Расчет механического привода узла технологического оборудования

Определение кинематических и силовых параметров привода. Выбор электродвигателя и редуктора; расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Проверочный расчет валов, выбор и расчет подшипников, шпоночных соединений. Сборка привода и порядок работы.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 29.08.2013
Размер файла 3,3 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

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

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования республики Беларусь

Полоцкий государственный университет

Кафедра механики

Курсовой проект

По прикладной механике

На тему:

Расчет механического привода узла технологического оборудования

Разработал: Швыдкин Н.В.

Студент группы 11-ХТ

Проверил: профессор

Завистовский В.Э.

Новополоцк - 2013

Содержание

Введение

1. Кинематические расчеты

1.1 Составление кинематической схемы привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя по каталогу

1.4 Выбор типового редуктора

2. Определение кинематических и силовых параметров привода

2.1 Расчет передаточных чисел понижающей передачи

2.2 Расчет частот вращения

2.3 Расчет угловых скоростей

2.4 Расчет мощностей

2.5 Расчет вращающих моментов

3. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес

3.2 Расчет силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

3.3 Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи

3.3.1 Расчет на контактную прочность

3.3.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

4. Проверочный расчет валов

4.1 Определение начальных диаметров валов

4.2 Проверочный расчет на статическую прочность

5. Выбор и расчет подшипников

6. Расчет шпоночных соединений

7. Подбор и проверочный расчет муфты

8. Технический расчет рамы

9. Система смазки

10. Сборка привода и порядок работы

Заключение

Литература

ВВЕДЕНИЕ

Приводом называют устройство, которое приводит в действие двигателем различные машины или механизмы. Энергия необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно или с помощью дополнительных устройств. Передача энергии непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя (на пример в приводах вентиляторов, насосов и т.п.). В остальных случаях применяют передаточные механизмы на основе механических передач (зубчатые, червячные, цепные, ременные и другие), согласующие скорости и моменты двигателя и рабочего органа машины (двигателя).

В данном курсовом проекте разработан привод, состоящий из электродвигателя (ГОСТ 19523-81), редуктора c цилиндрической трехступенчатой косозубой передачей соединенной с двигателем упругой муфтой.

Исходные данные: Рвых= 14 кВт; nвых= 20 мин-1; редуктор цилиндрический трехступенчатый; Муфта упругая втулочно-пальцевая; режим работы: двухсменный со слабыми толчками; продолжительность работы Lh = 6900 часов.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ

1.1 Составление кинематической схемы привода

Принципиальная схема привода

1.2 Определение потребной мощности электродвигателя

Определение КПД привода:

, где

КПД закрытой цилиндрической передачи;

КПД подшипниковой пары;

Тогда

Определение потребной мощности электродвигателя:

1.3 Выбор электродвигателя

Электродвигатель подбираем по каталогу по определенной потребной мощности. В данном расчёте используется асинхронный двигатель переменного тока (ГОСТ 19523-74). Эти двигатели серии 4А по сравнению с двигателями А2 и А02 имеют определённые преимущества: меньшую массу на 18%, компактность, большие пусковые моменты, а также большую надёжность, меньшие уровни шума и вибраций. Поэтому по таблице 2.4 [1] производим подбор электродвигателей асинхронных серии 4А:

Таблица 1

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Синхронная частота вращения, об/мин

4А160М2У3

18,5

3000

4А 160М4У3

18,5

1500

4А180М6У3

18,5

1000

4А 200М8У3

18,5

750

Асинхронная частота вращения двигателя:

,

где - скольжение.

Принимаем =0,02. Тогда для выбранных двигателей асинхронная частота вращения будет:

Определение действительного передаточного отношения и разбивка его по ступеням.

Действительное передаточное отношение привода вычисляется по формуле:

где: nдв- асинхронная частота вращения электродвигателя об/мин.

nвых - частота вращения на выходном валу привода об/мин .

Из таблицы выписываем диапазоны передаточных чисел механических передач:

umin = 333= 27

umax =666=216

Подходят все варианты электродвигателей, поэтому берём самый оптимальный.

Окончательно принимаем электродвигатель марки 4А160М4УЗ с мощностью Р=18,5 кВт и n=1500 об/мин.:

Таблица 2

Основные размеры и масса электродвигателя марки 4А160М4УЗ основного исполнения

Тип

Число полюсов

Габаритные размеры, мм.

Установочно-присоединительные размеры, мм.

Массакг 225

4A160M4У3

4

410

220

624

254

300

60

210

248

65

15

18

48

110

55

108

279

160

1.4 Выбор типового редуктора

По исходным данным к курсовому проекту:

- мощность привода Рпр=18,5 кВт

и расчетным данным

- передаточное число редуктора u2=73,5

Редуктор выбрали из таб.120 [6].

Допускаемая мощность, характеристика зацепления РЦТ-750

Вес редуктора 950 кг

Габаритные размеры (в мм)

Типо-размер

u

nБ, об/ мин

nT, об/ мин

Pпр, кВт

Характеристика зацепления

быстроходная ступень

промежуточная ступень

тихоходная ступень

m, мм

z1

z2

b, мм

m, мм

z1

z2

b, мм

m, мм

z1

z2

b, мм

VI

80

1500

20

21,5

2,5

26

92

47

5

18

81

78

9

13

65

110

АБ

An

AT

А1

А6

А3

А4

А5

150

250

350

160

390

280

560

810

85

195

475

299

110

455

34

объем масла, л.

8

25

705

375

30

1260

930

415

252,5

310,5

337

385

220

450

50

Выходные диаметры валов

Быстроходный вал

Тихоходный вал

30

105

2. Определение кинематических и силовых параметров привода:

2.1 Передаточного числа понижающей передачи

u=z2/z1 , где z2- число зубьев колеса, z1- число зубьев шестерни;

u1=92/26=3,55 -передаточное число быстроходной ступени;

u2=81/18=4,5- передаточное число промежуточной ступени;

u3=65/13=5- передаточное число тихоходной ступени;

2.2 Частоты вращения

nx+1=nx/ux;

Вал электродвигателя:

n1=nдв=1467об/мин - частота вращения быстроходного вала;

n2=n1/u1=1467/3,55=465,714 об/мин - частота вращения 1-го промежуточного вала;

n3=n2/u2=465,714/4,5=103,5 об/мин - частота вращения 2-го промежуточного вала;

n4=n3/u3=103,5/5=20,7 об/мин - частота вращения тихоходного вала;

2.3 Угловой скорости

щx=р nx/30;

Вал электродвигателя:

щ1= - угловая скорость на быстроходном валу;

щ2=рn2/30= 3,14465,714/30=48,745 рад/с - угловая скорость на 1-м промежуточном валу;

щ3=рn3/30= 3,14103,5/30=10,832 рад/с - угловая скорость на 2-м промежуточном валу;

щ4=рn4/30=3,1420,7/30=2.166 рад/c- угловая скорость на тихоходном валу;

2.4 Мощности

Рx+1=Px;

Мощность вала электродвигателя:

P1=Pдв=18,5 кВт - мощность на быстроходном валу

P2=P1??п.к.

??цил.п.=18,50,990,96=17,4 кВт - мощность на 1-м промежуточном валу;

Р32??п.к.??цил.п.=17,40,990,96=16,54 кВт - мощность на 2-м промежуточном валу;

Р43??п.к. ??цил.п.=16,540,990,96=15,72 кВт - мощность на тихоходном валу;

2.5 Вращающих моментов

Tx=1000 Pxx;

Вал электродвигателя:

T1= - вращающий момент на быстроходном валу;

T2=1000P2щ/2=100017,4/48,745= 357 Нм - вращающий момент на 1-м промежуточном валу;

Т3=9550Р33=100016,54/10,832=1527 Нм - вращающий момент на 2-м промежуточном валу;

Т4=9550Р44=100015,72/2,166=7257 Нм - вращающий момент на тихоходном валу.

3. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

3.1 Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес

Наименование параметра

Обозначение

Формула

Косозубая передача

быстроходная ступень

промежуточная ступень

тихоходная ступень

делительный диаметр, мм

d

d1=65

d2=230

d1=90

d2=405

d1=117

d2=585

диамерт вершин зубьев, мм

da

da=d+2(х+ ha* )m

da1=70

da2=235

da1=100

da2=415

da1=135

da2=603

диаметр впадин, мм

df

df=d-2m(ha*+c*-х)

df1=58,75

df2=223,8

df1=77,5

df2=392,5

df1=94,1

df2=562,5

Ширина зубчатого венца

b2

b2=47,25

b2=78,75

b2=110,25

Ширина венца шестерни

b1

b1=52,92

b1=88,2

b1=123,48

При исходном контуре по ГОСТ 13754-81 принимаются угол главного профиля бщ=20о, коэффициенты высоты головки зуба ha*=1,0, радиального зазора с*=0,25. Так как редуктор без смещения, то x=0. Межосевые расстояния, модули, а также числа зубьев даны в таблице с габаритными размерами редуктор. Подстрочные индексы 1-шестерня, 2-зубчатое колесо.

Конструкция зубчатого колеса и шестерни:

dст=1,6dвал , С=0,15b2 , q=2,4m ,

3.2 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

Сила

Формула

Косозубый передача

быстроходная ступень

промежуточная ступень

тихоходная ступень

Окружная, Ft , кН

Ft=2T/d

Ft1=3,66

Ft2=3,1

Ft1=7,93

Ft2=7,54

Ft1=26,1

Ft2=24,8

Радиальная, Fr , кН

Fr=Fttgбщ

Fr1=1,33

Fr2=1,13

Fr1=2,88

Fr2=2,74

Fr1=9,5

Fr2=9,03

Осевая Fa , кН

Fa1=0,6

Fa2=0,5

Fa1=1,3

Fa2=1,24

Fa1=4,29

Fa2=4

3.3 Расчет на прочность цилиндрической зубчатой передачи

Проверочный расчет на прочность зубчатых колес выполняется для известных размеров передачи и действующих нагрузок с целью определения нагрузочной способности.

Расчет производим для менее прочного из зубчатых колес передачи т.е. для тихоходной ступени.

3.3.1 Расчет на контактную прочность

Расчет на контактную прочность служит для предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев и является обязательным для закрытых зубчатых передач. Условие прочности, согласно ГОСТ 21354-87, записывается в следующем виде:

уhh0• ?[уhp],

где уhp-допускаемое контактное напряжение. уh-расчетное контактное напряжение.

Расчетное контактное напряжение уh, МПа, при контакте зубьев в полюсе зацепления, без учета дополнительных нагрузок (Kh=1), определяется по формуле:

уh=ZE ZH Zе ,

где, ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес(принимаем ZЕ =275 (Н/мм)0,5); ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (принимаем; ZH=1,77-для прямых зубьев) Zе? коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (Zе=1,0-для рамых зубьев); qH ? удельная расчетная сила н м; d -делительный диаметр шестерни; u ?передаточное число

Удельная расчетная нагрузка qH находится по формуле:

qH=(2000T•K•K•KHV)/(b•d), H/мм,

где T-расчетная нагрузка, Н?м; K? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем K=1); K-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца( принимаем); K =1,025; KHV ? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении( принимаем KHV=1); b? ширина зубчатого венца.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

hp ]=(0.9•уh lim•ZN)/SH ,

где уh lim? предел контактной выносливости, МПа, при HB?350,

уhlim=2HB+70,

ZN?коэффициент долговечности 1 ?ZN?2.6;

SH ?коэффициент запаса прочности, 1,1...1,2.

Принимаем: уh lim= 530; ZN=1,2; SH=1,1;

Выбираем материалы зубчатого колеса и шестерни из таб.4.11.[5].

Материал шестерни - сталь 45ХН: НВ1=230-280, уB1=850 МПа, уT1=650 МПа. Материал зубчатого колеса - сталь 40Х: НВ2=230-260, уB2=850 МПа, уT2=550 МПа.

Удельная расчетная нагрузка qH:

qH = 2000T1KKKH?/(bd1) = 2000

Н/мм

Расчетное контактное напряжение уh :

уh=ZE ZH Zе

=334,8 Мпа

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 4.1.3. [5] в зависимости от НВ:

H lim1(2)=2HB1+70:

- для шестерни

H lim1=2HB1+70=2230+70=530 МПа;

- для зубчатого колеса

H lim2=2HB2+70=2240+70=550 Мпа;

Допускаемые контактные напряжения:

Н1(2)=,

Н1==520 МПа;

Н2==540 МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических прямозубых колес за уНР принимается наименьшее из рассчитанных уН1Н2. т.е. НРН1=520 МПа

уH<уHP, следовательно выполняется условие расчета на контактную прочность.

3.3.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Данный вид расчета служит для предотвращения усталостного излома зубьев и является обязательным для открытых зубчатых передач .Условие прочности имеет следующий вид: уffp

где, уfp - допускаемое напряжение изгиба зубьев, МПа.

Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба определяется по формуле:

уf= Yfs Yе Yв qf/m ,

где Yfs? коэффициент, учитывающий форму зуба (принимаем Yfs=4,27); Yе- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем Yе=1); Yв- коэффициент, учитывающий наклон зуба (принимаем Yв=1); m? модуль зацепления; qf ? удельная расчетная окружная сила.

Удельная расчетная окружная сила qf определяется по формуле:

qf=(2000T•K•K•K)/(b•d) [H/мм];

где K? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на выносливость при изгибе; K? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе; K? коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, при расчете на выносливость при изгибе.

K, K -определяются по кривым на рисункe 6.25 и таблице 6.8. [7].

Принимаем: К=1- для прямозубых колес; K=1; K=1,5.

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

fp ]=0.4уf lim YN YA;

где уf lim? предел выносливости при изгибе материалов зубчатых колес, МПа, при HB?350, уf lim=1,75HB, YN?коэффициент долговечности 1 ?YN?4 ; YA ? коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Принимаем HB=291,4 то,

уf lim=1,75HB=; YN=1; YA=1.

Удельная расчетная окружная сила qf :

qf = (2000T•K•K•K)/(b•d)=

Расчетное напряжение:

уf= Yfs Yе Yв qf/m==160 Мпа.

Допускаемое контактное напряжение:

fp ]= 0.4уf lim YN YA=

Условие прочности уf?[уfp] выполняется.

4. Проверочный расчёт валов

4.1 Определение начальных диаметров валов

По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных концов валов:

Быстроходный вал:

Принимаем:

диаметр выходного конца вала (т.к. дан диаметр в габаритных размерах редуктора) d1 = 30 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатой шестерни 1 d1 з.ш = 44 мм

диаметр вала под подшипники dп.у.1 = 40 мм;

диаметр буртика dбр=54 мм

Промежуточный вал 1:

Принимаем:

диаметр вала под подшипники dп.у.2 =50 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 1 зубчатой шестерни 2 dвал2 = 50 мм. Диаметр буртика dбр=65 мм

Промежуточный вал 2:

Принимаем:

диаметр вала под подшипники dп.у.3 = 70 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 1 зубчатой шестерни 2 dвал3 = 70 мм. Диаметр буртика dбр=85 мм

Тихоходный вал:

Принимаем:

диаметр выходного конца вала (т.к. дан диаметр в габаритных размерах редуктора) d4 = 105 мм;

диаметр вала под подшипники dп.у.4 =110 мм;

диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 2 dвала4 = 110 мм.

4.2 Проверочный расчет на статическую прочность

Быстроходный вал

Вертикальная плоскость-а, Горизонтальная плоскость-б.

Вертикальная плоскость:

?MA =0; Rb1=(Fr1 130 +Fa1•32,5)/390 = (1330•130+600•32,5)/390= 493,3 H;

?MB =0; Ra1=(Fr1 260 -Fa1•32,5)/390 = (1330•260-600•32,5)/390=836,6 H;

Проверка:

?Y=-Ra1+Fr1-Rb1=-493,3+1330-836,6=0;

Изгибающие моменты:

0 z1; ; Mx1=Ra1•z1;

При z1=0, Mx1=0; при z1=130, Mx1=836,6•130=108758 Н•мм;

z2; ?M=0;

Mz2=Ra1•z2+Fa1•32,5-Fr1•(z2-130);

При z2 = 130, Mz2 = 836,6•80+600•32,5 = 128258(Н•мм);

При z2 = 390, Mz2=836,6•390+600•32,5-1330•260 = 0 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:

?MA =0 Rb2=(Ft1 130)/390 = (3660•130)/390 = 1220 H

?MB =0;Ra2=(Ft1•260)/390=(3660•260)/390=2440 H

Проверка:

?Y=Ra2-Ft1+Rb2=1220+2440-3660=0 Н.

Изгибающие моменты:

z1; Mz1=Ra2•z1; при z1=0, Mz1=0;

При z1=130, Mz1=2440•130=317200 (Н•мм);

z2; Mz2=Ra2•z2-Ft1•(z2-130);

При z2=130, Mz2=2440•130=317200 (Н•мм);

При z2=390, Mz2=2440•390-3660(390-130)=0 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

RA=(Ra12+Ra22)0,5=(836,62+24402)0,5=(699899,56+5953600)0,5=2579,4 H;

RB=(Rb12+Rb22)0,5=(493,32+12202)0,5=(2433445+1488400)0,5=1980,36 H;

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(Mz2+Mz/2)0,5=(3172002+1154402)0,5=(100615840000+13326393600)0,5=

=(113946233600)0,5=337560 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжени:

Эскиз вала:

Промежуточный вал 1

Вертикальная плоскость - а, Горизонтальная плоскость - б.

Вертикальная плоскость:

?MA =0;

RB0=(Fr2•130+Fa2•115+Fr1•295+Fa1•45)/390=(1130•130+500•115+2880•295+

+1300•45)/390=2852,5 Н;

?MB =0;

RA0=(Fr2 •260-Fa2•115+Fr1•95-Fa1•45)/290=(1130•260-500•115+2880•95-

1300•45)/390=1157,4 Н ;

Проверка:

?Y=-RA0+Fr2+Fr1-RB0=-2852,5+1130+2880-1157,4=0;

0z1130; Mz1=RA1•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=1157.4•130=150462 (Н•мм);

0z2295; Mz2=RA1•z2+Fa2•115-Fr2•(z2-130);

При z2=130, Mz2=150462(Н•мм);

При z2=295, Mz2=212483 (Н•мм);

0z395; Mz3=Rb1•z3;

При z3=0, Mz3=0 (Н•мм);

При z3=95, Mz3=2852,5•95=270987,5 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:

?MA =0; RB2=(Ft2•130 +Ft1•295)/390=(3100•130+7930•295)/390=7031,6 H;

?MB =0; RA2=(Ft2•260 +Ft1•95)/580=(3100•260+7930•95)/390=3998,3 H;

Проверка:

?Y=RА2-Ft1-Ft2+RB2=7031,6-3100-7930+3998,3=0;

Изгибающие моменты:

0z1130; Mz1=RA1•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=3998,3•130=519779 (Н•мм);

0z2295; Mz2=RA2•z2;

При z2=130, Mz2=3998,3•130=519779 (Н•мм);

При z2=295, Mz2=3998,3•295-3100•165=667998,5 (Н•мм);

0z395; Mz3=Rb2•z3;

При z3=0, Mz3=0 (Н•мм);

При z3=95, Mz3=7031,6•95=668002 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

RA=(Ra12+Ra22)0,5=(1157,42+3998,32)0,5=4162,4H;

RB=(Rb12+Rb22)0,5=(2852,22+7031,62)0,5=7588 H;

Суммарный изгибающий момент в сечении под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(Mz2+Mz/2)0,5=(6680022+270987,52)0,5=720870,4 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжения:

Эскиз вала:

Промежуточный вал 2

Вертикальная плоскость - а, Горизонтальная плоскость - б.

Вертикальная плоскость:

?MA = 0;

RB1=(Fr1•130+Fa1•58,5+Fr2•29,5+Fa2•202,5)/390=9500•130+4290•58,5+

2740•29,5+1240•202,5)/390=6526,5 Н;

?MB =0;

RA1=(Fr1 •260-Fa1•58,5+Fr2•95-Fa2•202,5)/390=9500•260-4290•58,5+2740•95-

1240•202,5)/390= 5713,4 Н;

Проверка:

?Y=-RA0+Fr2+Fr1-RB0=-5713,4+9500+2740-6526,5=0;

0z1130; Mz1=RA1•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=5713,4•130=742742 (Н•мм);

0z2295; Mz2=RA1•z2+Fa1•58,5-Fr1•(z2-130);

При z2=130, Mz2=993707 (Н•мм);

При z2=295, Mz2=368918 (Н•мм);

0z395; Mz3=Rb1•z3;

При z3=0, Mz3=0 (Н•мм);

При z3=95, Mz3=6526,5•95=620017,5 (Н•мм);

силовой привод цилиндрический прямозубый

Горизонтальная плоскость:

?MA =0; RB2=(Ft1130+Ft2295)/390=(26100•130+7540•295)/390=14403,3 H;

?MB =0; RA2=(Ft1 260 +Ft2•95)/390=(26100•260+7540•95)/390=19236,6 H;

Проверка:

?Y=RА1-Ft1-Ft2+RB1=17975,7-26100-7540 +14403,3 =0;

Изгибающие моменты:

0z1130; Mz1=RA2•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=19236,6•130=2500,758 (Н•мм);

0z2295; Mz2=RA2•z2-Ft1•(z2-130);

При z2=130, Mz2=2500758 (Н•мм);

При z2=295, Mz2=1368297 (Н•мм);

0z395; Mz3=Rb2•z3;

При z3=0, Mz3=0 (Н•мм);

При z3=95, Mz3=14403,3•95=1368313,5 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

RA=(Ra12+Ra22)0,5=(5713,42+19236,62)0,5=16017 H;

RB=(Rb12+Rb22)0,5=(14403,32+6526,52)0,5=15812,97 H;

Суммарный изгибающий момент в сечений под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(Mz2+Mz/2)0,5=(25007582+9937072)0,5=2690899,5 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжения:

Эскиз вала:

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость -а, Горизонтальная плоскость-б.

Вертикальная плоскость:

?MA =0; RB1=(Fr2•130+Fa2•192,5)/390=(9030•130+400•292,5)/390=3310 Н;

?MB =0;

RA1=(Fr2 •260-Fa2•292,5)/390=(9030•260-400•292,5)/390=5720 Н ;

Проверка: ?Y=-RA1+Fr2 -RB=-5720+9030-3310=0 H;

0z1130; Mz1=RA1•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=5720•130=743600 (Н•мм);

0z2390; Mz2=RA1•z2+Fa2•292,5-Fr2•(z2-130);

При z2=130, Mz2=860600 (Н•мм);

При z2=390, Mz2=0 (Н•мм);

Горизонтальная плоскость:

?MA =0; RB1=(Ft2 •130)/390=24810,3•130/390=8270,1 H;

?MB =0; RA1=(Ft2 •260)/390=4810,3•260/390=16540,2 H;

Проверка:?Y=RА2 -Ft2+RB2=16540,2-24810,3+8270,1=0;

Изгибающие моменты:

0z1130; Mz1=RA2•z1;

При z1=0, Mz1=0 (Н•мм);

При z1=130, Mz1=16540,2•130=2150226 (Н•мм);

0z2390; Mz2=RA2•z2-Ft2•(z2-130);

При z2=130, Mz2=16540,2•130= 2150226 (Н•мм);

При z2=390, Mz2=16540,2•390-24810,3•260=0 (Н•мм);

Находим суммарные реакций в опорах:

RA=(Ra12+Ra22)0,5=(57202+16540,22)0,5=17501,3 H;

RB=(Rb12+Rb22)0,5=(33102+8270,12)0,5=8907,9 H;

Суммарный изгибающий момент в сечений под шестерней (это сечение наиболее нагруженное):

M=(Mz2+Mz/2)0,5=(8606002+21502262)0,5=2316029 (H•мм);

Определение эквивалентного напряжени:

Эскиз вала:

5. Выбор и расчет подшипников

Расчет подшипников для быстроходного вала

Выбираем подшипники шариковые легкой узкой серии 36208 с базовой динамической грузоподъемностью Сr=38900 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

RA=2579,4 H; RB=1980,36 H.

Вычисляем значения эквивалентных нагрузок для каждой из опор.Так как на опору В и А действует радиальная и осевая силы то эквивалентную динамическую радиальную нагрузку подшипников определим по формуле:

PrA=(X*V*FrA+Y*Fa) *Kу*KT.

- коэффициент безопасности, учитывающий характер внешней нагрузки - нагрузка с умеренными толчками,

- коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла - .

- коэффициент вращения - при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;

- осевая нагрузка, действующая на вал;

Значения коэффициентов X и Y зависят от отношения осевой нагрузки подшипника к его радикальной Fa/V*FrA, величины отношения осевой нагрузки подшипника к его базовой статической радиальной грузоподъемности Fa/C0r, величины е - предельного значения отношения Fa/Fr.

Для подшипника 36208 : D=80 мм; d=40 мм.

Число шариков

z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(80+40)/(80-40)=8.

Диаметр шариков:

dш = (0,275…0,3175)*(D-d) = (0,275…0,3175)*(80-40)=13,75…5,875 мм.

е=0,28 *(Fa/z *dш *cosб)0,23=0,28 *(600/8 *15,88 *1,0)0,23=0,4

Опора А: вычисляем отношение

Fa/V *FrA=600/1,0 *2579,4=0,23

Т.к. отношение Fa/V *FrA=0,23<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrA=X *V*FrA*Kу*KT=1,0 *1,0 *2579,4 *1,2 *1,0=3353,2 H

Опора В; вычисляем отношение

Fa/V *F=600/1,0 *1980,36=0,3

Т.к. отношение Fa/V *FrB=0,3<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrB=X *V*FrB*Kу*KT=1,0 *1,0 *1980,36 *1,2 *1,0=2574 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка PrA>PrB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а1- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а1=1- при 90% надежности); а23- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а23=1,4- при хорошем

смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников);

c=38900Н; Р=3353,2 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой узкой серии 36208 (d=40, D=80, B=18 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для первого промежуточного вала

Выбираем подшипники шариковые тяжелой узкой серии 66410 с базовой динамической грузоподъемностью Сr=98900 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

RA=4162,4 H; RB=7588 H.

Для подшипника 66410: D=130 мм; d=50 мм.

Число шариков z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(130+50)/(130-50)=7.

Диаметр шариков:

dш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(130-50)=22…25,4 мм.

е=0,28 *(Fa/z *dш *cosб)0,23=0,28 *(1300/7 *25,4 *1,0)0,23=0,442

Опора А: вычисляем отношение

Fa/V *FrA=1300/1,0 *4162,4=0,31

Т.к. отношение Fa/V *FrA=0,31<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrA=X *V*FrA*Kу*KT=1,0 *1,0 *4162,4 *1,2 *1,0=5411,12 H

Опора В, вычисляем отношение

Fa/V *F=1300/1,0 *7588=0,17

Т.к. отношение Fa/V *FrB=0,17<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrB=X *V*FrB*Kу*KT=1,0 *1,0 *7588*1,2 *1,0=89700 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка PrA>PrB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а1- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а1=1- при 90% надежности); а23- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а23=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c = 98900Н; Р=5411,12 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный тяжелой узкой серии 66410 (d=50, D=130, B=31 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для второго промежуточного вала

Выбираем подшипники шариковые тяжелой узкой серии 66414 с базовой динамической грузоподъемностью Сr = 195000 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

RA=16017 H; RB=15812,97 H.

Для подшипника 66414: D=180 мм; d=70 мм.

Число шариков

z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(180+70)/(180-70)=8.

Диаметр шариков:

dш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(180-70)=30…35 мм.

е=0,28 *(Fa/z *dш *cosб)0,23=0,28 *(4290/8*35 *1,0)0,23=0,564

Опора А: вычисляем отношение

Fa/V *FrA=4290/1,0 *20067=0,213

Т.к. отношение Fa/V *FrA=0,213<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrA=X *V*FrA*Kу*KT=1,0 *1,0 *16017 *1,2 *1,0=17560 H

Опора В, вычисляем отношение

Fa/V *F=4290/1,0 *15812,97=0,27

Т.к. отношение Fa/V *FrB=0,27<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrB=X *V*FrB*Kу*KT=1,0 *1,0 *15812,97*1,2 *1,0=16975,6 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка PrA>PrB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а1- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а1=1- при 90% надежности); а23- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а23=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c=195000Н; Р=17560 Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный тяжелой узкой серии 66414 (d=70, D=180, B=42 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

Расчет подшипников для тихоходного вала

Выбираем подшипники шариковые средней узкой серии 66322 с базовой динамической грузоподъемностью Сr=225000 Н.

Значение радиальных реакций подшипниковых опор:

RA=17501,3 H; RB=8907,9 H.

Для подшипника 66322: D=240 мм; d=110 мм.

Число шариков z=2,9 *(D+d)/(D-d)=2,9 *(240+110)/(240-110)=8.

Диаметр шариков:

dш=(0,275…0,3175)*(D-d)=(0,275…0,3175)*(240-110)=35,75…41,275 мм.

е=0,28 *(Fa/z *dш *cosб)0,23=0,28 *(4000/8*41,275 *1,0)0,23=0,497

Опора А: вычисляем отношение

Fa/V *FrA=4000/1,0 *17501,3=0,228

Т.к. отношение Fa/V *FrA=0,228<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrA=X *V*FrA*Kу*KT=1,0 *1,0 *17501,3 *1,2 *1,0=19673,1 H

Опора В, вычисляем отношение

Fa/V *F=4000/1,0 *8907,9=0,44

Т.к. отношение Fa/V *FrB=0,44<e , то X=1,0; Y=0

Тогда PrB=X *V*FrB*Kу*KT=1,0 *1,0 *8907,9*1,2 *1,0=10689,48 H

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка PrA>PrB.

Т.к. для обеих опор берем одинаковые подшипники, то дальнейший расчет проводим для большей из величин, т.е. для :

Базовая долговечность подшипника:

где а1- коэффициент, учитывающий надежность подшипников (принимаем а1=1- при 90% надежности); а23- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и смазывания подшипника, качество материала деталей подшипника (принимаем а23=1,4- при хорошем смазывании, отсутствии перекосов и использовании высококачественных материалах деталей подшипников); c=225000Н; Р=19673,1Н; n=6900- продолжительность работы.

Так как базовая долговечность оказалась несколько выше рекомендованной (10000 часов), то выбранный ранее подшипник шариковый радиально-упорный однорядный средней узкой серии 66322( d=110, D=240, B=50 (ГОСТ 831-75)) подходит для использования в данных условиях.

6. Расчет шпоночных соединений

Т.к. высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, то расчет шпоночных соединений сведем к нахождению длины шпонки на основании принятого допускаемого напряжения.

Выберем для редуктора работающего при нормальной нагрузке по табл.5.11.,c.78,[4].

1. Шпонка на быстроходном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

где ,

тогда

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

2. Шпонки на промежуточном валу 1

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

3. Шпонки на промежуточном валу 2

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

4. Шпонки на тихоходном валу

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

Исходя из диаметра вала , выберем призматическую шпонку с округленными концами со следующими размерами:

Определим рабочую длину шпонки:

Находим общую длину шпонки:

Принимаем шпонку по ГОСТ 23360-78.

7. Подбор и проверочный расчёт муфты

Для передачи вращающего момента от двигателя будем использовать муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Материал полумуфт - Чугун СЧ 20 по ГОСТ 1412-85. Пальцев - сталь 45 по ГОСТ-1050-88. Применяются для передачи вращающих моментов со смягчением ударов с помощью упругих резиновых втулок надеваемых на пальцы,

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведут не по номинальному моменту Т, а по расчётному Тр.

По таблицам справочников для диаметра входного вала и крутящего момента на валу двигателя выбираем муфту таб.17.8 стр. 386 (справочник, Кузьмин, Чернин, Козинцов.)

МУФТА 250-32-1-45-1

Параметры муфты, мм

d и d1

TР, Нм

D0

dст

l1

l2

c

Пальцы

Втулка

dп

lп

резьба

z

dвт

lвт

40;45

250

120

80

25

25

4

18

42

М12

6

35

36

1. Проверяем прочность пальца на изгиб:

,

Тр - расчетный момент передачи на который муфта рассчитана.

lп - длина пальца, мм; D0 - диаметр окружности на которой расположены пальцы; z - число пальцев. dп - диаметр пальца;

2. Производим проверку прочности втулки на смятие:

Расчет показал, что принятая муфта полностью удовлетворяет условиям прочности.

8. Технический расчет рамы

Ориентировочная длина рамы Lрам=1350мм.

Высота рамы определяется из 2-х условий:

Принимаем Швеллер №20

Установка швеллеров

;

,

где а - расстояние от стенки швеллера до оси отверстия: а=45 мм.

;

;

= ;

= ;

Выбираем крепление рамы к фундаменту следующего вида.

h=200 мм; b=76 мм; s=5,2мм; t=9,0 мм; Rmax=9,5мм; rmax=4мм; d=24мм;

Amax=80мм; a=45мм; a1=60мм

Фундаментные болты

Принимаем болты фундаментные (ГОСТ 24379.1-80) типа 1 - болты фундаментные изогнутые - исполнение 1; d=M20; с мелким шагом резьбы

1,25мм; длину болта принимаем L=300мм. Принимаем шпильку из стали марки 09Г2С.

Болт 1.1.М201,25300 09Г2С ГОСТ 24379.1-80

Конструкция фундаментного болта

1 - шпилька;

2 - гайка по ГОСТ5915-70;

3 - шайба.

Рамы, сваренные из профильного проката, имеют достаточную жесткость, поэтому надобность в специальных ребрах жесткости обычно отпадает. Для удобства монтажа, демонтажа и осмотра узлов прокатные профили, составляющие раму, устанавливаются полками наружу. После сварки и до механической обработки раму необходимо отжечь.

При нашей длине рамы по табл. 10.3 выбираем необходимое количество фундаментных болтов. Диаметр - 20 мм; Количество - 12 штук

9. Система смазки

Выбор смазки для редуктора

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых колес, удаление продуктов износа и предохранение от коррозии применяют два способа смазки: картерная (окунанием) и циркуляционная.

Наиболее простым и надежным является картерная смазка, применяемая при окружной скорости колес до 15м/с рекомендуется погружать в масло только колесо на глубину 3…4 модуля, но не менее, чем на 10мм. Колеса при окружной скорости не более 2м/с можно погружать на глубину до 1/3 и более радиуса колеса.

Для редуктора по выбираем минеральное масло И-20А (ГОСТ 20799-75) с вязкостью при 50?С равной 17..23мм2/с.

Уровень масла в корпусе контролируется с помощью пробочного маслоуказателя. При этом масло захватывается и разбрызгивается быстровращающемся колесом, шестерней, причем в корпусе создается масляный туман.

Смазка подшипников

Для смазки подшипников качения применяют консистентные или жидкие минеральные смазки. Смазка не только уменьшает трение на рабочих поверхностях между телами качения и сепаратором, но и способствует теплоотводу, повышает амортизирующую способность подшипника при ударных и вибрационных нагрузках, заполняет зазоры в уплотнениях и улучшает работу узла, уменьшает шумность подшипника, предохраняет его от коррозии.

В нашем случае подшипники смазываются разбрызгиванием масла из общей масляной ванны. Это один из способов жидкого смазывания подшипников - он наиболее существенно снимает момент трения и температуру подшипниковой пары, также обеспечивает наибольшую предельную частоту вращения.

Уплотнительные устройства

Подшипники должны быть тщательно защищены от попадания в них пыли и грязи. Для этого, а также для предохранения вытекания смазки из корпуса подшипника, применяют внешние уплотнительные устройства. Для подшипников, смазываемых консистентными мазями, предусматривают внутренние уплотнительные устройства, назначение которых противодействовать поступлению в корпус подшипника лишней смазки, разбрызгиваемой колёсами. В качестве внешнего устройства - будем использовать манжетные уплотнения, а в качестве внутреннего- маслоудерживающие кольца.

10. Сборка привода и порядок работы

Описание последовательности сборки и разборки привода

Сборка редуктора:

Сборку производим в одной из половинок корпуса (желательно производить сборку в нижней её половине)

1. Устанавливаем на вал, изготовленный з...


Подобные документы

  • Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015

  • Описание устройства и работы привода, его структурные элементы. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет цилиндрической прямозубой быстроходной передачи. Предварительный и окончательный расчет валов, выбор муфт, соединений.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 09.03.2012

  • Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытой и открытой цилиндрической зубчатой передачи. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Выбор и проверка шпоночных соединений, смазка редуктора. Проектирование рамы конструкции.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 23.02.2013

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Определение параметров цилиндрической передачи редуктора, проектный расчет валов. Конструктивное оформление корпуса и крышки, оформление зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [769,1 K], добавлен 24.01.2016

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

    курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011

  • Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Описание конической прямозубой и цилиндрической косозубой передачи. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса редуктора.

    курсовая работа [429,7 K], добавлен 14.10.2011

  • Расчет кинематических параметров привода, конструктивных размеров колес. Выбор материалов зубчатых колес. Определение допустимых напряжений. Компоновка редуктора, выбор подшипников, расчет шпоночных соединений и муфт. Частота вращения электродвигателя.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 15.12.2013

  • Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

    курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012

  • Проектирование и расчет привода, зубчатой передачи и узла привода. Силовая схема привода. Проверочный расчет подшипников качения, промежуточного вала и шпоночных соединений. Выбор смазочных материалов. Построение допусков для соединений основных деталей.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 29.07.2010

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

  • Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011

  • Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.

    курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010

  • Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

    курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

  • Выбор двигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора и проверка прочности шпоночных соединений. Смазка редуктора.

    курсовая работа [2,7 M], добавлен 28.07.2013

  • Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.

    курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012

  • Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. Определение размеров корпуса редуктора. Выбор смазки зубчатого зацепления. Проверочный расчет шпонок.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 12.12.2009

  • Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.

    курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013

  • Назначение и описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора. Расчет валов и шпоночных соединений. Компоновка редуктора и элементов корпуса.

    курсовая работа [226,7 K], добавлен 09.03.2012

  • Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

    методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.