42991

Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора для эскалатора

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Расчет прямозубой передачи Расчет косозубой передачи Расчет валов. Ориентировочный расчет валов Проверочный расчет валов Расчет шпоночных соединений Выбор и расчет подшипников Расчет...

Русский

2013-11-03

845.5 KB

10 чел.

Содержание

  1.  Введение…………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
  2.  Задание……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………
  3.  Кинематический расчет и выбор двигателя………………………………………………………………………………
  4.  Расчет зубчатых передач……………………………………………………………………………………………………………………..

Расчет прямозубой передачи………………………………………………………………………………………………………………

Расчет косозубой передачи…………………………………………………………………………………………………………………

  1.  Расчет валов………………………………………………………………………………………………………………………………………………..

Ориентировочный расчет валов…………………………………………………………………………………………………………

Проверочный расчет валов……………………………………………………………………………………………………………………

Расчет шпоночных соединений……………………………………………………………………………………………………………

  1.  Выбор и расчет подшипников………………………………………………………………………………………………………………
  2.  Расчет муфты……………………………………………………………………………………………………………………………………………..
  3.  Расчет рамы………………………………………………………………………………………………………………………………………………….
  4.  Заключение……………………………………………………………………………………………………………………………………………………
  5.  Список литературы…………………………………………………………………………………………………………………………………..

Введение

Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

В данной работе необходимо спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор для эскалатора, а также подобрать и рассчитать двигатель и муфты, исходя из предложенных условий и исходных данных.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Привод к эскалатору

 Схема привода     

       График нагрузки

Задание: 1) спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор;

2) спроектировать для выходного вала муфту с винтовыми цилиндрическими пружинами.

Данные по эскалатору:

Шаг цепи эскалатора, мм     P = 101,8

Угол наклона к горизонту, град.   α = 30 0

Производительность, чел./час   W = 650

Скорость движения, м./с.    V = 0,6

Длина эскалатора, м.     L = 10

Число зубьев ведущей звездочки   Z = 8

Коэффициент сопротивления передвижению С = 0,8

Коэффициент использования суточный  Кс = 0,4

Коэффициент использования годовой  Кг = 0,4

Кинематический расчет и выбор электродвигателя

  1.  Определяем мощность, необходимую для привода эскалатора:

, где

Q1 - масса одного человека с массой части эскалатора, Q1 =100 кг;

Н - высота эскалатора, м.  Н=L*sin α=10* sin30°=5 м;

W  число человек, перемещаемых эскалатором.

  1.  Определяем общий КПД привода:

общ = 2м 2зп 2п   ,где

м  КПД муфты, м=0,98;

зп  КПД зубчатой передачи зп=0,95;

п  КПД подшипника  п=0,99;

общ = 0,98 2*0,95 2 *0,99 2 = 0,84

  1.  Определяем частоту вращения выходного вала:

  1.  Выбор электродвигателя:

Uобщ = UкзUпз = (3,5…5)*(3,5…5) = 12,25…25

n1 = n3 Uобщ = 541,5…1105

В этот диапазон входят два двигателя с частотами 750(712.5) и 1000(950).

Uкз=4

Uпз=712.5/(44,2*4)=4,03

Uкз=4

Uпз=950/(44,2*4)=5,4

Uобщ = 4*4,03 = 16,12

n2 = n1 /U1 = 712,5/4 = 178,13 об/мин.

Выбираем асинхронный двигатель общепромышленного применения:

АИР112МВ8 (Pэд=3кВт; nэд=750 об/мин.)

  1.  Силовой расчет привода:

1)Крутящий момент на быстроходном валу:

2)Мощность и крутящий момент на промежуточном валу:

P2 = P1 * ηзп =2,35*0,95=2,23 кВт;

3)Мощность и крутящий момент на тихоходном валу:

P3 = P2 * ηзп =2,23*0,95=2,12 кВт;

P

T

n

U

1 б

2,35

31,5

712,5

4

0,95

2 п

2,23

119,6

178,13

4,03

0,95

3т

2,12

458,1

44,2

16,12

0,84

Расчет зубчатых передач

Расчет прямозубой передачи

  1.  Выбор материала и термической обработки.

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН.

Термообработка: колесо улучшение; НВ 269…302 (НВср=300МПа);

шестерня улучшение и закалка ТВЧ; HRC48..53 (HRCср=50,5МПа).

  1.  Допускаемые напряжения.

2.1 []H  допускаемое контактное напряжение: []H = KHL[]Ho ,где

KHL  коэф-т долговечности при расчете по контактным напряжениям;

[]Ho  допускаемое напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжения NHo .

NHo1 =100*10 6; NHo2 =25*10 6

, где N  действительное число циклов перемены напряжений.

Для колеса N2 = 573 ωL= , где

ω  - угловая скорость колеса, с -1;

L  срок службы передачи, час; L = 40 тыс.час.

Для шестерни N1 = N2u=106*106*4,03=427,2*106

N1 >NHo1  и N2 > NHo2 , соответственно KHL1  и KHL2 = 1.

[]H02 = 1,8НВср+67=1,8*300+67=607 МПа;

[]H01 = 14HRCср+170=14*50,5+170=877 МПа.

[]H1 =1*877=877МПа для шестерни;

[]H2=1*607=607МПа для колеса.

2.2 []F  допускаемое напряжение изгиба: []F = KFL[]F0 ;

NF0 = 4*10 6

N1 > NF0 и N2> NF0 , следовательно KFL1  и KFL2 = 1;

[]F01 =310МПа;

[]F02 = 1,03НВср = 1,03*300 = 309МПа.

[]F1  = 1*309=309МПа для шестерни;

[]F2 = 1*310=310МПа для колеса.

  1.  Межосевое расстояние:

:, где

Ka  вспомогательный коэффициент, Ka = 49,5 Н/мм2  для прямозубых передач;

KHB  коэффициент равномерности распределения нагрузки по длине зуба, KHB=1,12;

Ψа  коэффициент ширины венца колеса, Ψа=0,4;

T2  вращающий момент тихоходного вала при расчете редуктора.

мм

По ГОСТ 2185-66 принимаем aw = 160 мм.

  1.  Модуль зацепления: , где Km = 6,8 вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

мм делительный диаметр колеса;

мм ширина венца колеса.

мм округляем до ближайшего большего стандартного m=1,5 мм.

  1.  Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

  1.  Число зубьев шестерни: ;

  1.  Фактическое передаточное число uф  и его отклонение от заданного u:

%

%4%

  1.  Фактическое межосевое расстояние:

мм

  1.  Фактические основные геометрические параметры передачи

Шестерня прямозубая:

Колесо прямозубое:

Расчет косозубой передачи

  1.  Выбор материала и термической обработки

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН.

Термообработка: колесо улучшение; НВ 269…302 (НВср=285Мпа);

шестерня улучшение и закалка ТВЧ; HRC48..53 (HRCср=50,5Мпа).

  1.  Допускаемые напряжения

2.1 []H  допускаемое контактное напряжение: []H = KHL[]Ho ,где KHL  коэф-т долговечности при расчете по контактным напряжениям;

[]Ho  допускаемое напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжения NHo (NHo1 =100*10 6; NHo2 =20*10 6)

, где N  действительное число циклов перемены напряжений.

Для колеса N2=573 ωL= , где

ω  - угловая скорость колеса, с -1;

L  срок службы передачи, час; L = 40 тыс.час.

Для шестерни N1 = N2U=427,33*106*4=1709*106

N1 >NHo1  и N2 > NHo2 , соответственно KHL1  и KHL2 = 1.

[]H02 = 1,8НВср+67=1,8*285+67=580 МПа для колеса;

[]H01 = 14HRCср+170=14*50,5+170=877 МПа для шестерни.

[]H1 =1*877=877МПа;

[]H2=1*580=580МПа.

Среднее допускаемое контактное напряжение: []H = 0,45([]H1 + []H2 ) = 0,45(877+580)=656МПа;

1,23[]H2 =1,23*580=713,4МПа

2.2 []F  допускаемое напряжение изгиба; []F = KFL[]F0 ;

NF0 = 4*10 6

N1 > NF0 и N2> NF0 , следовательно KFL1  и KFL2 = 1;

[]F01 =310МПа;

[]F02 = 1,03НВср = 1,03*285 = 293МПа.

[]F1 = 1*309=309МПа для шестерни;

[]F2 = 1*293=293МПа для колеса.

  1.  Межосевое расстояние:

:, где

Ka  вспомогательный коэффициент, Ka = 43 Н/мм2  для косозубых передач;

KHB  коэффициент равномерности распределения нагрузки по длине зуба, KHB=1,4;

Ψа  коэффициент ширины венца колеса, Ψа=0,315;

T2  вращающий момент тихоходного вала при расчете редуктора.

мм

По ГОСТ 2185-66 принимаем aw = 100 мм.

  1.  Модуль зацепления: , где Km =5,8 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи;

мм делительный диаметр колеса;

мм ширина венца колеса.

мм округляем до ближайшего большего стандартного m=1,5 мм.

  1.  Угол наклона зуба для косозубых передач:

  1.  Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

  1.  Уточнение действительной величины угла наклона зубьев:

  1.  Число зубьев шестерни:  ;

  1.  Фактическое передаточное число uф  и его отклонение от заданного u:

%

%4%

  1.  Фактическое межосевое расстояние:

мм

  1.  Фактические основные геометрические параметры передачи

Шестерня прямозубая:

Колесо прямозубое:

 

Расчет валов

Ориентировочный расчет валов

Быстроходный вал:

где Н/мм2 допускаемое напряжение на кручение для быстроходного вала.

d1упл=d1п=d1вх+2t=22+2*2,5=27->25мм; t  высота буртика;

d1бп=d1п+3,2r=25+3,2*2=31,4->30мм; r  фаска колец подшипника

длина участка вала под полумуфту:

l1=(1…1,5)d1вх=1,2*22=26,84->27мм;

длина участка вала под крышку с уплотнением и подшипник:

l2=1,25d1п+В=1,25*25+17=48,25->48мм.

Промежуточный вал:

d2п=d2+2t=25+2*2,5=30мм;

d2бп=d2п+3,2r=30+3,2*2,5=38мм;

dк=dбп=38мм;

d2бк=dк+3f=38+3*1,6=42,8->42мм; f  фаска на ступице зубчатого колеса.

Тихоходный вал:

где Н/мм2 допускаемое напряжение на кручение для тихоходного вала.

d3упл=d3п=d3вых+2t=45+2*2,5=50мм;

d3бп=d3п+3,2r=50+3,2*3=59,6->60мм;

d3бп=d=60мм;

l1=(1…1,5)d2вых=1,4*45=63мм;

l2=1,25d2п+В=1,25*50+20=82,5->83мм;

расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса редуктора:

l3=122мм.

Проверочный расчет валов

Расчет быстроходного вала

;

;

.

l1=104,5мм; l2=34мм

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Изгибающие моменты в сечениях вала в горизонтальной плоскости:

Первый участок

Mx1=REx*z1

0z1l1

Mx1=0; Mx1=REx*l1=0,499*104,5=52кН*мм

Второй участок

Mx2=RFx*z2

0z2l2

Mx2=0; Mx2=RFx*l2=1,533*34=52кН*мм

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Изгибающие моменты в сечениях вала в вертикальной плоскости:

Первый участок

My1=-REy*z1 ;

0z1l1 ;

My1=0; My1=-REy*l1=-0,144*104,5=-15кН*мм

Второй участок

My2=RFy*z2 ;

0z2l2 ;

My2=0; My2=RFy*l2=0,607*34=21кН*мм

Проверяем прочность в опасном сечении на валу: сечение G - опасное.

=>условие статической прочности выполняется.

Расчет промежуточного вала

;

;

;

l1=35мм; l2=54,5мм; l3=51мм

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Изгибающие моменты в сечениях вала в горизонтальной плоскости:

Первый участок

Mx1=-RСx*z1

0z1l1

Mx1=0; Mx1=-RСx*l1=-0,26*35=-9,1кН*мм

Второй участок

Mx2=-RСx*(l1 +z2)-Ft1*z2

0z2l2

Mx2=-RСx*l1=-9,1кН*мм; Mx2=-RСx*(l1+l2)-Ft1*l2=-105кН*мм

Третий участок

Mx3=-RDx*z3

0z3l3

Mx3=0; Mx3=-RDx*l3=-105кН*мм

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Изгибающие моменты в сечениях вала в вертикальной плоскости:

Первый участок

My1=-RCy*z1 ;

0z1l1 ;

My1=0; My1=-RCy*l1=-0,25*35=-8,75кН*мм

Второй участок

My2=M-Fr1*z2 RCy*(l1+z2);

0z2l2 ;

My2=13,81кН*мм; My2=-30кН*мм

Третий участок

My3=-RDy*z3

0z3l3

My3=0; My3=-RDy*l3=-30кН*мм

Проверяем прочность в опасном сечении на валу: сечение К - опасное.

=>условие статической прочности выполняется.

Расчет тихоходного вала

;

.

l1=90мм; l2=51,5мм

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Изгибающие моменты в сечениях вала в горизонтальной плоскости:

Первый участок

Mx1=RАx*z1

0z1l1

Mx1=0; Mx1=RАx*l1=117кН*мм

Второй участок

Mx2=RВx*z2

0z2l2

Mx2=0; Mx2=RВx*l2=117кН*мм

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Изгибающие моменты в сечениях вала в вертикальной плоскости:

Первый участок

My1=RАy*z1 ;

0z1l1 ;

My1=0; My1=RАy*l1=43кН*мм

Второй участок

My2=RВy*z2 ;

0z2l2 ;

My2=0; My2=RВy*l2=43кН*мм

Проверяем прочность в опасном сечении на валу: сечение I - опасное.

 

=> условие статической прочности выполняется.

Расчет шпоночных соединений

Выбираем призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78:

Диаметр вала d,мм

Ширина шпонки b,мм

Высота шпонки h,мм

Длина шпонки l,мм

Глубина паза на валу t1 ,мм

38

10

8

22

5

45

14

9

50

5,5

60

18

11

56

7

Шпонки проверяем по условию прочности на смятие:

; ;

где d  диаметр вала в месте установки шпонки;

Ft  окружная сила, H;

Асм  площадь смятия;

Асм=(h-t1 )*lр 

lp  рабочая длина шпонки; lp=l-b;

=130…200МПа для стальной ступицы.

Расчет подшипников

Быстроходный вал

Дано: осевая сила Fa=0,363кН;

частота вращения вала n1=712,5об/мин.;

требуемая долговечность подшипника Lh=10*10 3час.;

опорные реакции: REx=0,531кН; RFx=1,501кН; REy=0,153кН; RFy=0,598кН.

Условие работы: Т=3года - срок службы привода;  KГ =0,4; KС =0,4

Решение: 1) Принимаем шариковый радиальный подшипник легкой серии №205: D=52мм, B=15мм, Cr=14кН, C0r=6,95кН.

2) Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

3) Осевая нагрузка на подшипники:

Ra1 =0;

Ra2 =Fa=0,363кН.

4) Определяем эквивалентную нагрузку Rэ:

,следовательно коэффициент влияния осевого нагружения е=0,26;v  коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника v=1).

Расчет ведется по более нагруженной опоре, т.е. по опоре F

< e=0,26

,

Kб  коэффициент безопасности;

KТ  температурный коэффициент.

5) Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

,

а1  - коэффициент надежности, при безотказной работе (90%) а1 =1;

а23  коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и его эксплуатацию;

а23 =0,75.

СТр=17412Н>Сr =14000Н, следовательно принятый подшипник не подходит.

Выбираем другой подшипник и проводим расчет.

Решение: Принимаем шариковый радиальный подшипник средней серии №305: D=62мм, B=17мм, Cr=22,5кН, C0r=11,4кН.

СТр=17412Н<Сr =22500Н, следовательно принятый подшипник подходит.

Определяем ресурс привода:

час.

Расчетная долговечность:

ч.

L10h > t , следовательно подшипник подходит.

Промежуточный вал

Дано: осевая сила Fa=0,282кН;

частота вращения вала n2=178,13об/мин.;

требуемая долговечность подшипника Lh=10*10 3час.;

опорные реакции: RСx=0,26кН; RDx=2,05кН; RCy=0,25кН; RDy=0,6кН.

Условие работы: Т=3года - срок службы привода;  KГ =0,4; KС =0,4

Решение: 1) Принимаем шариковый радиальный подшипник легкой серии №206: D=62мм, B=16мм, Cr=19,5кН, C0r=10кН.

2) Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

3) Осевая нагрузка на подшипники:

Ra1 =0;

Ra2 =Fa=0,282кН.

4) Определяем эквивалентную нагрузку Rэ:

,следовательно коэффициент влияния осевого нагружения е=0,22;v=1.

Расчет ведется по более нагруженной опоре, т.е. по опоре D

< e=0,22

,

Kб  коэффициент безопасности;

KТ  температурный коэффициент.

5) Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

,

а1  - коэффициент надежности, при безотказной работе (90%) а1 =1;

а23  коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и его эксплуатацию;

а23 =0,75.

СТр=14521Н<Сr =19500Н, следовательно принятый подшипник подходит.

6) Определяем ресурс привода:

час.

Расчетная долговечность:

ч.

L10h > t , следовательно подшипник подходит.

Тихоходный вал

Дано: частота вращения вала n3 =44,2об/мин.;

требуемая долговечность подшипника Lh=10*10 3час.;

опорные реакции: RАx=1,3кН; RBx=2,272кН; RAy=0,473кН; RBy=0,827кН.

Условие работы: Т=3года - срок службы привода;  KГ =0,4; KС =0,4

Решение: 1) Принимаем шариковый радиальный подшипник легкой серии №210: D=90мм, B=20мм, Cr=35,1кН, C0r=19,8кН.

2) Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

3) Определяем эквивалентную нагрузку Rэ:

,следовательно коэффициент влияния осевого нагружения е=0,19;v=1.

Расчет ведется по более нагруженной опоре, т.е. по опоре B

< e=0,19

,

Kб  коэффициент безопасности;

KТ  температурный коэффициент.

4) Определяем расчетную динамическую грузоподъемность подшипника:

,

а1  - коэффициент надежности, при безотказной работе (90%) а1 =1;

а23  коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и его эксплуатацию;

а23 =0,75.

СТр=10339Н<Сr =35100Н, следовательно принятый подшипник подходит.

5) Определяем ресурс привода:

час.

Расчетная долговечность:

ч.

L10h > t , следовательно подшипник подходит.

Расчет муфты

Рассчитать и определить упругую муфту с цилиндрическими пружинами сжатия на выходном валу редуктора к приводу эскалатора по следующим данным:

Вращающий момент Т = 458,1 Н.м;

Частота вращения n = 44,2 об/мин;

Диаметр вала d = 45 мм.

Решение:

  1.  Выбираем муфту  с винтовыми цилиндрическими пружинами в зависимости от  вращающего момента по справочным данным.

Размеры и параметры выбранной муфты: Т=550 Н.м.;  D=225мм;    DN=100мм;    d=45мм; В=155мм.    

При расчете жесткости и прочности упругих элементов находится максимальный вращающий момент с учетом динамических нагрузок:

ТРmax=T* КР = 458,1 * 1,6 = 733Н.м,, где

КР  коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа двигателя и типа машины;

КР = 1,5…2.

2.  Проектирование и расчет муфты

2.1. Основываясь на практике проектирования этих муфт, принимают:

где ТР - расчетный момент в н.м.

D0  диаметр окружности по центрам пальцев в м.

Принимаем D0=185мм.

2.2. Расчет прочности и жесткости цилиндрических пружин сжатия, проводимые по силе Fn , действующей на одну пружину.

где Z  число ведущих пальцев; Z = n / 2 = 6 / 2 = 3;

n общее число пружин; n = 6;

- коэффициент, равный 1,2….1,4.

Определим диаметр проволоки, из которой свита пружина по условию прочности кручения:

,

где []с  допускаемые напряжения кручения. Для стали 60С2 при d = 5…42мм,  []с=900МПа;

с геометрический параметр  пружины  с = ,  который принимают из диапазона с= 4…6. Принимаем с = 5.

k  коэффициент, учитывающий кривизну витков k = 1+1,45/с. К = 1,36.

=7,8мм.

Полученный расчетом диаметр проволоки округлим до ближайшего стандартного. Принимаем d = 8 мм.

Определим потребное рабочее число витков пружины:

i =,

где GТ  модуль сдвига, принимаемый для стали, GТ = 8· 10 4 МПа.

необходимая деформация сжатия пружины,

=0,0873D0 = 0,0873·185=16,15 мм.

допускаемый угол закручивания полумуфт, = 0,0873 рад.

Полученное по расчету рабочее число витков округляем до ближайшего целого числа i =3.

Полное число витков пружины:   i0 = i + (1,5…2) = 3 + 2 = 5

Длина пружины сжатой до соприкосновения витков: НП = (i0  0,5) d = (5 - 0,5) 8 = 36 мм.

Длина пружины в ненагруженном состоянии: Н0 = НП + i (р d )= 36 + 3(16-8) = 60 мм;

где р шаг витков пружины, равный  р = D tg  или, примерно, р = 2d;

 - угол подъема витков, выбранный в пределах 8…12о

Принимаем р = 2·8=16 мм.

Средний диаметр пружины: D = c · d = 5 · 8 = 40мм;

Наружный диаметр пружины:   Da = D + d = 40+8=48 мм;

Ширина сектора:  S = 1,15 · Da= 55мм;  T = 1,2 · Da=57мм

При сборке муфты  пружины должны быть заневолены, т.е. предварительно сжаты на величину: = 0,5 = 0,5·16,15 = 8,1 мм.

Расчет рамы

L = 84мм; l1p = 44,6мм; h0 разность высот опорных поверхностей рамы; h0 = 66мм.

b =226мм; С =18мм; l =176мм размеры опорных поверхностей двигателя.

bp =55мм; b1p =186мм; С =21мм; l =507мм размеры опорных поверхностей редуктора.

Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещают платики в виде узких полос или отдельных прямоугольников. Высота платиков h=5мм.

С=0,05*bp +1=0,05*55+1=3,75мм -> 3,5мм

Раму конструируем из двух продольно расположенных швеллеров и приваренных к ним поперечных швеллеров.

Выбираем швеллера:

болт крепления электродвигателя к раме М10, следовательно выбираем профиль №10: dном =11мм; а=30мм;

болт крепления редуктора к раме М16, выбираем профиль №12: dном =17мм; а=30мм.

Разность высот h0 в данном случае большая, поэтому привариваем к швеллеру №12 швеллер №10 с вырезом.

Чтобы при затяжке болтов приваренные швеллеры не прогибались, усиливаем их ребрами.

Определяем основные размеры рамы: B1 =346мм; L1 =590мм;

B2 =188мм; L2 = 653мм.

Для крепления рамы к полу применяются фундаментные болты. Диаметр и число болтов определяется в зависимости от длины рамы. В данном случае диаметр фундаментного болта принимаем 16мм, число болтов 6шт. Фундаментный болт по ГОСТ 24379.1-80 состоит из шпильки, шайбы, гаек и др. деталей.

В местах расположения болтов к внутренним поверхностям полок швеллеров приваривают косые шайбы ГОСТ 10906-78.

Заключение

В ходе выполнения данного курсового проекта получил знания и  навыки, полученные в процессе изучения предмета «Детали машин и Основы конструирования». Был изучен принцип действия привода эскалатора, на основании расчетов спроектирован редуктор и муфта. Ознакомился с правилами и принципами оформления конструкторской документации.

Список литературы

  1.  Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов. 8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004. 496 с.
  2.  Поляков В.С., Барбаш И.Д. Справочник по муфтам. Л.: Машиностроение, 1974. 352с.
  3.  Хруничева Т.В. Детали машин: типовые расчёты на прочность, 2007г. -224с.
  4.  Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1989.-496с.:ил.


B

DN


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

10673. Изучение диаграммы деятельности, изображение условных и параллельных поведений систем 778 KB
  Лабораторная работа №7 по дисциплине €œCASEтехнологии Диаграммы деятельности Цель работы: изучить диаграммы деятельности научиться изображать условное и параллельное поведение систем. Теоретические сведения Деятельность представляет собой нек
10674. Моделирование контекста и функциональных требований к системе 233 KB
  Практическая работа №1 Моделирование контекста и функциональных требований к системе Цель работы: изучение диаграммы прецедентов: ее элементов актеров и прецедентов и основных типов связи между ними получение основных навыков построения диаграммы прецедентов в п...
10675. Проблема сознания в философии. Идеальное бытие сознания 99 KB
  Проблема сознания в философии. Идеальное бытие сознания. Наличие сознания разума уникальная человеческая черта. Его возможности принято считать безграничными. Именно благодаря разуму человечество сумело занять господствующее положение в биосфере. Но каким образ
10676. Основной вопрос и основные направления философии 43.5 KB
  Основной вопрос и основные направления философии 1. Общее понятие основного вопроса философии его стороны. Основным в философии традиционно считается вопрос об отношении мышления к бытию а бытия к мышлению сознанию. Важность данного вопроса заключается в том что
10677. Слово про похід Ігорів 15.4 KB
  Слово про похід Ігорів Як краще розповісти про похід Ігорів за зразком давнього співця Бояна чи за вимогами сучасності Ігор Святославович укріпив ум силою а серце вигострив мужністю й повів свої хоробрі полки на землю Половецьку за землю Руську. Ігор чекає свого бра
10678. Балада БОНДАРІВНА 14.55 KB
  Балада БОНДАРІВНА У містечку Богуславку Каньовського пана Там гуляла Бондарівна як пишная пава. У містечку Богуславку сидить дівок купка Межи ними Бондарівна як сива голубка. Прийшов до них пан Каньовський та й шапочку ізняв Обійняв він Бондарівну та й поцілував. Ой ...
10679. Історичні пісні. Ой Морозе, Морозенку 14.16 KB
  Ой Морозе Морозенку Історичні пісні Ой Морозе Морозенку Ти славний козаче За тобою Морозенку Вся Вкраїна плаче. Не так тая Україна Як та стара мати Заплакала Морозиха Та стоячи біля хати. Ой зза гори та зза кручі Буйне військо виступає. Попереду Морозенко Сивим ко...
10680. Пісня про Богдана Хмельницького Чи не той то Хміль 14.13 KB
  Чи не той то Хміль Пісня про Богдана Хмельницького Історичні пісні Чи не той то хміль Що коло тичин вється Ой той то Хмельницький Що з ляхами бється. Чи не той то хміль Що по пиві грає.. Ой той то Хмельницький Що ляхів рубає. Чи не той то хміль Що у пиві кисне Ой той...
10681. Енеїда - Котляревський Іван 16.48 KB
  Енеїда Котляревський Іван Після загибелі Трої Еней разом з товаришами відпливає у море. Еней був парубок моторний І хлопець хоть куди козак Удавсь на всеє зле проворний Завзятіший од всіх бурлак. Но греки як спаливши Трою Зробили з неї скирту гною Він взявши торбу т...