Расчет и проектирование привода ленточного конвейера в цехе сборки

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Реферат

Исходные данные

Введение

Список условных обозначений, символов, сокращений

1. Определение основных параметров сборочного узла

1.1 Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа

1.2 Определение разрывного усилия и выбор диаметра барабана

1.3 Определение передаточного отношения редуктора

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи I-ой ступени

2.1 Проектировочный расчет

2.1.1 Подбор материалов

2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

2.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

2.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

2.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

2.1.6 Определение модуля зацепления

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи II-ой ступени

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Подбор материалов

3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

3.1.3 Определение допускаемых напряжений

3.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

3.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

3.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

4. Проектировочный и проверочный расчет некоторых деталей и узлов

4.1 Тепловой расчет

4.2 Проверка по критерию «теплостойкость»

4.3 Расчет валов

4.3.1 Расчет валов на сложное сопротивление

4.3.2 Расчет валов на выносливость

4.3.2.1 Расчет быстроходного вала на выносливость

4.3.2.2 Расчет тихоходного вала на выносливость

4.4 Расчет подшипников на долговечность

4.5 Расчет шпоночного соединения

4.6 Проверочный расчет болтового соединения

Заключение

Список используемой литературы

Реферат

Страниц 46, рисунков 10, таблиц 2.

Данный проект является первой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин.

Основными задачами являются:

1. расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;

2. усвоить принцип расчета и конструирования типовых деталей и узлов;

3. ознакомиться с ГОСТами и т. п.

В ходе курсового проекта были спроектированы привод ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА, рассчитаны планетарные прямозубые цилиндрические передачи двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора, проведены проверочные расчеты шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, а также быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.

Шестерня, сателлит, межосевое расстояние, модуль, делительный диаметр, условие соосности, вал, болтовое соединение, трос, водило, шлицевое соединение.

Исходные данные

рис. 1 — Схема привода ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА

Усилие в ленте.

Окружная скорость барабана.

Режим работы.

Срок службы.

Ширина ленты барабана.

Тип смазки — окунанием.

Редуктор по схеме — А-2031.

Введение

Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацепления с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Редуктор — неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Основная цель этого курсового проекта по технической механике — привить студенту навыки конструкторского труда: умение самостоятельно, на основании заданной схемы, выбрать конструкцию механизма, обосновать ее расчетом и конструктивно разработать на уровне технического проекта.

Список условных обозначений, символов, сокращений

— эффективная мощность, кВт;

— мощность двигателя, кВт;

— диаметр троса, мм;

— диаметр барабана, мм;

— передаточное отношение;

— крутящий момент, Нмм;

— допускаемое контактное напряжение, МПа;

— изгибное допускаемое напряжение, МПа;

— делительный диаметр, мм;

— модуль зацепления;

— межосевое расстояние, мм;

— диаметр вершин зубьев, мм;

— диаметр впадин зубьев, мм;

— ширина зубчатого венца, мм;

-- базовое число циклов перемены напряжений;

-- расчетное число циклов перемены напряжений;

-- запас прочности по нормальным напряжениям;

-- запас прочности по касательным напряжениям;

-- общий запас прочности;

-- окружная сила, H;

-- радиальная сила, H.

1. Определение основных параметров сборочного узла

1.1 Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа

Мощность двигателя определяется, как

,

— КПД редуктора, находится по формуле:

где — КПД муфты, — КПД подшипника, — КПД зубчатой передачи, — КПД барабана, — КПД на перемешивания масла.

Частота вращения магнитного поля, создаваемого статором электродвигателя:

,

где — число пар полюсов электродвигателя, — частота сети,.

Подбираем двигатель по:. Тип двигателя АИР132М8 У2 ТУ16−525. 571−84.

Частота вращения с учетом скольжения.

,.

1.2 Определение разрывного усилия и выбор диаметра барабана

Чтобы найти силы, действующие на барабан, и диаметр барабана необходимо рассмотреть схему нагружения (рис. 2).

Рис. 2 — Схема нагружения барабана

Согласно [2]:

и — натяжение ведущей и ведомой ветвей в нагруженном состоянии;

— окружная сила

,

где и — факторы трения, которые для стального сухого барабана дают при.

Тогда

,

.

Определяем число прокладок [2]:

,

где — коэффициент запаса прочности;

— ширина барабана;

— предел прочности прорезиненной прокладки.

Принимаем.

Далее по зависимости найдем диаметр барабана:

.

Резиновые ленты применяют на ленточных конвейерах с плоскими или желобчатыми роликоопорами для транспортирования сыпучих, кусковых или штучных грузов.

В данном проекте применяем ленту:

2Т-400- 4- БНКЛ- 150−4. 5−2-С ГОСТ 20– — 76

Лента типа 2, теплостойкая, шириной 400 мм, с 4 прокладками из ткани типа БНКЛ-150, с рабочей обкладкой толщиной 4,5 мм и нерабочей -2мм из резины класса С.

1.3. Определение передаточного отношения редуктора

Линейная скорость вращения барабана определяется по формуле:

.

Откуда определяем частоту вращения барабана:

.

Истинное передаточное отношение редуктора находим по формуле:

.

Разбиваем передаточное отношение на ступени

,

где — передаточное отношение первой цилиндрической ступени;

— передаточное отношение второй цилиндрической ступени.

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи I-ой ступени

Привод от электродвигателя.

Мощность, подводимая к валу шестерни.

Частота вращения шестерни.

Срок службы.

Принимаем число зубьев шестерни равное.

По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:

.

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:

— ведущего:

— ведомого:

.

2.1 Проектировочный расчет

2.1.1 Подбор материалов

Таблица 1 — Принятые материалы для колеса и шестерни I-ой ступени

Элемент передачи

Заготовка

Марка стали

Термообработка

Твердость сердцевины

Твердость поверхности не менее

Базовое число циклов

шестерня

поковка

40ХН

Улучшение

850

600

HB 230−305

HRС45−48

колесо

-//-//

-//-//-

-//-//-

-//-//-

-//-//-

-//-//-

HRC42−45

2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

Относительная частота вращения шестерни и колеса:

;

.

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и — количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

2.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

,

где — предел контактной выносливости

— коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса —.

— коэффициент долговечности, так как и, то

Принимаем окружную скорость, тогда для открытых передач для.

.

В качестве расчетного значения принимаем.

2.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

,

так как и, то.

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

.

— коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го.

— коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения.

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: — при работе зубьев одной стороной

по

.

2.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

.

2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

,

где и — коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициенты динамичности нагрузки.

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра; - для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач.

Вращающий момент на валу колеса:

.

Таким образом,

.

Из конструктивных соображений принимаем.

2.1.6 Определение модуля зацепления

.

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563–60, получаем.

Тогда

,

.

Межосевое расстояние

.

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

,

где — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

.

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где — удельная окружная динамическая сила;

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

— коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

— удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

— полезная окружная сила;

— радиальная сила;

— ширина зубчатого венца.

Cследовательно,

;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 25,3%.

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

для

, ,

так как 90,6< 93,1 проверяем зуб шестерни:

.

,

где — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;;

— коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

— диаметр вершин зубьев:

,

,

— диаметр впадины зубьев:

,

.

,.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

.

Принимаем из конструктивных соображений.

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи II-ой ступени

Привод от электродвигателя.

Мощность, подводимая к валу шестерни.

Частота вращения шестерни.

Срок службы.

Шестерня абсолютно одинакова с шестерней.

Принимаем число зубьев шестерни равное.

По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:

.

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:

— ведущего:

— ведомого:

.

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Подбор материалов

Таблица 2 — Принятые материалы для шестерни и колеса II-ой ступени

Элемент передачи

Заготовка

Марка стали

Термообработка

Твердость сердцевины

Твердость поверхности не менее

Базовое число циклов

шестерня

поковка

20Х2НЧА

Цемен- тация

1400

1200

HB 300−400

HR60−65

колесо

-//-//

-//-//-

-//-//-

-//-//-

-//-//-

-//-//-

HRC60−63

3.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

Относительная частота вращения шестерни и колеса:

;

.

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и — количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

3.1.3 Определение допускаемых напряжений

3.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений

,

где — предел контактной выносливости

— коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.

— коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса —.

— коэффициент долговечности, так как и, то

Принимаем окружную скорость, тогда для открытых передач для.

.

В качестве расчетного значения принимаем.

3.1.3.2 Определение изгибных допускаемых напряжений

,

так как и, то.

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда

.

— коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го.

— коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения.

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: — при работе зубьев одной стороной

по

.

ленточный конвейер редуктор вал

3.1.3.3 Определение предельных допускаемых напряжений

.

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

,

где и — коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициенты динамичности нагрузки.

3.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра; - для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач.

Вращающий момент на валу колеса:

.

Таким образом,

.

Из конструктивных соображений принимаем.

3.1.6 Определение модуля зацепления

.

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563–60, получаем.

Тогда

,

.

Межосевое расстояние

.

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

,

где — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

.

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где — удельная окружная динамическая сила;

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

— коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

— удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

— полезная окружная сила;

— радиальная сила;

— ширина зубчатого венца.

Cледовательно,

;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 11,3%.

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

для

, ,

так как 117,4< 124 проверяем зуб шестерни:

.

,

где — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;;

— коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

— диаметр вершин зубьев:

,

,

— диаметр впадины зубьев:

,

.

,;

.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

где.

Принимаем из конструктивных соображений.

4. Проектировочный и проверочный расчет некоторых деталей и узлов

4.1 Тепловой расчет

Необходимо провести проверку температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемую. Температура воздуха вне корпуса редуктора. Температура масла в корпусе цилиндрической передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

,

где — площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора;

=9…17Вт/() — коэффициент теплопередачи.

<.

4.2 Проверка по критерию «теплостойкость»

Определение количества тепла, образующегося вследствие потерь мощности.

,

где =0,859% - КПД редуктора; - мощность на ведущем вале:

.

Таким образом,

.

4.3 Расчет валов

Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.

Расчет вала выполняется в четыре этапа:

· Ориентировочный расчет на кручение (было проведено выше);

· Расчет на сложное сопротивление (кручение, изгиб);

· Расчет на выносливость.

За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:

— временное сопротивление разрыву;

— предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;

— предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;

-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.

4.3.1 Расчет валов на сложное сопротивление

Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:

— разметить точки, в которых расположены условные опоры;

— определить величину и направление действующих на вал сил: окружной, радиальной, осевой. А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то.

Приведем расчет тихоходного вала:

рис. 3 — Расчетная схема тихоходного вала на сложное сопротивление

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Реакции опор для входного вала:

Определим реакции опор:

.

.

.

Построим эпюры моментов для тихоходного вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

.

.

рис. 4 — Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости для тихоходного вала

Максимальный изгибающий момент действует в сечении III —.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

.

.

Максимальный изгибающий момент действует в сечении II -.

рис. 5 — Эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости для тихоходного вала

Построим эпюру крутящего момента для быстроходного вала.

.

рис. 6 — Эпюра крутящего момента для тихоходного вала

Приведенный момент

Максимальный приведенный момент

;

.

Наиболее опасным является третье сечение.

рис. 7 — Эпюра приведенного момента для тихоходного вала

4.3.2 Расчет валов на выносливость[1]

Для примера будем рассчитывать быстроходный и тихоходный вал.

4.3.2.1 Расчет быстроходного вала на выносливость

Определим коэффициент запаса прочности быстроходного (рис. 6) вала двухступенчатого цилиндрического редуктора.

рис. 8 — Расчетная схема быстроходного вала на выносливость

1. а) Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шестерни. Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шестерни. При ,; масштабный коэффициент для вала; коэффициент состояния поверхности при шероховатости. Эффективный коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

б) Находим запас прочности для касательных напряжений.

Напряжение кручения

.

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

Запас прочности для касательных напряжений

.

2. Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал. Для вала с, .

Определяем запас прочности для касательных напряжений:

,

здесь напряжение кручения, амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

4.3.2.2 Расчет тихоходного вала на выносливость

Определим коэффициент запаса прочности тихоходного (рис. 8) вала двухступенчатого цилиндрического редуктора.

рис. 9 — Расчетная схема тихоходного вала на выносливость

1. а) Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шпоночного паза. Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шпоночного паза. При ,; масштабный коэффициент для вала; коэффициент состояния поверхности при шероховатости. Эффективный коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

б) Находим запас прочности для касательных напряжений.

Напряжение кручения

.

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

Запас прочности для касательных напряжений

.

2. Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал. Для вала с, .

Определяем запас прочности для касательных напряжений:

,

здесь напряжение кручения, амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

4.4 Расчет подшипников на долговечность

Основные критерии работоспособности подшипников качения — его динамическая и статическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца превышает.

Исходя из конструкции механизма, подбираем:

1) роликовый радиально-упорный однорядный подшипник (поз. 38) номер 2508А ГОСТ 8328–75:

Необходимо обеспечить номинальную долговечность при условии, что

а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение этому соответствует [7, табл. 12. 26]. Поскольку, то.

б) Определяем эквивалентную нагрузку

.

в) Определяем расчетную долговечность по формуле:

,

где — показатель степени: — для шарикоподшипников; - для роликоподшипников.

Такая расчетная долговечность приемлема.

2) роликовый радиально-упорный однорядный подшипник (поз. 39) номер 2214 ГОСТ 8328–75:

Необходимо обеспечить номинальную долговечность при условии, что

а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение этому соответствует [7, табл. 12. 26]. Поскольку, то.

б) Определяем эквивалентную нагрузку

.

в) Определяем расчетную долговечность по формуле:

,

где — показатель степени: — для шарикоподшипников; - для роликоподшипников.

Такая расчетная долговечность приемлема.

4.5 Расчет шпоночного соединения

Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами, длина шпонки по ГОСТ 23 360–78 (поз. 40). Выбранную шпонку проверяем на смятие:

,

где — передаваемый момент; - диаметр вала; - допускаемое напряжение на смятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке; при чугунной — вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки на 25−40% ниже.

Проверим на смятие призматические шпонки на промежуточном валу.

а) призматическая шпонка с размерами, длина шпонки по ГОСТ 23 360–78 (поз. 41):

.

Проверим на смятие призматические шпонки на тихоходном валу.

а) призматическая шпонка с размерами, длина шпонки по ГОСТ 23 360–78 (поз. 42):

.

б) призматическая шпонка с размерами, длина шпонки по ГОСТ 23 360–78 (поз. 43).

.

4.6 Проверочный расчет болтового соединения

рис. 10 — Схема болтового соединения корпуса редуктора

Исходя из конструктивных соображений, выбираем:

— резьба:;

— болт:.

Для болта выбираем материал сталь 45 —, соединяемые детали изготовлены из СЧ 15−32 —.

Определяем гибкость болта и детали по следующим зависимостям:

,

где — деформированная длина болта.

,

где — площадь поперечного сечения эквивалентного цилиндра с наружным диаметром

,

и внутренним

.

Определяем ряд вспомогательных коэффициентов:

— коэффициент основной нагрузки;

— коэффициент запаса усталостной прочности.

; ;

(резьба болта со срезом впадин по прямой).

— амплитудное напряжение в болте;

;

,;

.

Прочность болтового соединения обеспечена.

Заключение

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор как составная часть привода тяговой лебедки для транспортирования ЛА по стартовой площадке.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т. д.

Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.

Список используемой литературы

1. Киркач Н. Ф., Баласанян Р. А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, 276с.

2. Анурьев В. И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М., 1980.

3. Алферов В. В. «Визначення геометрычных параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення», ХАI, 1999р.

4. Бейзедьман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. «Подшипники качения» (справочник), М. «Машиностроение», 1975, 574с.

5. Иванов М. Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984, 336с.

6. Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М. «Расчеты деталей машин» (справочное пособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. — Минск: «Высшая школа», 1978 — 472с.

7. Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Боков К. Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. — Москва: «Машиностроение», 1984 — 560с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой