Автор работы: Пользователь скрыл имя, 02 Декабря 2013 в 23:20, курсовая работа
Метою даного курсового проекту є розрахунок технічних параметрів і характеристика одноступінчатого черв’ячного редуктора, що являється приводним підйомником що гойдається.
Черв’ячний редуктор виконує функцію тихохідної ступені. Він призначений для передачі обертального руху зі зміною його напряму та зменшення частоти обертання веденого валу. В якості швидкохідного валу є черв’як, який і сприймає крутний момент від електродвигуна за допомогою пасової передачі.
Вступ 4
1 Вибір електродвигуна. Визначення силових та кінематичних характеристик приводу 5
1.2 Вибір матеріалу. Визначення допустимих напружень 9
1.3 Визначення параметрів черв’ячної передачі 11
1.4 Перевірочний розрахунок черв’ячної передачі 14
1.5 Проектувальні розрахунки валів 16
1.6 Ескізна компоновка редуктора 18
1.7 Розрахунок пасової передачі 19
1.8 Добирання та перевірочні розрахунки підшипників кочення 22
1.9 Призначення посадки підшипників кочення 30
1.10 Посадки основних деталей редуктора 31
1.11 Добирання шпонкового з’єднання 31
1.12 Перевірні розрахунки веденого валу 32
1.13 Змащування черв’ячної передачі 36
1.14 Тепловий розрахунок редуктора 37
1.15 Добирання та розрахунки муфти 37
Література 38
тихохідного валів.
(67)
(68)
Приймаємо:
1.5.4 Знаходимо діаметри ступенів валу під підшипники.
(69)
(70) [1.с.109.т.10.9]
де: t – висота буртика;
Приймаємо значення із стандартного ряду:
1.5.5 Знаходимо довжину другої ступені швидкохідного та тихохідного
валів.
(71) [1.с.109.т.10.9]
(72) [1.с.109.т.10.9]
Приймаємо значення із стандартного ряду:
1.5.6 Знаходимо розміри посадкової ступені швидкохідного валу під
шестерню і тихохідного валу під колесо.
(73) [1.с.109.т.10.9]
(74) [1.с.109.т.10.9]
де: r – коефіцієнт фаски підшипника;
Приймаємо значення із стандартного ряду:
1.5.7 Визначаємо довжину ступені під колесо і шестерню.
Знаходимо за ескізною компоновкою.
1.6 Ескізна компоновка редуктора.
Попередньо обираємо
Обираємо типорозмір підшипників відносно величини діаметра d внутрішнього кільця, що дорівнює кінцям діаметрів d2 четвертого ступеня валу.
В якості опор черв’яка обираємо шарикові радіально-упорні підшипники
серії;
46307 –D=80 мм; B=21 мм; r=2,5 мм; d=35мм;С=33400 Н; Со=25200 Н
В якості опор веденого валу обираємо шарикові радіально-упорні
підшипники серії;
7212 –D=110 мм; B=7,4 мм; T=23,75 мм; d=60 мм; c=19 мм; С=72200 Н;
Со=58400 Н.
1.6.1 Ескізна компоновка редуктора.
1.7 Розрахунки пасової передачі.
1.7.1 Обираємо перетин колеса.
Обираємо клиновий пас типу К .
1.7.2 Визначаємо діаметр веденого шківа.
(75)
де: – коефіцієнт ковзання, .
Приймаємо:
1.7.3 Визначаємо фактичне передатне число та порівнюємо його
відхилення відносно заданого.
(76)
(77) [1.c.85]
∆u- відповідає умові
1.7.4 Визначаємо попередні значення міжосьової відстані.
(78) [3.c.85]
1.7.5 Визначаємо розрахункову довжину пасу.
(79) [2.c.114]
Приймаємо згідно стандартного ряду:
1.7.6 Уточнюємо значення міжосьової відстані.
(80) [2.c.114]
1.7.7 Визначаємо величину кута обхвату пасом ведучого шківа.
(81) [2.c.114]
1.7.8 Визначаємо швидкість пасу.
(82) [3.c.85]
1.7.9 Визначення частоти пробігу пасу.
(83) [3.c.85]
1.7.10 Визначення допустимої потужності, яка передається
поліклиновим пасом з 10 клинцями.
(84) [3.c.87]
де: – допустима приведена потужність, що передається
одним клиновим пасом;
Ср=0,9 – коефіцієнт динамічного навантаження;
Сα =0,89 – коефіцієнт кута обхвату α на меншому шківі;
Сl=1 – коефіцієнт впливу відношення розрахункової довжини пасу;
Сz=0,95 – коефіцієнт числа пасів у комплекті клинопасової передачі.
1.7.11 Визначаємо потрібну кількості клинів поліклинового паса.
(85)
Приймаємо:
1.7.12 Визначаємо силу попереднього натягу пасу.
(86) , [3.c.87]
1.7.13 Визначаємо колову силу, що передається клиновими пасами.
(87) [3.c.88]
1.7.14 Визначення сили натягу ведучої та веденої гілок пасу
(88)
[3.c.88]
1.7.15 Визначення сили тиску на вал.
(89) [3.c.88]
1.7.16 Перевіряємо міцність пасу за максимальними напруженнями.
(90) [2.c.112]
де -напружуння розтягу:
-напруження згинання:
(91) [2.c.112]
Напруження від відцентрових сил.
(92) [3.c.81]
де: р=1250 кг/см3 –густина матеріалу.
–модуль повздовжньої пружності при згинанні;
– площа перетину мм2.
Пас відповідає умові міцності σmax≤[σ]р
1.8 Добирання та перевірочні розрахуноки підшипників кочення.
1.8.1. Визначаємо напрямок зусиль у зачепленні передачі.
Визначаємо зусилля в зачепленні:
колова:
- на черв’яку:
(93) [1, с. 205]
- на колесі:
(94)
Схема навантаження валів черв’ячного редуктора.
де – крутні моменти на бистрохідному та
тихохідному валах редуктора;
– ділильні діаметри черв’яка і колеса передачі;
радіальна:
- на черв’яку:
(95)
- на колесі:
(96) [1, с. 205]
де =20 ;
осьова:
- на черв’яку:
(97) [1, с. 205]
- на колесі:
(98) [1, с. 205]
1.8.2 Добираємо підшипники валу черв’яка.
В якості опор бистрохідного валу приймаємо підшипники шарикові
радіально – упорні середньої серії типу 46307.
Розміри підшипника:
d = 35 мм – діаметр внутрішнього кільця;
D = 80 мм – діаметр зовнішнього кільця;
B = 21 мм – ширина підшипника;
Вантажопідйомність :
С = 33400 кН динамічна;
С = 25200 кН статична.
Силова схема ведучого вала.
Знаходимо відстань зміцнення точок прикладання опорних реакцій:
1.8.3 Визначаємо радіальні реакції підшипників.
Складаємо рівняння рівноваги:
Складаємо рівняння для перевірки обчислених значень:
Обчислюємо величину сумарних радіальних реакцій: [3, с. 318]
(100)
(101)
1.8.4 Визначаємо осьові складові опорних реакцій:
(102) [3, табл. 9.1, с. 129]
(103)
де е = 0,48– фактор осьового навантаження
і–число рядів тіл кочення, .
8.5 Визначаємо осьові реакції підшипників:
(104) [таб. 8.1]
(105)
Приймаємо:
(106)
Приймаємо:
Х1, Х2 – коефіцієнт радіального навантаження;
Y1, Y2 – коефіцієнт для однорядних підшипників.
1.8.6 Визначаємо еквівалентне навантаження
підшипників:
де – коефіцієнт безпеки;
– коефіцієнт обертання;
– температурний коефіцієнт.
1.8.7 Визначаємо розрахункову довговічність найбільш навантаженого підшипника:
(109) [таб. 8.1]
де – кутова швидкість ведучого валу;
С – динамічна вантажопідйомність;
еквівалентне динамічне навантаження ;
m=3 – показник ступеню для шарикових підшипників.
Підшипника відповідає умові, обираємо в якості опор ведучого валу
підшипники 46307 ГОСТ
1.8.8 Добираємо підшипники веденого валу:
В якості опори веденого приймаємо підшипники роликові конічні радіально-упорні легкої серії типу 7212.
Розміри підшипника:
d=60 мм – діаметр внутрішнього кільця;
D=110 мм – діаметр зовнішнього кільця;
C=19 мм - ширина зовнішнього кільця;
B=7,4 мм – ширина внутрішнього кільця;
T=23,75 мм - монтажна ширина підшипника.
Вантажопідйомність:
С = 72,2 кH –динамічна;
С0 = 58,4 кH – статична.
Фактори навантаження:
е = 0,35 – коефіцієнт впливу осьового навантаження;
Y=1,71
Силова схема веденого валу
1.8.9 Визначаємо величину зміщення точки прикладання опорних реакцій:
(110)
1.8.10 Визначаємо радіальні реакції підшипників. Складаємо рівняння рівноваги:
Визначаємо
силу тиску на муфту з
Обчислюємо величини опорних реакцій:
Складаємо рівняння для перевірки обчислювальних значень:
Обчислюємо величину сумарних радіальних реакцій:
(111)
(112)
1.8.11 Визначаємо основні осьові складові опорних реакцій:
(113) [3, табл. 9.1, с. 129]
1.8.12 Визначаємо осьові реакції підшипників:
(114)
Визначаємо коефіцієнти навантаження для підшипників типу 7211
(115)
Приймаємо X =1; Y2=0
(116) ,
Приймаємо
1.8.13 Визначаємо еквівалентне навантаження підшипників:
Визначаємо довговічність найбільш навантаженого підшипника :
(120)
де m =3,33 – показник степені для роликових підшипників.
Підшипник відповідає умові міцності, в якості опор веденого валу
приймаємо підшипники 7212 ГОСТ.
Информация о работе Розрахунки черв’ячного редуктора привода електричної лебідки