
Полная осевая сила, действующая на подшипник опоры 1:
Pa1 = S1= 0,39 кН (45)
Полная осевая сила, действующая на подшипник опоры 2:
Pa2 = Fa1 + S2 = 3,7 + 0,18 = 3,88 кН (46)
4.3 Расчет подшипников на долговечность
Проверочный расчет подшипников на долговечность принято выполнять по условию [3, c.211]:
(47)
где n1 - частота вращения вала
с - грузоподъемность подшипника
PЭ - эквивалентная нагрузка на опору
m- показатель степени (m = 10/3 для роликовых)
[Lh] - допускаемая долговечность (10000 час.) [3, c. 220].
Выбор формулы, по которой определяется эквивалентная нагрузка, производится по соотношению [3, c.212]:
(48)
Для опоры 2:
(49)
3,5 0,42, значит
Pэ = (X·V·RУ + Y·Pa)KТ·KБ, (50)
где Х, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки на опору;
V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V = 1 при вращении внутреннего кольца;
КБ- коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки;
КТ - коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника
Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:
X = 0,4
Y = 1,44
Коэффициент безопасности КБ выбираем по табл. 9.19 [3, c.214]:
Для 8-й степени точности КБ = 1,5
Выбираем коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника по табл. 9.20 [3, c. 214]:
Для t0 до 1250 КТ = 1
После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 2:
PЭ2 = (X·V·RУ2 + Y·Pa2) KТ·KБ = (0,4·1·0,51 + 1,44·3,88)·1,5 = 8,7 Н
Для опоры 1:
0,35 0,42, значит
РЭ = X·V·RУ·KТ·KБ (51)
Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:
X = 0,4, Y = 1,44
После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 1:
РЭ1 = X·V·RУ1·KТ·KБ = 0,4·1·1,11·1,5 = 0,67 кН
Проверочный расчет подшипников на долговечность принято выполнять для опоры, эквивалентная нагрузка на которую больше (опора 2):
Условие долговечности:
Lh> [Lh]
10826 час>[10000 час]
Подшипник выбран правильно.
4.4 Выбор шпонки
Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d = 28 мм) по табл. 8.9 [3, c. 169].
Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:
Ширина b = 8 мм,
Высота h = 7 мм,
Фаска S = 0,25 мм,
Глубина паза вала t1 = 4 мм,
Глубина паза втулки t2 = 3,3 мм.
Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):
усм<[усм]
[усм] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [3, с.175].
Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]:
(52)
где d - диаметр вала;
Т1 - крутящий момент, Н·мм;
l - рабочая длина шпонки, мм
К - глубина врезания шпонки в ступицу, К = 0,4h = 0,4·7 = 2,8 мм.
Напряжение смятия:
15 МПа <[100 МПа]
Полученное значение усм удовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.
4.5 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Вал имеет девять сечений с концентраторами напряжений (см. компоновку). Наиболее опасными являются сечения: А-А - самое ослабленное, Б-Б - самое нагруженное.
Условие обеспечения усталостной прочности:
S ? [S],
где S - расчетный (фактический) коэффициент запаса прочности вала в проверяемом сечении;
[S] - минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности; [S] = 1,5... 2,5 [3, с. 315].
Расчет выполняем при двух допущениях:
1) напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, для которого:
уа = уmax = MУ / Wx и уm = 0; (53)
2) напряжения кручения - по отнулевому циклу, для которого:
фm= фa = 0,5фmax = 0,5T1/Wс (54)
Материал вала сталь 40ХН,
Термообработка - улучшение
Механические характеристики червяка [3, с.34]:
Диаметр вершин витков червяка da1 = 80,6 мм
Предел прочности ув = 930 МПа
Предел текучести ут = 690 МПа
Средняя твердость НВ = 280
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
у-1 = 0,43ув =0,43•930 = 400 МПа [3, с.311]
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
ф-1 = 0,58у-1 = 0,58•400 = 232 МПа [3, c.311]
Сечение А - А (см.компоновку). Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываю на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности [3, с.311]
(55)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
фV = фm = фmax/2 = T1/2Wк нетто, (56)
Wк нетто - полярный момент сопротивления сечения вала.
Среднее напряжение равно:
фV = фm = 0,5·29,45·103/3979= 3,7 Мпа
Эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении kr [3, c.165] и масштабный фактор для касательных напряжений еф [3, c.166]:
kф = 1,9
еф = 0,77
Коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения [3, с.166]:
шф = 0,1
После выбора коэффициентов определяю коэффициент запаса прочности:
S> [S]
24,4 >[2,5]
Сечение Б - Б (см. компоновку):
Нагрузкой является крутящий и максимальный изгибающий моменты. Концентратор напряжения - витки червяка.
Расчетный диаметр df1 = 52,88 мм (диаметр впадин витков червяка)
Расчетный момент:
(57)
Условие прочности [3, с.312]
(58)
гдеSу, Sф - коэффициенты запаса прочности вала при действии напряжений изгиба и кручения, соответственно.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [3, с.312]:
(59)
где kу- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,
kу = 1,7 [3, с.166];
еу - масштабный фактор для нормальных напряжений еу = 0,77 [3, с.166];
Mmax - максимальный изгибающий момент,
(60)
142,4 м кН
уv - амплитуда цикла нормальных напряжений
(61)
Wx - осевой момент сопротивления
(62)
шу - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, шу = 0,1 [3, с.166].
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений уm=0, т.к. напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу;
Тогда амплитуда нормальных напряжений будет равна
Тогда коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения [3, с.311]:
(63)
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
фV = фm = фmax/2 = T1/2Wк нетто, (64)
где Т1 - крутящий момент на первом валу
Wк нетто- полярный момент сопротивления сечения вала.
Теперь можно найти амплитуду и среднее напряжение отнулевого цикла:
Принимаю [3, с.166]:
kф - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, kф = 2,65
еф - масштабный фактор для касательных напряжений, еф = 0,7.
шф - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения, шф=0,1 [3, с.166].
Тогда коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения:
Тогда коэффициент запаса прочности равен:
Условие прочности:
S> [S]
18,3 >[2,5],
т.е. результирующий коэффициент запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.
Вывод: вал в сечении Б-Б прочный.
Такой большой запас прочности объясняется выбором прочного материала для изготовления червяка и большим размером диаметра впадин df1.
По этой причине проверять прочность в остальных сечениях нет необходимости.
4.6 Проверочный расчет червяка на жесткость
Условие жесткости [3, с.383]:
f? [f]
Проверим стрелу прогиба червяка.
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка:
Стрела прогиба
(65)
Допускаемый прогиб [3, с.383]:
[f] = (0,005…0,01)m = (0,005…0,01)6,3 = 0,0315…0,063 мм
Таким образом, жесткость обеспечена, так как
0,012 мм <[f]
5. Конструирование узла второго вала
5.1 Выбор подшипников для опор второго вала
Тип подшипника принято выбирать в зависимости от вида нагрузок на опоры вала. Следует выбрать шарикоподшипник радиально-упорный, т.к. на вал червячного колеса действуют осевые нагрузки.
Размеры подшипника выбраны по каталогу в зависимости от рассчитанного внутреннего посадочного диаметра d2.
dпк = d2+5 = 50+5 = 55 мм
Предварительно выбран подшипник легкой узкой серии № 36217, имеющий следующие параметры [3, с.399]:
Угол контакта б = 180
Внутренний посадочный диаметр d = 55 мм,
Наружный посадочный диаметр D = 100 мм,
Ширина подшипника в сборе T = 22,75 мм,
Ширина внутреннего кольца B = 21 мм,
Фаска внутреннего кольца r = 2,5 мм,
Фаска внешнего кольца r1 = 0,8 мм,
Динамическая грузоподъемность C = 65 кН,
Статическая грузоподъемность C0 = 46 кН.
Ширина внешнего кольца с = 18 мм,
Коэффициент осевого нагружения e = 0,41,
Коэффициент осевой нагрузки при вращении Y = 1,46.
5.2 Расчетная схема узла второго вала
Для начала, необходимо определиться с количеством подшипников. Вал червячного колеса устанавливается на два подшипника с расстоянием между опорами - lП.
Примем lП = 215 мм.
Для расчета подшипника на долговечность необходимо определить реакции опор, направления которых указаны на рис. 5.
рис. 6 Реакции опор
Для вала червячного колеса примем подшипники шариковые радиально-упорные (установка - враспор).
Конструкция этих подшипников такова, что суммарная реакция подшипника раскладывается на осевую составляющую S и радиальную Т (рис.6)
Рис. 7 Распределение реакций в шарикоподшипнике
Также конструкция этого подшипника обеспечивает смещение точки приложения опорных реактивных сил относительно торцов на величину a [4, с.111]:
Расстояние между опорами с учетом a будет равно:
L = lП - 2a = 215-2·23 = 169 мм
Теперь можно приступать к расчету опорных реакций. Силы в зацеплении уже рассчитаны.
Определение опорных реакций от Fr2:
Rr1= Rr2=0,5·Fr2=0,5·1223,5 = 611,75Н
Определение опорных реакций от Ft1:
Rt1= Rt2=0,5·Ft2=0,5·3702=1851Н
Определение опорных реакций от Fa1:
Суммарные реакции в опорах подшипниках определяются по формуле, составленной исходя из схемы зацепления (рис. 4) - векторное сложение трех составляющих сил:
Rt1 - опорная реакция от окружной силы Ft
Rr1 - опорная реакция от радиальной силы Fr
Ra1 - опорная реакция от осевой силы Fa
Осевая нагрузка [3, с.216]:
S1 = e·RУ1 =0,41·1851 = 759 Н
S2= e·RУ2 =0,41·2238 = 918 Н
Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта б = 120 величину е определяют по формуле [3, с.215]:
(66)
e = 0,41
Осевые составляющие радиальных реакций конических роликоподшипников [3, C.216] рассчитываются, исходя из направления действий сил и опорных реакций (рис. 7)
Рис. 8 Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках
Полная осевая сила, действующая на подшипник опоры 1:
Pa1 = S2 = 918 Н
Полная осевая сила, действующая на подшипник опоры 2:
Pa2 = S1+ Fa= 759+866= 1625 Н
5.3 Расчет подшипников на долговечность
Проверочный расчет подшипников опоры второго вала на долговечность выполняем по условию [3, c.211]:
где n2 - частота вращения второго вала
с - грузоподъемность подшипника
PЭ - эквивалентная нагрузка на опору
m- показатель степени (m = 3 для шарико - подшипников)
[Lh] - допускаемая долговечность (10000 час.)
Выбор формулы, по которой определяется эквивалентная нагрузка, производится по соотношению [3, c.212]:
Для опоры 2:
1 > 0,41, значит
Pэ = (X·V·RУ1 + Y·Pa) KТ·KБ,
где Х, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки на опору;
V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника; V = 1 при вращении внутреннего кольца;
КБ - коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки;
КТ - коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника
Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:
X = 0,45
Y = 1,13
Коэффициент безопасности КБ выбираем по табл. 9.19 [3, c.214]:
Для 8-й степени точности КБ = 1,5
Выбираем коэффициент, учитывающий влияние температуры на работоспособность подшипника по табл. 9.20 [3, c. 214]:
Для t0до 1250 КТ = 1
После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 1:
PЭ2 = (X·V·RУ1 + Y·Pa1)KТ·KБ = (0,45·1·1851 + 1,13·1525)·1,5 = 3834 Н
Для опоры 1:
0,7 0,41, значит
РЭ = X·V·RУ·KТ·KБ
Выбираем значения коэффициентов радиальной и осевой опорной реакции по таблице 9.18 [3, c.212]:
X = 1, Y = 0
После выбора коэффициентов можно найти эквивалентную нагрузку на опору 2:
РЭ1 = X·V·RУ2·KТ·KБ = 1·1·2238·1,5 = 3357 Н
Проверочный расчет подшипников на долговечность принято выполнять для опоры, эквивалентная нагрузка на которую больше (опора 2):
Условие долговечности:
Lh> [Lh]
25226 час > [10000 час]
Подшипник выбран правильно.
5.4 Выбор шпонки
Шпонку выбираю в зависимости от диаметра хвостовика (d = 50 мм) по табл. 8.9 [3, c. 169].
Шпонка призматическая с плоскими торцами. Параметры:
Ширина b = 16 мм,
Высота h = 10 мм,
Фаска S = 0,3 мм,
Глубина паза вала t1 = 6 мм,
Глубина паза втулки t2 = 4,3 мм.
Проверяем шпонку на смятие ее боковых граней (по рабочей длине):
усм<[усм]
[усм] = 100 МПа, при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [3, с.175].
Напряжение смятия определяется по формуле [3, с.170]:
Где d - диаметр вала;
Т2 - крутящий момент, Н·мм;
l - рабочая длина шпонки, мм
К - глубина врезания шпонки в ступицу, К = 0,4h = 0,4·10 = 4 мм.
Напряжение смятия:
Условие прочности:
усм<[усм]
83,3 МПа <[100 МПа]
Полученное значение усм удовлетворяет условию прочности, следовательно, достаточно одной шпонки для передачи крутящего момента.
5.5 Проверочный расчет вала на усталостную прочность
Проверочный расчет второго вала производится аналогично расчету первого вала (пункт 4.5).
Опасные сечения:
- самое ослабленное
- самое нагруженное
Материал вала червячного колеса - сталь 45
Термообработка - улучшение
Механические характеристики червяка [3, с.34]:
Предел прочности ув = 780 МПа
Предел текучести ут = 440 МПа
Средняя твердость НВ = 230
Расчет опасных сечений
Таблица 4
|
Сечения |
||
|
Самое ослабленное |
Самое нагруженное |
|
у-1 = 335 МПа [3, c.311]ф-1 = 195 МПа [3, c.311]Wк нетто = 3478 мм3[3, 165]фV = фm = 4,23 МПа[3, c.166]kф = 2,55[3, c.166]еф = 0,7 [3, c.166]шф= 0,1 [3, c.166]S = Sф = 12,32 [3, c.164] |
MF2 = 623100 Н·ммеу = 0,82 [3, c.166]kу = 1,65 [3, c.166]шу = 0,1 [3, c.166]Wк нетто = 2777215 мм3уv = уm = 0,16 МПафV = фm = 0,08 МПа [3, c.166]kф = 2,55 [3, c.166]еф = 0,7 [3, c.166]шф= 0,1 [3, c.166]Sф = 67 [3, c.164]S = 3,2 |
Условие прочности:
Сечение А - А Сечение Б - Б
S > [S] S > [S]
12,32 >[2,5] 3,2 >[2,5]
Т.е. результирующий коэффициент запаса прочности больше допускаемого коэффициента запаса прочности.
5.6 Конструирование червячного колеса
Червячное колесо изготавливается составным способом (рис.8, а): венец - бронзовый, центр - чугунный. Венец соединен с центром посадкой с натягом. На наружной поверхности центра предусматривается буртик. Во избежание смещения венца относительно центра на стыке установлены 4 винта (рис. 8,б).
Рис. 9 Червячные колеса: а) с напрессованным венцом; б) с фиксацией напрессованного венца винтом
Размеры, приведенные на рисунке 8 [3, с.235]:
Толщина диска: С = 0,25 ·b2 (67)
С = 0,25 · 63 = 15,75 мм
Толщина обода: д1 = д2 = 2m (68)
д1= 2 · 6,3 = 12 мм
Наружный диаметр ступицы: dСТ = 1,8dВ (69)
dСТ = 1,8 · 50 = 90 мм
Длина ступицы: lСТ = 1,4dВ (70)
lСТ = 1,4 ·50 = 70 мм
Диаметр винта: dВИНТ = 1,4m (71)
dВИНТ = 1,4 · 6,3 = 8 мм
Длина отверстия под винт: lВИНТ = 0,4b2 (72)
lВИНТ = 0,3 · 63 = 19 мм
Величина фаски: f = 0,2dВИНТ (73)
f = 0,2 · 8 = 4 мм
Отверстия на диске: d0 = 30 мм, n = 6
6. Конструирование корпуса
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Способ изготовления - литье из чугуна СЧ 15 [5, с.210]
Величины основных элементов корпуса из чугуна определяются по формулам [3, с.241]:
Толщина стенки корпуса:
(74)
Толщина крышки редуктора:
(75)
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
(76)
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
(77)
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:
(78)
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышки:
(79)
(80)
Толщина ребер основания корпуса:
Толщина ребер крышки:
Диаметр фундаментных болтов:
(81)
Диаметр болтов у подшипников:
(82)
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:
(83)
Корпуса червячных редукторов с aw> 140 мм. может быть выполнен разъемным [5, с.210].
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными, и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов, подшипниковые бобышки и ребра внутри, стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах, крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные, фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса
В своем проекте я создаю корпус с уменьшенным числом выступающих элементов. Фундаментный фланец выполнен в виде ниши (рис. 9). Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора.
Рис. 10 Конструкция угловой ниши фундаментного фланца
Фланец подшипниковой бобышки и основания корпуса (рис. 10) предназначен для соединения крышки и основания разъемных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов на продольных длинных сторонах корпуса: в крышке - наружу от стенки корпуса, в основании - внутрь от стенки [5, с.220].
Рис. 11 Конструкция фланца подшипниковой бобышки
Стяжные подшипниковые винты устанавливают так, чтобы расстояние между стенками отверстий под болты и отверстием под выступ торцевой врезной крышки было не больше 5 мм [5, 220].
В разъемных корпусах при сравнительно небольших продольных сторонах фланец, высотой h2 (подшипниковой бобышки) выполняют одинаковым по всей длине; также можно принять диаметры стяжных болтов по поясу редуктора и болтов фланца подшипниковой бобышки равного диаметра [5, с.220], т.е.: d2 =d3 = 14 мм
7. Выбор смазочных материалов и системы смазывания
В зацеплении червячных передач при окружной скорости червяка до V? 10 м/с применяют кратерное смазывание. Оно осуществляется окунанием червячных колес в масло, заливаемое внутрь [3, с.250].
Рекомендуемые значения вязкости масла для смазывания червячных передач при 500 C при окружной скорости червячного колеса V= 3,45 м/с и при контактных напряжениях уН = 198,2 МПа - 34 · 10-6 м2/с
Для смазывания применяем индустриальное масло И-30А, кинематическая вязкость которого при 50 0С - 28-33 · 10-6 м2/с
При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5 - 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности [3, с.251]:
V = (0,5…0,8)P1 (84)
Vmin = 0,5·2,93 = 1,5 л
Vmax = 0,7·2,93 = 2,05 л
Для расчета уровней масла необходимо определить площадь основания редуктора. Площадь рассчитана с учетом угловых ниш:
Аосн = 0,56 м2
(85)
(86)
8. Тепловой расчет
При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.
Условие работы редуктора без перегрева [3, с.256]:
(87)
где tВ - температура окружающего воздуха (tВ = 200)
РЧ - мощность на валу червяка (РЧ = 2,93 · 103 Вт)
tМ - температура масла, 0С
з - КПД редуктора (з = 0,85)
Кt - коэффициент теплопередачи (Кt = 17 Вт/м2·0C)
A - площадь теплоотдающей поверхности редуктора, м2
[Дt] - допускаемый перепад температур между маслом и окружающим воздухом (для редуктора с верхним расположением червяка [Дt] = 40 0С)
Тогда:
Отсюда:
Условие работы редуктора без перегрева:
Дt<[Дt]
34,40<[400]
Вывод: условие работы редуктора без перегрева выполняется, т.е. перепад температур между маслом и окружающим воздухом не превышает допустимый. Увеличивать теплоотдающую поверхность охлаждающими ребрами не требуется.
Литература
1.Н.Г. Новгородова. Методические рекомендации и типовые задания на курсовое проектирование по дисциплинам «Детали машин», «Теоретическая и прикладная механика», «Техническая механика» для студентов всех форм обучения специальности 030500. Профессиональное обучение. Екатеринбург: Изд-во Рос.гос.проф.-пед. ун-та, 2002. 44 с. (№ 2289)
2.Н.Г. Новгородова, Л.А. Инжеватова. Методические указания к расчету зубчатых и червячных передач по дисциплинам «Детали машин», «Техническая механика» и «Теоретическая и прикладная механика». Екатеринбург: Изд-во Рос. гос. проф.- пед. ун-та, 2003. 22 с. (№ 3087)
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. И доп. М: Машиностроение, 1988. 416 с.: ил.
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. Техн. Спец. Вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. 8-е изд., перераб. И доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 419 с.
5. ШейнблитА.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие для техникумов. М.: Высш. шк., 1991. 412 с.: ил.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач редуктора. Выбор сорта масла и его объема. Проверочный расчет выходного вала редуктора на усталостную прочность, подшипников.
курсовая работа [987,4 K], добавлен 26.01.2011Выбор схемы привода передвижения тележки. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. Расчет ступеней редуктора.
курсовая работа [343,1 K], добавлен 17.06.2013Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной ступени привода. Подбор и проверочный расчет шпонок. Выбор масла, смазочных устройств. Проектный и проверочный расчет валов редуктора.
курсовая работа [2,4 M], добавлен 13.05.2009Расчет механизма передвижения тележки, выбор электродвигателя MTF-012-6. Определение кинематических и силовых характеристик привода, расчет зубчатой передачи. Подбор шпонок и муфт. Проверка подшипников на долговечность. Уточненный расчет вала приводного.
дипломная работа [1,4 M], добавлен 09.06.2014Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. Выбор материалов зубчатых колес и контактных напряжений. Проверочный расчет передачи. Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала. Расчет элементов корпуса редуктора.
курсовая работа [126,0 K], добавлен 07.02.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчеты привода. Расчет передач редуктора. Силы в цепной передаче и требования монтажа. Выбор типов подшипников и схем их установки. Определение диаметров тихоходного вала. Расчет приводного вала на прочность.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 13.09.2013Кинематическая схема механизма и выбор электродвигателя. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала. Проектный и проверочный расчет конической передачи редуктора и определение диаметров валов. Выбор подшипников.
курсовая работа [365,1 K], добавлен 27.02.2009Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. Проектный и проверочный расчёт передачи. Проектный расчёт вала и выбор подшипников. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений. Смазывание редуктора.
курсовая работа [222,1 K], добавлен 15.11.2008Кинематический и силовой расчет. Выбор и расчет частоты вращения вала электродвигателя. Выбор материала и режима термической обработки для червяка. Расчет допустимых контактных напряжений. Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность.
дипломная работа [131,0 K], добавлен 08.01.2010Энергетический и кинематический расчеты привода. Расчет редуктора. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет геометрии передачи тихоходной ступени. Проверочный расчет тихоходного вала. Смазка редуктора. Выбор муфт.
курсовая работа [64,4 K], добавлен 01.09.2010Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009Проектный расчет валов редуктора и межосевого расстояния. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса. Проектировочный и проверочный расчет передачи. Расчет червяка на жесткость и прочность. Выбор смазки редуктора, уплотнительных устройств, муфты.
курсовая работа [223,5 K], добавлен 16.01.2011Определение передаточного числа механизма и требуемой мощности электродвигателя, подбор редуктора. Расчет стопорного двухколодочного и спускного дискового тормозов. Выбор и расчет параметров резьбы. Проверка условия отсутствия самоторможения механизма.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 07.09.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010Выбор электродвигателя, определение его требуемой мощности. Расчет цилиндрических зубчатых передач и валов на прочность и жесткость. Подшипники качения, шпонки, проверочный расчет их на прочность. Стандартная муфта, смазка деталей и узлов привода.
контрольная работа [1,7 M], добавлен 10.01.2013Проектные и проверочные расчеты закрытых передач привода. Расчет клиноременной передачи. Проектировочный расчет валов. Подбор и расчет подшипников, шпонок. Проверочный расчет ведомого вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор способа смазки.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 16.07.2009Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Силы в зацеплении зубчатых колес. Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи. Расчет валов, выбор подшипников качения. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.
курсовая работа [92,8 K], добавлен 01.09.2010Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011Общие сведения о литейных кранах мостового типа. Проект механизма подъема груза; выбор кинематической схемы, крановой подвески, каната. Расчет двигателя, передачи, муфты, тормоза. Проверка двигателя механизма передвижения тележки на разгон и торможение.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 26.06.2014
