Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Российской Федерации

Кубанский государственный технологический университет

В. Г. Сутокский, С. Н. Журавлева

ДЕТАЛИ МАШИН

Проектирование механического привода общего назначения

Утверждено Редакционно - издательским советом университета в качестве учебного пособия

Краснодар

2001

УДК 621.81.001

С -

ББК 34.42

Сутокский В.Г., Журавлева С.Н. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учебное пособие/ Кубан. гос. технол. ун-т. - Краснодар: Издательство КубГТУ, 2001. - 80 с.

Рассмотрены методики кинематического и силового расчета механического привода, методики расчета зубчатых цилиндрических, цепных и клиноременных передач, валов, подшипников качения.

Представлен типовой пример проектирования привода общего назначения. Даны варианты заданий для выполнения курсовой работы. Приведены требования к оформлению текстовой и графической частей курсовой работы и справочные данные.

Предназначено для студентов дневной и заочной форм обучения специальностей: 210200 - Автоматизация технологических процессов и производств, 330200 - Инженерная защита окружающей среды, 101700 - Холодильная, криогенная техника и кондиционирование.

Ил. 18. Табл. 35. Библиогр.: 10 назв.

Рецензенты: профессор, канд. тех. наук Северин Ю. Д.

(Кубанский государственный аграрный университет);

кафедра технической механики Кубанского госу-

дарственного технологического университета

С - 210200, 330200, 101700

ISBN -

Кубанский государственный техно- логический университет, 2001

Содержание

Предисловие

Введение

1. Тематика курсовой работы

2. Цель курсовой работы

3. Исходные данные для курсовой работы

4. Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя

5. Выбор электродвигателя

6. Определение кинематических и силовых параметров валов привода

7. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

8. Расчет цепной передачи

9. Расчет клиноременной передачи

10. Проектный расчет валов

11. Эскизная компоновка редуктора

11.1 Конструирование валов

11.2 Предварительный выбор подшипников

11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников

11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений

11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора

12. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

13. Проверка подшипников на долговечность

14. Проверочный расчет тихоходного вала

15. Выбор шпонок и проверка их на прочность

16. Выполнение чертежа общего вида редуктора

17. Требования к оформлению курсовой работы

Список литературы

Приложение А - Задания и варианты на курсовую работу

Приложение Б - Справочник стандартных изделий

Приложение В - Форма титульного листа пояснительной записки курсовой работы

Приложение Г - Основные надписи по ГОСТ 2. 104 - 68

Приложение Д - Перечень основных частей редуктора

Предисловие

Учебное пособие подготовлено в соответствии с рабочими программами дисциплин «Теоретические основы механики» (специальность 210200), «Механика» (специальность 330200), «Детали машин и основы конструирования» (специальность 101700) для студентов дневной и заочной форм обучения. Рабочие программы дисциплин предусматривают выполнение курсовой работы по разделу «Детали машин» на тему «Проектирование механического привода общего назначения». Курсовая работа - первая конструкторская разработка, в ходе которой студент приобретает знания и навыки проектирования деталей и механизмов общего назначения. Выполнение курсовой работы базируется на знаниях математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, машиностроительного черчения и др.

Введение

Механический привод - важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематической схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят такие важные требования, предъявляемые к проектируемым машинам, как увеличение мощности при тех же габаритных размерах, повышение скорости и производительности, повышение коэффициента полезного действия (КПД), минимальная масса и низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант, в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задаче.

В учебном пособии изложены краткие теоретические сведения по расчету механического привода и его составляющих элементов: зубчатых цилиндрических, цепных и клиноременных передач, валов, подшипников.

Приведен типовой пример расчета и проектирования в соответствии с вариантами на курсовую работу, который наглядно иллюстрирует для студентов методологические основы выполнения поставленных задач.

Учебное пособие дополнит методическое обеспечение по разделу «Детали машин» учебных дисциплин и облегчит студентам их освоение.

1. Тематика курсовой работы

В соответствии с учебной программой объектами курсового проектирования являются механические приводы машин общего назначения, состоящие из изделий общемашиностроительного применения: механических передач, валов, подшипников, муфт и других. Блок-схема механического привода рабочей машины представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 - Блок-схема механического привода рабочей машины. 1- двигатель; 2 - передаточный механизм; 3 - рабочая машина; 4 - соединительные муфты

Угловые скорости вала двигателя _дв и ведущего вала рабочей машины _рв, как правило, не равны между собой. Для их согласования в механическом приводе применяется передаточный механизм, состоящий из набора механических передач, которые могут быть закрытыми (в корпусе) и открытыми. В качестве закрытых передач наибольшее распространение получили зубчатые (цилиндрические, конические) и червячные передачи. В качестве открытых - передачи с гибкой связью (ременные, цепные) и зубчатые.

Если закрытая механическая передача снижает угловую скорость, она называется редуктором , а если повышает - мультипликатором. Наибольшее распространение получили редукторы, которые и будем рассматривать в курсовой работе. кинематический клинорменная подшипник вал

Редуктор - законченный механизм, который помимо снижения угловой скорости вращения увеличивает вращающий момент. Редуктор соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами или открытыми механическими передачами. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Редукторы стандартизованы и серийно выпускаются специализированными машиностроительными заводами. В связи с многообразием потребностей отраслей промышленности число разновидностей редукторов велико [1].

Однако тематика курсовой работы ограничена двумя схемами привода общего назначения, в который, помимо электродвигателя, входят одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор и клиноременная или цепная передачи (приложение А).

2. Цель курсовой работы

Цель курсовой работы:

- обучить студентов методам проектирования; закрепить, расширить и углубить теоретические знания;

- развить у студентов навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений, оформлению текстовой и графической частей курсовой работы.

3. Исходные данные для курсовой работы

В задании на курсовую работу в качестве исходных данных (приложение А) выступают мощность Р₄, кВт, и частота вращения n₄, мин -¹, на приводном валу рабочей машины, а также коэффициент перегрузки К_п (таблица А.1). Срок службы привода длительный, нагрузка постоянная, работа двухсменная.

В качестве примера рассмотрим схему привода, изображенную на рисунке А.1,б (приложение А), со следующими исходными данными:

частота вращения на приводном валу рабочей машины n₄ = 90 мин -¹;

мощность на приводном валу рабочей машины Р₄ = 4,5 кВт;

коэффициент перегрузки К_п = 1,8;

нагрузка постоянная;

работа в две смены;

срок службы - длительный.

Типовой пример по кинематической схеме, изображенной на рисунке А.1,а (приложение А), рассмотрен в методических указаниях [2].

4. Расчет общего коэффициента полезного действия (КПД) привода и требуемой мощности электродвигателя

Общий коэффициент полезного действия привода _общ равен отношению полезной мощности Р_вых = Р₄, расходуемой на выполнение заданных технологических операций, к затраченной мощности Р_дв.тр электродвигателя, т.е.

. (1)

КПД - безразмерная величина или может измеряться в процентах. Он меньше единицы (или 100%) за счет потерь на преодоление сил трения при прохождении силового потока от электродвигателя к приводному валу рабочей машины. Чем выше КПД, тем совершеннее машина.

В механических приводах потери мощности имеют место в передачах, подшипниках и муфтах, ориентировочные КПД которых приведены в таблице 1. Общий КПД привода (при последовательной схеме) равен произведению КПД его элементов, имеющихся в кинематической схеме

_общ = _{1 2 3} ... _n . (2)

После расчета общего ориентировочного КПД привода по зависимости (2) определяют из формулы (1) требуемую мощность электродвигателя

, (3)

по которой он подбирается из каталога по ГОСТ 19523 - 81.

Таблица 1 - Значения КПД элементов механического привода [4]

Элемент привода
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача Цепная передача Ременная передача Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)	0,96...0,98 0,93...0,96 0,94...0,97 0,98...1,00 0,99...0,995

Пример расчета

Определим общий КПД рассматриваемого механического привода

_общ = _{м зп цп пп}³ , (4)

где _м - КПД муфты, принимаем _м = 1 (таблица 1);

_зп - КПД зубчатой цилиндрической передачи, _зп = 0,97 (таблица 1);

_цп - КПД цепной передачи, _цп = 0,95;

_пп - КПД пары подшипников, _пп = 0,99.

_общ = 1 0,97 0,95 0,99³ = 0,894.

Требуемая мощность электродвигателя по формуле (3) равна

Р_{дв. тр.} = 4,5 / 0,894 = 5,03 кВт.

5. Выбор электродвигателя

В качестве двигателей (рисунок 1) в механических приводах наибольшее распространение нашли электродвигатели, которые в большом количестве выпускаются промышленностью. Электродвигатель - один из основных элементов привода, от типа, мощности и частоты вращения которого зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машинного агрегата. Более подробно о разновидностях электродвигателей сообщено в работе [1].

В курсовой работе рекомендуется выбирать трехфазные асинхронные двигатели серии 4А, которые нашли широкое распространение во многих отраслях машиностроения за счет простоты конструкции, относительно небольшой стоимости, высокой эксплуатационной надежности. Эти двигатели наиболее универсальны, закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применять их для работы, как в закрытых помещениях, так и на открытых площадках в загрязненных условиях. Каждой мощности соответствует четыре типа двигателей с синхронными частотами вращения валов: 3000 мин^-1, 1500 мин^-1, 1000 мин^-1, 750 мин^-1. Под действием номинальной нагрузки двигатели имеют номинальную частоту вращения (асинхронную) ниже синхронной за счет потерь на скольжение. В таблице 2 приведены значения номинальных частот вращения для двигателей разных типоразмеров в интервале мощностей 2,2...22 кВт.

Значение номинальной мощности электродвигателя Р_ном выбирается из таблицы 2, как ближайшее большее к расчетной мощности Р_дв.тр по формуле (3). В отдельных случаях может быть выбран электродвигатель меньшей мощности Р_ном к расчетной Р_дв.тр, если перегрузка его не превысит 8% [5, с. 7].

Выбранный по мощности электродвигатель имеет четыре типоразмера по частоте вращения, среди которых в дальнейшем необходимо выбрать один. Для этого необходимо определить общее передаточное число привода, которое равно произведению передаточных чисел механических передач, входящих в кинематическую схему привода

U_общ= u₁ u₂ ... u_n , (5)

где u₁, u₂, ... , u_n - передаточные числа механических передач в передаточном механизме, рекомендуемый интервал которых приведен в таблице 3.

Таблица 2 - Двигатели асинхронные короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения; закрытые, обдуваемые. Технические данные по ГОСТ 19523 - 81

Номинальная мощность, Рном, кВт	Синхронная частота вращения, мин-1
	3000	1500	1000	750
	Тип двигателя	Номинальная частотаnном, мин-1	Тип двигателя	Номинальная частотаnном, мин-1	Тип двигателя	Номинальная частотаnном, мин-1	Тип двигателя	Номинальная частотаnном, мин-1
2,2	4А80В2У3	2870	4А90L4У3	1425	4А100L6У3	950	4А112МА8У3	705
3,0	4А90L2У3	2870	4А100S4У3	1435	4А112МА6У3	955	4А112МВ8У3	705
4,0	4А100S2У3	2900	4А100L4У3	1430	4А112МВ6У3	950	4А132S8У3	720
5,5	4А100L2У3	2900	4А112М4У3	1445	4А132S6У3	970	4А132М8У3	720
7,5	4А112М2У3	2925	4А132S4У3	1455	4А132М6У3	970	4А160S8У3	730
11,0	4А132М2У3	2930	4А132М4У3	1460	4А160S6У3	975	4А160М8У3	730
15,0	4А160S2У3	2940	4А160S4У3	1465	4А160М6У3	975	4А180М8У3	730
18,5	4А160М2У3	2940	4А160М4У3	1470	4А180М6У3	975	4А200М8У3	730
22	4А180S2У3	2940	4А180S4У3	1470	4А200М6У3	975	4А200L8У3	730

Таблица 3 - Рекомендуемые значения передаточных чисел u механических передач [3, с. 45]

Вид передачи	Твердость зубьев	Рекомендуемый интервал u	uмах
Зубчатая цилиндрическая одноступенчатого редуктора	Любая	2,0....6,3	8,0
Цепная	-	2,0....4,0	-
Ременная	-	2,0....3,0	-

Рекомендуемый интервал передаточных чисел механического привода равен

U_общ= U_общ.min .... U_общ.max , (6)

где U_общ.min- произведение минимальных рекомендуемых значений передаточных чисел механических передач привода;

U_общ.max - произведение их максимальных рекомендуемых значений.

Затем для четырех выбранных по мощности двигателей рассчитывается U_общ, как отношение номинальной частоты вращения вала электродвигателя n_ном (таблица 2) к заданной в исходных данных частоте вращения вала рабочей машины n_вых= n₄

. (7)

Из дальнейшего рассмотрения исключаются двигатели, для которых U_общ., найденное по формуле (7), не попадает в рекомендуемый интервал, определенный по формуле (6). Оставшиеся двигатели из четырех рассматриваемых могут быть применены в заданной кинематической схеме привода, т.е. задача решается неоднозначно.

Однако при окончательном выборе электродвигателя нужно учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 мин^-1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 мин^-1) имеют повышенные габариты и массу, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения.

Пример расчета

В таблице 2 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Р_ном = 5,5 кВт по отношению к требуемой мощности Р_дв.тр = 5,03 кВт, рассчитанной по формуле (3) . Параметры электродвигателей приведем в таблице 4.

Таблица 4 - Выбор электродвигателя (к примеру)

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Номинальная частота вращения, Nном, мин-1	Общее передаточное число привода Uобщ= nном / n4
4А100L2У3 4А112М4У3 4А132S6У3 4А132М8У3	5,5	2900 1445 970 720	32,22 16,06 10,78 8,00

Общее передаточное число привода определяется по формуле

U_общ = u_зп u_цп, (8)

где u_зп - передаточное число зубчатой передачи;

u_цп - передаточное число цепной передачи.

Из таблицы 3 выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал U_общ

Из таблицы 4 видим, что для 2-го, 3-го и 4-го двигателей общее передаточное число привода попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Однако четвертый двигатель (низкоскоростной) имеет повышенные массу и габариты. Остановимся на втором двигателе 4А112М4У3 с номинальной мощностью Р_ном = 5,5 кВт, частотой вращения вала двигателя n_ном= 1445 мин^-1. В этом случае U_общ = 16,06.

6. Определение кинематических и силовых параметров валов привода

Этот расчет необходимо начать с разбивки общего передаточного числа привода Uобщ между его ступенями.

В рассматриваемых в курсовой работе схемах привода (приложение А) есть открытая передача (ременная или цепная), а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки U_общ необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора (u_зп = u_ред) в соответствии с рекомендуемым интервалом (таблица 3) из ряда [3, с. 45]: 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00; 5,60; 6,30; 7,10; 8,00. Жирным шрифтом выделены предпочтительные значения. Тогда передаточное число открытой передачи u_откр определится

. (9)

Значение u_откр не округляется до стандартного значения из вышеприведенного ряда, но должно попадать в рекомендуемый интервал для соответствующего типа открытой передачи (таблица 3) и обозначаться или u_цп или u_рп. Причем, в целях снижения габаритов привода без особой необходимости не нужно стремиться к максимальным значениям рекомендуемых интервалов передаточных чисел открытых передач, а придерживаться некоторых средних значений.

К кинематическим параметрам валов привода относятся частота вращения вала и его угловая скорость, а к силовым параметрам - мощность и вращающий момент.

На валу выбранного электродвигателя имеют место следующие значения кинематических и силовых параметров:

- частота вращения вала электродвигателя n₁, мин^-1

n₁ = n_ном , (10)

где n_ном - номинальная частота вращения вала электродвигателя,

мин-¹ (из таблицы 2);

- угловая скорость вращения вала электродвигателя ₁, с^-1

₁ = n_ном / 30; (11)

- мощность на валу электродвигателя Р₁, кВт

Р₁ = Р_дв.тр, (12)

где Р_дв.тр. - требуемая мощность электродвигателя, кВт; формула (3);

- вращающий момент на валу электродвигателя Т₁, Нм

Т₁ = 1000 Р₁ / ₁ . (13)

Все последующие валы в кинематической схеме механического привода последовательно нумеруются и на каждом из них определяются вышеуказанные параметры.

Возможны два случая.

Рассмотрим случай 1. Передача силового потока с (i - 1) - го на i - й вал осуществляется через соединительную муфту. Кинематические параметры не изменяются, т.е.

n_i = n_{i -1} и _i = _{i -1} , (14)

а силовые параметры рассчитываются по зависимостям

P_i = P_{i -1 м п.п.} , (15)

T_i = T_{i -1 м п.п} , (16)

где _м - КПД муфты (таблица 1);

_п.п - КПД пары подшипников i - го вала (таблица 1);

n_i, P_i, T_i, _i - соответственно частота вращения, мощность, вращающий момент и угловая скорость i-го вала;

n_{i -1}, P_{i -1} ,T_{i -1}, _{i -1} - аналогичные параметры предыдущего в кинематической схеме ( i -1) - го вала.

Рассмотрим случай 2. Передача силового потока с (i -1) -го вала на i - й вал осуществляется через какую-либо механическую передачу. Кинематические и силовые параметры i - го вала равны

n_i = n_{i -1} / u_пер , (17)

_i = _{i -1} / u_пер , (18)

P_i = P_{i -1 пер п.п} , (19)

T_i = T_{i -1} u_{пер пер п.п} , (20)

где u_пер, _пер - соответственно передаточное число и КПД механической передачи, через которую проходит силовой поток с ( i -1) - го на i - й вал.

Пример расчета

Произведем разбивку U_общ = 16,06, полученное в пункте 5.1, между ступенями привода: зубчатой и цепной передачами. Зададимся стандартным значением u_зп = 5,0 из рекомендуемого интервала (таблица 3). Тогда передаточное число цепной передачи будет равно по формуле (9)

 u_цп = U_общ / u_зп = 16,06 / 5,0 = 3,212 .

Полученное значение u_цп попадает в рекомендуемый интервал (таблица 3). Если не попадает, то выбирают другое значение передаточного числа зубчатой передачи u_зп. Окончательно имеем u_зп = 5,0; u_цп = 3,212 .

Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода (в соответствии с формулами 14 и 17):

- вал электродвигателя

n₁ = n_ном = 1445 мин^-1;

- входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи)

n₂ = n₁ = 1445 мин^-1;

- выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи, ведущий вал цепной передачи)

n₃ = n₂ / u_зп = 1445 / 5,0 = 289 мин^-1;

- приводной вал рабочей машины

n₄ = n₃ / u_цп = 289 / 3,212 = 90 мин^-1.

Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода (в соответствии с формулами 16 и 20):

- вал электродвигателя

- входной вал редуктора

- выходной вал редуктора

- приводной вал рабочей машины

7. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

По заданию на курсовую работу необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.

В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку [3]. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс - 2. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂ на 20…50 единиц [3].

При работе передачи зубья испытывают контактные _H и изгибные _F напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовой работе проводится только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. При условиях работы передачи, отличных от заданий на курсовую работу, можно воспользоваться источником [4]. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5 [2].

Таблица 5 - Материалы колес и их механические характеристики

Характеристики	Шестерня	Колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ1050-88
Метод получения заготовки	Поковка	Поковка
Термическая обработка	Улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Средняя твердость, НВср	285,5	248,5
Предел текучести, Т, Мпа	750	540
Предел прочности, В, Мпа	900	780
Допускаемое контактное напряжение: шестерни - [Н1], колеса - [ Н2], МПа	583	515
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках [ Н мах], МПа	2100	1512

Средняя твердость поверхности зуба по Бринеллю

.

Допускаемые контактные напряжения при номинальной нагрузке

[ _Н] и при перегрузках [ _{Н мах}] рассчитаны по [4].

Дальнейшую методику расчета зубчатой цилиндрической прямозубой передачи проследим на рассматриваемом примере.

Пример расчета

Рисунок 2 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи. Рисунок 3 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колёс

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние (рисунок 2). Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев [3, с. 61] по формуле

, (22)

где Т₂ - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;

K_H - коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес K_H = 1 [3, c. 61];

_а - коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4 или 0,5 [4];

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_ЗП;

[ _Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния

.

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора [4]: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400. При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем = 112мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

, (23)

(24)

Значения b^/ ₁ и b^/ ₂ округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 50 мм; b₂ = 45 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

m^/ = (0,01…0,02) а = (0,01…0,02) 112 = 1,12…2,24 мм. (25)

Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модули.

Выбираем модуль m = 2,0 мм.

Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения

(26)

Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (25).

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

. (27)

Полученные значения z^/ и z^/₁ округляют до ближайшего целого значения z = 112 и z₁ = 19. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z₁ было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса

. (28)

Таким образом, Z₂ = 93 и Z₁ = 19.

Уточним фактическое передаточное число передачи

U_ф = z₂ / z₁ = 93 / 19 = 4,89. (29)

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности

, (30)

где К_HV2 - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₁ = V₂, рассчитываемой по зависимости

. (31)

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с - 8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с - 7-я степень точности.

Значения коэффициента К_HV2 приведены в таблице 6.

По данным рассматриваемого примера V₂ = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент К_HV2 = 1,112.

Таблица 6 - Значения К_HV2 - коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях

Степень точности	Окружная скорость V, м/с
	1	2	4	6	8	10
7	-	-	-	1,21	1,29	1,36
8	-	1,08	1,16	1,24	-	-
9	1,05	1,1	-	-	-	-

Действительное контактное напряжение по условию (30) равно

.

Допускаемая недогрузка передачи (_Н2 [ _Н2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( _Н2 [ _Н2]) - до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b₂ или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

, (32)

что меньше 15 %, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

. (33)

Для рассматриваемого примера расчета передачи

.

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны

 ,

. (34)

Диаметры вершин зубьев равны

,

. (35)

Диаметры впадин зубьев равны

,

. (36)

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

. (37)

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.

Окружные силы определяют по зависимости

(38)

Радиальные силы определяют по зависимости

(39)

где = 20⁰ - угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

(40)

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 7. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

Таблица 7 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр (рисунок 4)	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dК	dcт = 1,6 45 = 72
Длина ступицы	Lст = b2 … 1,5 dК	Lст = 45 … 1,5 45 = = 45 … 67,5. Примем Lст = 55 мм
Толщина обода	о = (2,5…4,0) m	о= (2,5…4,0) 2 = 5…8
Диаметр обода	Dо = dа2 - 2 о- 4,5 m	Dо=190-2 6- 4,5 2=169
Толщина диска	c = (0,2…0,3) b2	с =(0,2…0,3) 45 = 9…13
Диаметр центров Отверстий в диске	Dотв = 0,5 (Dо+ dcт)	Dотв= 0,5 (169+72) = 120
Диаметр отверстий	dотв = (Dо - dcт) / 4	dотв = (169 - 72) / 4 = 24
Фаски	n = 0,5 m	n = 0,5 2 = 1

8 Расчет цепной передачи

Второй механической передачей в схеме рассматриваемого привода (рисунок А.1,б) является цепная передача, представленная на рисунке 5.

Рисунок 4 - Цилиндрическое зубчатое колесо

Рисунок 5 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи. Рисунок 6 - Конструкция ведущей звёздочки

Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):

- вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т₁ = 153260 Н мм;

- частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n₁ = 289 мин-¹;

- передаточное число цепной передачи u = u_ЦП= 3,212.

Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.

Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t^/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:

, (41)

где К_Э - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произве- дение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 8) [3,4]:

. (42)

Выбрав в таблице 8 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент К_Э :

.

Определим Z^/₁ - предварительное число зубьев ведущей звездочки

(43)

Полученное предварительное значение Z^/₁ округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z₂ и четным числом звеньев цепи L_t обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z₁ = 23. Тогда Z₂ = Z₁ u = 23 3,212 = 73,88. Принимаем Z₂ =73 (нечетное число).

Уточним передаточное число цепной передачи

= Z₂ / Z₁ = 73 / 23 = 3,174. (44)

Допускается отклонение от расчетного значения не более 4 %

. (45)

Последним параметром в формуле (41) является [p] - допускаемое давление в шарнире цепи, Н/мм². Оно определяется в зависимости от скорости цепи по ряду [4]:

, м/с	0,1	0,4	1	2	4	6	8	10
[p], Н/мм2	32	28	25	21	17	14	12	10

Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм².

Таблица 8 - Значения поправочных коэффициентов К

Условия работы передачи	Коэффициент
	Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная	КД	1 1,2…1,5
Регулировка натяжения цепи	Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые	КРЕГ	1 0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол 600 угол 600	К	1 1,25
Способ смазывания	Непрерывный Капельный Периодический	КС	0,8 1 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная	КР	1 1,25 1,5

Рассчитаем по зависимости (41) шаг цепи

.

Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 - t = 25,4мм.

Определим фактическую скорость цепи

(46)

Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19,38 Н/мм².

Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи

. (47)

Обязательно должно выполняться условие прочности цепи

. (48)

Для рассматриваемого примера условие (48) выполняется. В противном случае необходимо увеличить шаг цепи t (таблица Б.1) или число зубьев ведущей звездочки Z₁ и повторить расчет.

По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР - 25,4 - 6000 ГОСТ 13568 -75.

По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния

. (49)

Определим число звеньев в цепном контуре

. (50)

Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем L_t = 130.

После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле

Полученное значение не округлять до целого числа.

Выбранная цепь будет иметь следующую длину:

. (51)

Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3,с.96]:

. (52)

Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3,с.96]. Должно выполняться условие:

. (53)

Определим - расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

. (54)

Определим - допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:

. (55)

Видим, что 3,41 с^-1 20 с^-1. Следовательно, условие (53) выполняется.

Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:

, (56)

,

где F_P - разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера F_P = 60000 Н;

F_t - окружная сила, передаваемая цепью, Н, (рисунок 5)

; (57)

К_Д - коэффициент из таблицы 8;

F₀ - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н

, (58)

где - коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3,с. 97];

m - масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 2,6 кг/м;

а - межосевое расстояние передачи, м;

g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения.

Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера

;

F_V - натяжение цепи от центробежных сил, Н

. (59)

Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости (56) равен

.

Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 9.

Условие (56) выполняется.

Определим силу давления цепи на валы F_П, Н:

. (60)

Таблица 9 - Допускаемый коэффициент запаса прочности [s] для роликовых цепей при z₁ = 15…30 [3, с. 97]

Шаг цепи, t, мм	Частота вращения ведущей звездочки n1, мин -1
	50	100	200	300	400	500	600	800	1000
12,7	7,1	7,3	7,6	7,9	8,2	8,5	8,8	9,4	10,0
15,875	7,2	7,4	7,8	8,2	8,6	8,9	9,3	10,1	10,8
19,05	7,2	7,8	8,0	8,4	8,9	9,4	9,7	10,8	11,7
25,4	7,3	7,8	8,3	8,9	9,5	10,2	10,8	12,0	13,3
31,75	7,4	7,8	8,6	9,4	10,2	11,0	11,8	13,4	-
38,1	7,5	8,0	8,9	9,8	10,8	11,8	12,7	-	-
44,45	7,6	8,1	9,2	10,3	11,4	12,5	-	-	-
50,8	7,7	8,3	9,5	10,8	12,0	-	-	-	-

Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке 6. Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 - 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:

- диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм

; (61)

- диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм

, (62)

где К_z1 - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен

; (63)

- геометрическая характеристика зацепления

, (64)

где d₃ = 15,88 мм- диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).

Рассчитаем диаметр D_e1, мм, по зависимости (62)

.

Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм

(65)

.

Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 10. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора d_В2, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

Таблица 10 - Размеры ведущей звездочки, мм

Параметр (рисунок 6)	Формула	Расчет
Ширина зуба	b = 0,93 b3 - 0,15	b = 0,93 15,88 - 0,15 = 14,62
Угол скоса	= 200	= 200
Фаска зуба	f = 0,2 b	f = 0,2 14,62 = 2,9
Радиус перехода	r = 1,6 … 2,5	Принимаем r = 1,6
Толщина диска	С = b + 2 r	С = 14,62 + 2 1,6 = 17,82
Диаметр проточки	Dс= t ctg(180/z1) 1,3h	Dс = 25,4 сtg(180/23) -1,3 24,2 = 153,35
Диаметр ступицы	dcт = 1,6 dВ2	d cт = 1,6 34 = 54,4
Длина ступицы	Lст = (1,0…1,5) dВ2	Lст = (1,0…1,5) 34 = 34…51
Примечание: размеры b3, h из таблицы Б.1

9. Расчет клиноременной передачи

В другой кинематической схеме привода (рисунок А.1,а), рассматриваемой в заданиях на курсовую работу, в качестве открытой передачи может быть клиноременная передача, показанная на рисунке 7. Она не входит в рассматриваемый комплексный пример, поэтому рассмотрим методику ее расчета на отдельном примере. Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

- вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ = 32240 Н мм;

- мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 5,03 кВт;

- частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 1445 мин-¹;

передаточное число передачи u = u_РП= 2,2.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 8 в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2). Выбранному сечению Б соответствуют размеры, мм: b₀ = 17; b_Р = 14; y₀ = 4;

h = 10,5; площадь сечения А = 138 мм². Клиновые ремни нормального сечения О применяются только для передач мощностью до 2 кВт.



Рисунок 7 - Геометрические и силовые параметры клиноремерной передачи. Рисунок 8 - Номограмма для выбора клиновых ремней нормального сечения

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А - d₁ = 90 мм; для сечения Б - d₁ = 125 мм; для сечения В - d₁ = 200 мм; для сечения Г - d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, приведенного в приложении Б (таблица Б. 3). Принимаем d₁ = 140 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм

. (66)

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по таблице Б. 3. Принимаем d₂ = 315 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи

, (67)

где = 0,01 … 0,02 - коэффициент скольжения [4].

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа

.

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале

, ( 68)

. (69)

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. В курсовой работе она не выполняется, поэтому можно принять среднее значение межосевого расстояния .

Определим расчетную длину ремня

(70)

.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения (таблица Б. 2). Принимаем L = 1400 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня L [3, с. 88]

(71)

.

Для монтажа ремней на шкивах необходимо предусмотреть в конструкции привода возможность уменьшения межосевого расстояния передачи на 1…2% и возможность его увеличения на 5,5% для регулировки натяжения ремней при эксплуатации. Это требование может быть осуществлено различными конструктивными способами [5,с.289].

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

. (72)

Определим скорость ремня , м/с

. (73)

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи [6, с.272]

(74)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 11. Для рассматриваемого примера .

Таблица 11 - Номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи [8, с. 489 - 490]

Сечение ремня; L0, мм	Диаметр шкива d1, мм	Скорость ремня V, м/с
		3	5	10	15	20	25
		Номинальная мощность, кВт

Подобные документы

• Проектирование механического привода

  Расчет режимов работы и описание схемы проектируемого механического привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя привода. Определение частоты и угловых скоростей вращения валов редуктора. Материалы зубчатых колес и система смазки редуктора.
  
  курсовая работа [2,8 M], добавлен 21.04.2015
  

• Проектирование привода общего назначения с цилиндрическим редуктором

  Разработка проекта привода общего назначения с цилиндрическим редуктором. Оригинальные и стандартные детали. Достоинства и недостатки передачи. Расчет мощностей и выбор двигателя, элементов корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 10.10.2012
  

• Расчет и проектирование механического привода

  Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
  
  курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014
  

• Расчет и проектирование привода общего назначения

  Выбор электродвигателя и определение расчётных параметров привода. Кинематические и силовые параметры. Расчет редуктора. Материал для зубчатых колес. Числа циклов перемены напряжения. Предварительный расчет валов и подбор подшипников. Смазка редуктора.
  
  курсовая работа [969,6 K], добавлен 16.09.2017
  

• Проектирование привода общего назначения

  Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
  
  курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011
  

• Проектирование привода ленточного конвейера

  Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
  
  курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010
  

• Проектирование привода цепного транспортера

  Схема привода ленточного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения валов привода. Определение зубчатых передач и диаметров валов. Выбор подшипников качения. Проверочный расчёт нагруженного вала и шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [326,3 K], добавлен 14.11.2008
  

• Расчет и проектирование зубчатых и червячных передач

  Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
  
  курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012
  

• Проект одноступенчатого горизонтального косозубого цилиндрического редуктора общего назначения, входящего в состав привода

  Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015
  

• Расчет редуктора привода конвейера

  Определение исходных данных для расчета привода. Расчет цилиндрических и цепных передач. Эскизная компоновка редуктора. Проектный расчет вала и шпоночного соединения. Выбор подшипников качения и расчет их долговечности. Конструирование корпуса редуктора.
  
  курсовая работа [605,3 K], добавлен 17.09.2010
  

• Проектирование редуктора привода

  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
  
  курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
  

• Привод общего назначения

  Выбор двигателя, кинематический и силовой расчет привода. Проектирование редуктора, расчет его зубчатой передачи. Проектирование валов, конструкции зубчатых колес. Выбор типа, размеров подшипников качения, схема их зацепления. Первая компоновка редуктора.
  
  курсовая работа [587,2 K], добавлен 13.05.2014
  

• Привод ленточного конвейера

  Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022
  

• Проектирование привода к барабану гранулятора

  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
  
  курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011
  

• Расчет деталей машин

  Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010
  

• Проектирование механического привода с коническим редуктором

  Знакомство с конструктивными особенностями механического привода с коническим редуктором, анализ проблем проектирования. Способы определения геометрических параметров конической передачи редуктора. Этапы расчета валов на совместное действие изгиба.
  
  дипломная работа [4,4 M], добавлен 17.04.2016
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
  
  дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016
  

• Силовой и кинематический расчет привода

  Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
  
  курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013
  

• Проектирование силового электромеханического привода

  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
  

• Привод общего назначения

  Требуемая мощность электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между отдельными ступенями. Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений. Ориентировочный расчет валов, выбор подшипников.
  
  курсовая работа [343,6 K], добавлен 25.12.2014
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам