Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Мая 2013 в 17:33, курсовая работа
На стадии эскизного проектирования определены геометрические параметры цилиндрической открытой и червячной закрытой передач, выполнены эскизы валов, выбраны подшипники, произведен их проверочный расчет по динамической грузоподъемности.
Представлен вариант расчета закрытой и открытой передач, определены и проанализированы силы со стороны элементов открытой передачи и муфты. Проведены расчеты, подтверждающие прочность и долговечность окончательно принятых конструкций валов, соединений.
Введение……………………………………………………………………4
1 Кинематический и силовой расчет привода…………………………….5
1.1 Определение КПД существующего привода……………………………5
1.2 Определение мощности привода………………………………………… 5
1.3 Предварительный выбор двигателя………………………………………6
1.4 Передаточное отношение привода………………………………………. 7
1.5 Определение силовых и кинематических параметров привода………..8
2 Срок службы привода……………………………………………………..9
2.1 Условия эксплуатации привода механизма загрузки термопечей……..9
2.2 Нагрузки, действующие на механизмы и машины……………………...10
2.3 Срок службы приводного устройства……………………………………10
2.4 Техника безопасности при эксплуатации …………..…………………..11
2.5 Обслуживание в процессе нормальной эксплуатации…………………11
3 Выбор материалов червячных передач…………………………………12
3.1 Определение основных материалов червячных передач………………12
4 Расчет червячного зацепления……………………………………………14
4.1 Проектный расчет……………………….…………………………………14
4.2 Проверочный расчет …………………………………...…………………18
5 Расчет открытого зубчатого зацепления…………………………………21
5.1 Расчет зубчатых прямозубых зацеплений……………………………….21
5.2 Проверочный расчет открытого зубчатого зацепления…………………23
6 Смазочные устройства и уплотнения…………………………………….26
6.1 Смазка зубчатых и червячных передач…………………………………..26
7 Определение посадок соединений……………………………………….28
8 Расчет валов………………………………………………………………. 29
8.1 Материалы для валов……………………………………………………..29
8.2 Проектировочный расчет валов………………………………………….29
8.3 Эскизная компоновка редуктора…………………………………………30
8.4 Проверочный расчет валов……………………………………………….31
9 Проверочный расчет подшипников………………………………………44
10 Оценка технического уровня редуктора ………………………………..46
11 Подбор соединительных муфт……………………………………………47
11.1 Установка муфт на валах…………………………………………………47
11.2 Муфты упругие втулочно-пальцевые МУВП…………………………...47
11.3 Предварительный выбор муфты………………………………………… 48
Список использованных источников…………………………………….50
Приложение А Спецификация…………………………………………… 51
Приложение Б Спецификация……………………………………………52
Приложение В Спецификация…………………………………………… 53
9 Проверочный расчет подшипников
Проверка пригодности подшипника включает в себя выполнение условий для динамической грузоподъемности и долговечности подшипника.
Производится предварительный подбор подшипника
Исходные данные:
R1 = 720,50 H, R2 = 563,70 H, Ra = 366,88 H, Lh = 20000 ч, n = 1445 об/мин.
Подшипник 313 ГОСТ 8338-75, вал быстроходный.
d = 65 мм, D = 140 мм, B = 33 мм, r = 3,5 мм, Cr = 92300Н, Cor = 56000 Н.
Определение соотношения
Ra / VRr = 366,88 / (1×720,5) = 0,5092; |
(9.1) |
Ra – осевая нагрузка на подшипник или осевая составляющая нагрузки, действующей на подшипник, Н;
Ra = Fa = 366,88 Н;
Rr – наибольшая из двух радиальных нагрузок на одной из опор, Н;
Rr = 720,5 H (максимальное значение между двумя опорными реакциями).
Определение соотношения
Ra / Cor = 366,88 / 56000 = 0,007; |
(9.2) |
где Соr – базовая статическая радиальная грузоподъемность предварительно выбранного подшипника, Н;
е – предельное значение отношения Ra/VRr, определяющее выбор коэффициентов X и Y;
X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно;
Исходя из формулы (9.2) интерполированием определяют
e = 0,26;
Y = 1,71;
X = 0,56.
Определение соотношения
Ra / VRr <> e; |
(9.3) |
Ra / VRr > e; |
(9.3.1) |
0,5092 > 0,26 |
Эквивалентная динамическая нагрузка подшипников RE, Н, определяется по формуле:
RE = (X×V×Rr+Y×Ra)×Kб×Kт; |
(9.4) |
где V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки, V = 1,2 при неподвижном по отношению к направлению нагрузки внутреннем кольце);
Кб = 1,2... 1,4 – коэффициент безопасности, Кб = 1,3
Кт = 1 – температурный коэффициент (при t масла меньше 100° С).
RE = (0,56×1×720,5+1,71×366,88)×1,3 ×1=1340,1 Н
Требуемая расчетная динамическая грузоподъемность подшипника (Н) определяется по формуле:
Сrp = RE ; |
(9.5) |
где n – частота вращения кольца подшипника, об/мин;
m – показатель степени, m = 3,3 – для шариковых подшипников;
Lh – требуемая долговечность в часах.
Подставляются полученные значения в формулу
Сrp = 17343,0 Н
Сrp < Cr = 92300 H.
Условие выполнено.
По имеющемуся внутреннему диаметру подшипника, равному диаметру посадочного места вала, выбирают серию и размеры подшипника таким образом, чтобы его базовая динамическая радиальная грузоподъемность Сr была больше или равна расчетной Сrp.
Долговечность подшипника L10h, ч, определяется по формуле
L10h = а1 × а23 ; |
(9.6) |
где а1 – коэффициент надежности. При безотказной работе подшипника g=90%, а1 =1;
а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника а23 = 0,7…0,8 – для шариковых подшипников.
L10h = 3014852,6 ч.
Следовательно, подшипник выбран правильно, долговечность обеспечивается.
Информация о работе Проект привода механизма загрузки термических печей