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

29888. Сущность и функции кредита. Их признаки и содержание. Законы кредита 36.5 KB
  Сущность и функции кредита. Законы кредита. Кредитные отношения могут выражаться в разных формах кредита коммерческий кредит банковский кредит и др. Сущность же кредита всегда устойчива и неизменна: кредит – это экономические отношения между кредитором и заемщиком по поводу возвратного движения стоимости в товарной или денежной форме.
29889. Ценообразование в условиях смешанной экономики. Равновесная цена. Функции цен 17.39 KB
  Равновесная цена. Наряду с прямым установлением и регулированием цен государственные органы осуществляют контроль за ценами. Равновесная цена. Равнове́сная цена или сбалансированная цена цена на конкурентном рынке при которой количество товаров и услуг которые желают купить потребители абсолютно соответствует количеству товаров и услуг которые производители желают предложить.
29890. Основные показатели оценки банкротства предприятия 36.97 KB
  В соответствии с действующим законодательством о банкротстве предприятий для диагностики их несостоятельности применяется ограниченный круг показателей: коэффициенты текущей ликвидности обеспеченности собственным оборотным капиталом и восстановления утраты платежеспособности. Основанием для признания структуры баланса неудовлетворительной а предприятия неплатежеспособным является наличие одного из условий: а коэффициент текущей ликвидности на конец отчетного периода имеет значение ниже нормативного 17 в Республике Беларусь 2 в...
29891. Формы кредита и его роль в международных эконмических отношениях 15.36 KB
  Формы кредита и его роль в международных эконмических отношениях. Креди́т или кредитные отношения общественные отношения возникающие между субъектами экономических отношений по поводу движения стоимости. Кредитные отношения могут выражаться в разных формах кредита коммерческий кредит банковский кредит и др. Формы кредита: Коммерческий кредит.
29892. Основные фонды хозяйствующих субъектов. Проблемы воспроизводства основных фондов 81.4 KB
  Проблемы воспроизводства основных фондов. Каждый вид основных фондов имеет определенное назначение и сферу применения. Применяется следующая типовая классификация объектов основных фондов: 1. Это приводит к моральному старению проектных решений уже в процессе создания основных фондов.
29893. Оценка структуры затрат с позиции доходности и риска 18.95 KB
  Затраты размер ресурсов для упрощения измеренный в денежной форме использованных в процессе хозяйственной деятельности за определённый временной этап. Для расчёта себестоимости всего объёма производства и анализа структуры издержек все затраты составляющие структуру себестоимости согласно статье № 253 Налогового Кодекса РФ сгруппированы в соответствии с их экономическим содержанием по следующим экономическим элементам: материальные затраты за вычетом стоимости возвратных отходов; затраты на оплату труда; отчисления на социальные...
29894. Производные ценные бумаги, условия их функционирования на фондовом рынке 18.94 KB
  Производные ценные бумаги условия их функционирования на фондовом рынке. Производные ценные бумаги возникли в процессе развития рынка ценных бумаг в промышленно развитых странах. Производными ценные бумаги называются потому что они вторичны по отношению к основным классическим ценным бумагам акциям и облигациям. В настоящее время эти ценные бумаги получили название деривативы.
29895. Цели и функции центральных банков 18.38 KB
  Функции центральных банков Среди многообразных функций центральных банков следует выделить основные без которых невозможно выполнение главной задачи центрального банка сохранение стабильности национальной денежной единицы и дополнительные соответствующие решению этой задачи. осуществление контроля за функционированием кредитнобанковской системы;. организации платежнорасчетных отношений коммерческих банков;.
29896. Прибыль коммерческой организации: сущность, формирование и использование 67.39 KB
  Как экономическая категория прибыль отражает чистый доход созданный производительным трудом в сфере материального производства.Как цель деятельности коммерческой организации предприятия прибыль в условиях рыночной экономики является главным фактором экономического развития коммерческой организации. Прибыль характеризует экономический эффект полученный в результате деятельности предприятия организации.