Привод к эскалатору - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод к эскалатору

Энергетический расчет и выбор типа двигателя, порядок проведения силового и кинематического расчета данного механизма. Расчет косозубой и прямозубой тихоходной передачи, подшипников качения. Параметры валов: промежуточного, тихоходного, быстроходного.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

1 . Энергетический, кинематический расчет привода
1.1 Энергетический расчет и в ыбор типа двигателя
1.1.1 Мо щность, нео бходимая для привода эскалатора
Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой:
где: 1 - КПД косозубой передачи з 1 = 0.97;
з 2 - КПД прямозубой передачи 2 =0,96;
По таблице 24.8 [1] по выбранной мощности Р дв двигателя подбираем электродвигатель RAM132S4, асинхронная частота вращения и мощность которого равны n эдв =1445 (об/мин), Р дв =5.5 кВт.
1.2 Ки нематический расчет привода
Находим требуемое общее передаточное число привода по формуле:
Передаточное число быстроходной ступени:
Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения электродвигателя, т.е.:
Частота вращения промежуточного вала:
Расхождение между получившейся частотой быстроходного вала и требуемой для привода эскалатора
Крутящий момент на тихоходном валу:
Мощность и момент на промежуточном валу:
Мощность и момент на быстроходном валу:
В таблице приведены мощности, моменты и частоты вращения входного, промежуточного и выходного валов.
Таблица 1 - Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах
t=t г *365*24*К г *К с =8*365*24*0.4*0.4=11212.8 часов
2.1.1 Вы бор материалов и способа упрочнения
Для колеса выбираем материал - сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ280
2.1.2 Ра счет допускаемого контактного напряжения
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.
Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:
- длительный предел контактной выносливости, МПа;
- коэффициент запаса прочности, для колес с поверхностной закалкой =1.3, для улучшенных колес S H = 1.2;
z r - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев Z R =1;
Z v - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5 м/с Z v =1;
Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:
n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;
t - полное время работы передачи, ч;
e H - коэффициент эквивалентности.
где Т i - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);
Т max - наибольший из длительно действующих моментов;
t i - время работы на каждой ступени нагружения.
Определение коэффициента долговечности;
Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр. 185]:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:
При этом должно выполняться условие:
Коэффициент ширины зуба выбирается из интервала (3, стр. 155):
Для косозубой передачи принимаем =0,4.
2.1.3 Выбор расчетных коэффициентов
Коэффициент нагрузки К Н берется из интервала: К Н - (1,3…1,5).
Для косозубой передачи, К Н вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу К Н =1,3.
Межосевое расстояние а w определяется из выражения:
где k a - числовой коэффициент k a =410
T 1 - крутящий момент на шестерне T 1 =29.807 Нм
Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:
Угол наклона зубьев выбирается из соотношения (3, стр. 155);
a w =0.5*(d 1 +d 2 )= 0.5*(38.462+211.538)=125 мм;
Определим диаметры выступов и впадин:
d a 1 = d 1 + 2*m = 38.462+2*1,25=40.962 мм;
d a 2 = d 2 + 2*m = 211.538+2*1,25=214.038 мм;
d f 1 = d 1 - 2.5*m = 38.462 - 2.5*1,25 = 35.337 мм;
d f 2 = d 2 - 2.5*m = 211.538 - 2.5*1,25 = 208.413 мм.
Ширина колеса b определяется по формуле:
Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:
Осевая степень перекрытия определяется по выражению:
Окружная скорость и выбор степени точности.
Окружная скорость определяется по формуле:
По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 5 м/с для косозубых колес выбираем 8-ю степень точности.
2.1.5 Пр оверочный расчет на усталостную контактную прочность
Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности
где k hv и К FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];
К H в и К F в - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];
Кна и К F а-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.
Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=2.91 м/с определяем методом интерполяции.
Коэффициенты распределения нагрузки К Нб = К F б 1,14.
Контактные напряжения , действующие в зацеплении (3, стр. 166):
где Z Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали Z Е =190 МПа (3, стр. 166)
-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии,
вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].
Z H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при без смещения, Z H =2.42 (3, стр. 167);
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
Недогрузка составляет 2.7%, что допустимо.
где S F - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес S F =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем S F =1.7;
Y R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с R z =40 мкм =1
Y X - коэффициент, учитывающий масштабный фактор Y X =1
Y b - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:
Y A - коэффициент для реверсивности работы Y A =0.65
где где m - показатель степени, для улучшенных колес m=6;
N FG - базовое число циклов, для любых передач N FG =4*10 6
В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:
Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:
Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:
Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:
где К F -коэффициент нагрузки, К F =1,336.
Следовательно, условие прочности выполняется.
Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.
Условие статической контактной прочности выполняется.
Проверка изгибной статической прочности :
Условие статической контактной прочности по напряжениям выполняется.
2.2 Прямозубая тихоходная передача
Выбор материалов и способа упрочнения.
Для колеса выбираем материал - сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230…300 (примем НВ280). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ300
2.2.1 Расчет допу скаемого контактного напряжения
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности:
Базовое число циклов (30) шестерни:
Эквивалентное число циклов вычисляем по формуле:
Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:
Определяем коэффициенты долговечности:
Длительный предел контактной выносливости шестерни:
Для колес с поверхностной закалкой:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта: ==525 МПа
2.2.3 Вы бор расчетных коэффициентов
Коэффициент нагрузки К Н берется из интервала: К Н - (1,3…1,5).
Для косозубой передачи, К Н вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу К Н =1,3.
Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3, стр. 155):
Для прямозубой передачи принимаем =0,315.
Межосевое расстояние а w определяется из выражения:
Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:
a w =0.5*(d 1 +d 2 )= 0.5*(66+334)=200 мм;
Определим диаметры выступов и впадин:
d a 2 = d 2 + 2*m = 334+2*2=338 мм;
d f 1 = d 1 - 2.5*m = 66 - 2.5*2= 61 мм;
d f 2 = d 2 - 2.5*m = 334 - 2.5*2= 329 мм.
Ширина колеса b определяется по формуле:
Торцевая степень перекрытия определяется по выражению:
Окружная скорость и выбор степени точности.
Окружная скорость определяется по формуле:
По окружной скорости выбираем степень точности передачи [3, стр. 154]. Для передач общего машиностроения при окружной скорости не более 3 м/с для прямозубых колес выбираем 8-ю степень точности.
2.2.5 Пр оверочный расчет на усталостную контактную прочность
Для проверочных расчетов, как по контактной, так и по изгибной прочности определяем коэффициенты нагрузки: по контактной прочности
где k hv и К FV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки [3, табл. 10.5, стр. 181];
К H в и К F в - коэффициенты концентрации нагрузки (учитывают неравномерность распределение нагрузки по длине контактной линии) [3, рис. 10.21, стр. 182];
Кна и К F а-' коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.
Определяем коэффициенты. Коэффициенты внутренней динамической нагрузки для 8-ой степени точности при НВ<350 колеса и V=0,9 м/с определяем методом интерполяции.
Контактные напряжения , действующие в зацеплении (3, стр. 166):
где Z Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса, для стали Z Е =190 МПа (3, стр. 166)
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, вычисляемый по формуле (54) [3, стр. 168].
Z H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, при для без смещения, (3, стр. 167);
Недогрузка составляет 1,3%, что допустимо.
Проверка по усталостным напряжениям изгиба.
где S F - коэффициент запаса прочности, для стальных зубчатых колес S F =l. 4…2.2 [3, стр. 186], принимаем S F =1.7;
Y R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, для стальных зубьев с R z =40 мкм Y R =1
Y X - коэффициент, учитывающий масштабный фактор Y X =1
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:
Y A - коэффициент для реверсивности работы Y A =0,65
где где m - показатель степени, для улучшенных колес m=6
N FG - базовое число циклов, для любых передач
В соответствии с графиком нагрузки, как при расчетах на контактную прочность для улучшенных колес:
Определяем эквивалентное число циклов шестерни и колеса:
Коэффициенты долговечности шестерни и колеса:
Вычисляем допускаемые напряжения изгиба:
где К F -коэффициент нагрузки, К F =1,11.
Расчет ведем по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение
Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отклонение допускаемых напряжений
, что меньше допустимых. Следовательно, условие прочности выполняется.
Проверка статической контактной прочности по пиковой нагрузке.
Условие статической контактной прочности выполняется.
Условие прочности по напряжениям изгиба:
Условие статической контактной прочности выполняется
Промежуточный вал выполняем за одно с шестерней. Ориентировочный диаметр подступичной части вала d 5 :
Диаметр, на который упирается колесо:
где f-размер фаски подшипника. Принимаем =42 мм.
Диаметр, на который упирается подшипник:
где r-координата фаски подшипника (1, стр. 25); r=2 мм.
Участок вала, сопрягаемый с зубчатым колесом:
d 2 - диаметр самого вала d 2 =30 мм
Диаметр участка вала под уплотнительные устройства
Длина входного участка вала примем l 1 =38 мм
4 . Выб ор и расчет подшипников качения
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес применяем шариковые радиальные подшипники. Первоначально применяем подшипники легкой серии. Подшипники класса точности 0.
Опору применяем фиксирующую по схеме «в распор».
где dм-диаметр расположения элементов муфты, с помощью которых передается крутящий момент; dм=3d
Консольная сила приложена к середине выходного конца вала
Определяем реакции от сил, приложенных к валу в подшипниках в соответствии с рисунком. Для выбранного подшипника типа 0 №205 d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм; грузоподъемность С 0 =10кН, динамическая С=19,5кН (табл. 24.10 (1))
Расстояния между точками приложения сил: l=213 мм; l 1 =60 мм; l 2 =40 мм; l 3 =113 мм.
Рассмотрим уравнения равновесия сил в вертикальной плоскости:
Рассмотрим уравнения равновесия сил в горизонтальной плоскости:
Рис. 1. Расчетная схема подшипников быстроходного вала
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку. При переменном режиме нагружения в соответствии с циклограммой нагружения (7):
где отношение момента на каждом уровне нагружения к номинальному моменту. В качестве номинального момента принимается наибольший из длительно действующих моментов:
относительное время действия каждого уровня нагрузки
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Расчёт проводим в том месте, где реакция на подшипники наибольшая
Найдём отношение F a /VF r для шарикового подшипника:
F a /VF R =353,15/(1*6950) = 0,05Привод к эскалатору курсовая работа. Производство и технологии.
Реферат: Банкротство
Реферат: Теория элиты Вильфредо Парето
Курсовая работа по теме Психолого-социальный аспект работы с семьей, воспитывающей ребенка с ограниченными возможностями
Контрольная Работа По Алгебре 4 Мордкович
Итоговое Сочинение Сколько Аргументов Надо Привести
Контрольная работа по теме Инвестиционные риски
Практическое задание по теме Заповедники
Реферат: Співставлення світлого і темного в гравюрах Рембрандта
Банк Курсовых И Дипломных Работ
Эссе Письмо Другу
Реферат: Взаимосвязь онтологии и физики в атомизме Демокрита (на примере анализа понятия пустоты)
Чему Учит Древнерусская Литература Сочинение 7 Класс
Сочинение Гроза В Формате Итогового Сочинения
Реферат по теме Семеноведение
Реферат: Структура и функции экономической теории
Контрольная работа по теме Мотивация учебной деятельности
Быть Человеком В Эпоху Гаджетов Эссе
Реферат по теме Администрирование контрактов в управлении проектами
Реферат по теме Изменение показателей кровообращения при мышечной работе
Реферат: Факторы благополучия (неблагополучия) городов
Роль современных СМИ в формировании политической культуры на примере Белоруссии - Политология дипломная работа
Механизмы поперечно-строгального станка - Производство и технологии курсовая работа
Оборудование дожимной компрессорной станции - Производство и технологии курсовая работа