Файл: курсовой проект Расчет привода к механическому гаражному подъёмнику.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 17.03.2024
Просмотров: 49
Скачиваний: 0
СОДЕРЖАНИЕ
3 Кинематический расчёт привода
5. Расчёт передач составляющих привод
5.1 Расчёт клиноременной передачи
5.2 Расчет закрытой червячной передачи
5.3 Геометрический расчет червячной передачи.
5.4 Силовой расчет червячной передачи.
5.5 Проверочный расчет червячной передачи.
5.5.4 Тепловой расчет червячного редуктора
5.6 Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора
6.3 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность
7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
9. Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода
10. Уточненный расчет валов привода
12. Мероприятия по охране труда и бжд
5.6.2.3 Выбираем крышку торцовую [4]
H = 23 мм; h = 8 мм; h1 = 15 мм; B = 20 мм; b = 5 мм; S = 7 мм; B1 = 17 мм;
b1 = 13,6 мм; l = 3 мм.
Отверстия под винты(болты):
d = 11 мм; d1 = 18 мм; d2 = 24 мм; n = 6.
D = 130 мм; D1 = 150 мм; D2 = 175 мм; D3 = 115 мм; D4 = 125 мм;
D5 = 76,5 мм; D6 = 100 мм; D7 = 56 мм; D8 = 80 мм; D9 = 90 мм.
5.6.2.4 Выбираем манжету резиновую под уплотнение[3]
d = 75 мм; тип 1; D = 100 мм; B = 10 мм.
6. Подбор подшипников качения
6.2 Подбор подшипников качения для ведомого вала [6]
6.2.1 Определяем расстояние от торца подшипника до точки приложения опорной реакции смежного подшипника для ведомого вала
где T – монтажная высота конического роликоподшипника, мм;
d – диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм;
D – диаметр отверстия наружного кольца подшипника, мм;
e – коэффициент осевого нагружения ;
мм.
6.2.2 Определяется радиальная сила от муфты, действующая на консольный участок вала
Н.
Принимается действие этой силы в горизонтальной плоскости (как и силы Ft ), направленное на увеличение деформации вала от силы Ft .
6.2.3 Определяем опорные реакции ZOX
ΣmD =0; откуда
H.
ΣmB=0;
H.
Проверка: ΣFZ = 0; RBz + Fr2 – RDz = 0.
894 + 3002 – 3896= 0. 0 = 0.
6.2.4 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:
Участок
При Н·м.
При Н·м.
Участок
При Н·м.
При Н·м.
6.2.5 Определяем опорные реакции YOX
Н.
Рисунок 6.2 – Схема нагружения ведомого вала
6.2.6 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:
Участок
При Н·м.
При Н·м.
6.2.7 Определяем опорные реакции от силы FМ
ΣmD =0;
откуда
Н.
ΣmB=0;
Н.
Проверка: ΣFY = 0; – FМ + RBМ – RDМ = 0.
– 1759 + 4704 – 2946 = 0. 0 = 0.
6.2.8 Определяем изгибающие моменты и строим их эпюры:
Участок
При . При Н·м.
При . При Н·м.
6.2.9 Определяем продольные силы и строим их эпюру:
Н.
6.2.10 Определяем крутящий момент и строим его эпюру:
Н·м.
6.2.11 Определяем общие опорные реакции
Н.
Н.
6.3 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность
6.3.1 Для ведомого вала
6.3.1.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,106 оборотов [6], для ведомого вала:
где часов - требуемая долговечность подшипника;
n2 – частота вращения колеса, мин-1;
млн. оборотов.
6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]
при
где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V =1;
X и Y – коэффициенты приведения осевой и радиальной нагрузок;
Кσ – коэффициент безопасности. При умеренной нагрузке на подшипник и для зубчатых передач Кσ = 1,3;
КT – коэффициент, учитывающий влияние температуры. При рабочей температуре подшипника 100 °С принимаем КT = 1,0.
Рисунок 6.4 – Схема действия нагрузок на подшипники ведомого вала,
установленных враспор
Определяем осевые составляющие, действующие на подшипник:
Н,
где Н.
Н,
где Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники [6]
Н,
Н, так как
и ,
Н.
.
Выбираем и Y = 0 [6]
Выбираем и Y = 1,4 [6]
6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]
Н,
Н.
Далее расчет ведем по более нагруженной опоре.
6.3.2.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]
Fэкв(2) = Fпр(D) = 13765 Н.
6.3.2.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]
Н,
Стр < Скат = 130000 Н.
Определяем долговечность подшипника [6]
часов > 5256 часов.
Долговечность подшипника обеспечена.
7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Рисунок 7.1 – Шпоночное соединение.
1- ступица; 2- вал; 3-шпонка.
Для всех соединений назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78. Эти шпонки проверяются на смятие боковой поверхности по формуле [6].
где [σсм] - допускаемое напряжение:
[σсм] = 80...160 МПа;
Т – передаваемый момент, Н·мм;
d – диаметр вала, м;
lp – рабочая длина шпонки, мм:
lp = (l – b)
b – ширина шпонки, мм;
7.1 Проверка шпонки ведомого вала под зубчатое колесо
Передаваемый момент Т = 1237 Н·м; диаметр вала d = 85 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t1 = 9 мм, t2 = 5,4 мм.
При стальной ступице и спокойной нагрузке = 90 МПа.
мм; l = lP + b = 65 + 22 = 87 мм. Принимаем l = 90 мм.
Напряжение на смятие
МПа.
Условие на смятие выполняется.
7.2 Проверка шпонки ведомого вала под ступицу полумуфты
Передаваемый момент Т = 1237 Н·м; диаметр вала d = 65 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t1 = 7,0 мм, t2 = 4,4 мм.
мм; l = lP + b =106 + 18 =124 мм. Принимаем l =125 мм.
МПа.
Условие на смятие выполняется.
7.3 Проверка шпонки ведущего вала под ступицу шкива
Передаваемый момент Т = 71 Н·м; диаметр вала d = 38 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала t1 = 5,0 мм, t2 = 3,3 мм.
При чугунной ступице и спокойной нагрузке = 80 МПа.
мм; l = lP + b = 16 + 10 = 26 мм. Принимаем l = 28 мм.
МПа.
Условие на смятие выполняется.
8. Выбор смазки
Смазка редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса и маслянную ванну. Масло в редуктор заливается через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния при эксплуатации. В коническом редукторе рекомендуется погружать зубья колеса на половину длины зуба. Слив масла производится через отверстие, расположенное в нижней части корпуса.
Объем масляной ванны редуктора определяется из расчёта 0,5-0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности
V = 0,5·Р = 0,8·3,886 = 3,109 л.
Высота масла в редукторе:
дм = 5,3 см.
где А – площадь основания корпуса.