Компоновка редуктора
Розрахунок закритої передачі, вибір матеріалу. Попередній розрахунок валів редуктора, конструктивні розміри корпусу. Основні етапи компоновки редуктора. Перевірка довговічності підшипників. Ведучий та ведений вали. Змащування редуктора, вибір мастила.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | украинский |
| Дата добавления | 27.11.2012 |
| Размер файла | 279,4 K |
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/
Зміст
- 1. Розрахунок закритої передачі
- 1.1 Вибір матеріалу
- 1.2 Визначення допустимих контактних напружень
- 1.3 Визначення допустимих напружень на згин
- 1.4 Визначення міжосьової відстані передачі
- 1.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари
- 1.6 Перевірочні розрахунки
- 2. Попередній розрахунок валів редуктора
- 3. Конструктивні розміри корпуса редуктора
- 4. Перший етап компоновки редуктора
- 5. Перевірка довговічності підшипників
- 5.1 Ведучий вал
- 5.2 Ведений вал
- 6. Другий етап компоновки редуктора
- 6.1 Перевірка міцності шпонкових з'єднань
- 6.2 Уточнюючі розрахунки валів
- 6.3 Змащування редуктора. Вибір мастила
- Список використаної літератури
1. Розрахунок закритої передачі
1.1 Вибір матеріалу
Приймаємо матеріал шестірні і колеса, термообробку і твердість. Так як в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми властивостями механічних характеристик (з твердістю матеріалу Н?350НВ). Для рівномірного зношування зубів та кращого їх припрацювання твердість шестерні НВ1 назначають більше твердості колеса НВ2.
Різниця середніх твердостей робочих поверхонь зубів шестерні і колеса при твердості матеріалу Н?350НВ в передачах з прямими і непрямими зубами складає НВ1сер - НВ 2 сер = 20 … 50
Приймаємо: для шестірні - сталь 45, НВ1=230, термообробка поліпшення; для колеса - сталь 45, НВ2=200, термообробка поліпшення.
1.2 Визначення допустимих контактних напружень
; МПа (2.4.2.1)
де уНlimb - базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг NНО; (Л [2], табл.3.2)
КHL - коефіцієнт довговічності; КHL=1
[Sh] =1.1 - коефіцієнт безпеки
Для шестірні
482 МПа (2.4.2.2)
Для колеса
428 МПа (2.4.2.3)
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження
[уH] =0.45 ([уH1] + [уH2]); (2.4.2.4)
тоді [уH] = 0,45 (482+428) = 410 МПа
необхідна умова [уН] Ј1,23 [уН] 2
1.3 Визначення допустимих напружень на згин
Допустимі напруження згина
(2.4.3.1)
де у0Flim b=1.8 HB (Л [2], табл.3.9)
у0F limb1=1.8 • HB1 = 18 х 230 = 415 МПа
у0 F limb2=1.8 • HВ2 = 18 х 200 =360 МПа
[SF] = [SF] I [SF] II - коефіцієнт безпеки
де [SF] I= 1.75
[SF] II= 1.0 (заготовка-поковка)
[SF] = 1,75 • 1 = 1.75
Допустимі напруження, МПа
для шестірні =237 МПа
для колеса =206 МПа
1.4 Визначення міжосьової відстані передачі
Визначаємо міжосьову відстань, мм
=
де: для косозубих колеса Ка=43, коефіцієнт нерівномірності навантаження КНв = 1,15
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66
Вибираємо з ряду ащ= 180 мм
1.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари
Нормальний модуль зачеплення приймаємо:
mn= (0.01ч0.02) ?aщ (2.4.5.1)
mn= мм
приймаємо за ГОСТ 9563-60 тп= 2 мм
Попередньо приймаємо кут нахилу зубів в=100
Визначаємо число зубів шестірні і колеса
приймаємо Z1= 35, тоді
Z2=Z1?uзп
Z2= 35?4= 140
Уточнюємо значення кут нахилу зубів
, 13o324?
Для косозубих 0 = 8 … 16 0
Визначаємо основні розміри шестірні та колеса: Діаметри ділильні,
Шестірня мм
Колесо мм
Перевірка мм
Діаметри вершин зубів
Шестерні da1=d1+2mn= 72+22=76 мм
Колеса da2=d2+2mn= 288+22=292 мм
Діаметри западин зубів
df1=d1-2.5mn= 72-2,52=67 мм
df2=d1-2.5mn= 288-2,52=283 мм
Ширина
Шестірні b1=b2+5= 72+5=77мм
Колеса b2== 0,4180=72 мм
1.6 Перевірочні розрахунки
Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру
=1.022
Колова швидкість шестірні,
, V0.937 м/с
При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти __ступінь точності
Коефіцієнт навантаження
КН=КНвКНбКН v
KHв? 1,15 ?,
КНб? 1,06
КН v= 1
Таким чином, КН= 1,2, перевірка контактних напружень, МПа
Умова виконується.
Сили, що діють у зачепленні
Колова Н
Радіальна Н
Осьова Н
Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згину
де: коефіцієнт навантаження КF=RFв?KF v
при1,002, твердості НВ?350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор КFв = 1,33
KF v= 1,3
Таким чином, коефіцієнт KF = 1,33?1,3=1,73
Еквівалентне число зубів
шестірні
колеса
YF - коефіцієнт враховуючий форму зуба і залежний від еквівалентного числа зубів;
YF1= 3,84YF2 =3,60
Знаходимо відношення
для шестірні МПа
для колесаМПа
Подальший розрахунок необхідно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше. Визначаємо коефіцієнти Yв і Кfб.
(Л [2], с.47)
Перевіряємо міцність по формулі:
(2.4.6.6)
< [F] 2 = 206 МПа
Умова міцності виконується.
редуктор мастило вал передача
2. Попередній розрахунок валів редуктора
Ведучий вал:
Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [фK] =15 МПа,
мм
Приймаємо dB1= 42 ммdn1= dВ1 + 5 = 50мм
Рисунок 2.1 Ескіз ведучого вала
Ведений вал.
Приймаємо МПа
Діаметр вихідного кінця валу
dB2= мм (2.5.2)
Приймаємо dB2 =55 мм
Діаметр вала під підшипниками приймаємо
dn2 = dB2 + 5 = 60 мм, під зубчастим колесов dk2 = dП2 + 5 = 65 мм.
Рисунок 2.2 Ескіз веденого валу
Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище:
d1 = 72 мм, da1= 76 мм,
df1 = 67 мм b1= 77 мм.
Колесо коване:
d2 = 288 мм da2= 292 мм
df 2 = 283 мм b2= 72 мм
Діаметр маточини dмат=1,6 • dk2 = 1.6? 65 = 104 мм
Довжина маточини ?мат= (1,2ч1,5) · dk2 = 78
приймаємо ?мат = 80 мм
Товщина ободу,
д0= (2,5.4) тп = 58 мм
приймаємо д = 8 мм
Товщина диска С=0,3?b2=0,3?72 = 216 мм
3. Конструктивні розміри корпуса редуктора
Товщина стінок корпуса і кришки, мм:
д=0,025 ащ+1, (2.6.1)
д=0,025?180 +1 = 5,5 мм,
приймаємо д = 8мм,
д1=0,02 ащ+1 мм
д1=0,02 ?180 +1 = 4,6 мм (2.6.2)
приймаємо д1 = 8мм.
Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
b=b1=1.5д=1,5?8 = 12 мм
нижнього пояса корпусу
р=2,35д=2,35?8 = 18,8мм
приймаємо р = 20 мм. Діаметр болтів: фундаментальних
d1= (0.03ч0.036) aщ+12=0,03?180+12= 17,4
приймаємо болти з різьбою М 18
Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників
d2= (0.7ч0.75) d1 =0.7·17,4=12,18 мм
приймаємо болти з різьбою М12
Болти, які з'єднують кришку з основою
d3= (0.5ч0.6) d1 =0.5·17,4=8,7 мм
приймаємо болти з різьбою М 8
4. Перший етап компоновки редуктора
Перший етап необхідний для приблизного визначення положення зубчастих коліс відносно опор для послідуючого визначення опорних реакцій і вибору підшипників.
Складальне креслення виконуємо у одній проекції - переріз по осям валів при знятій кришці редуктора; масштаб 1: 1 викресоюємо тонкими лініями.
Приблизно посередині аркуша проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані ащ= 180 мм.
Креслимо спрощено шестірню і колесо в вигляді прямокутників; шестерня виконується за одне ціле з валом; довжина маточини колеса дорівнює ?мат=80 мм
Креслимо внутрішню стінку корпуса:
- приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу А1=1,2д = 1.2 •8 = 9,6 мм
- приймаємо зазор від діамеира вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса А = д = 10 мм
- приймаємо відстань між наружним кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньою стінкою корпуса А = д = 10 мм
Вимірюємо відстань на ведучому валу ?1 = 65 мм,
?ВП = 85 мм,
і на веденому
?2 = 66 мм,
?М ? 133 мм.
попередньо намічаємо підшипники серії легкої
Таблиця 3 Підшипники
|
Умовне позначення підшипника |
d |
D |
В |
Вантажопідйомність кн. |
||
|
Розміри, мм |
С |
С |
||||
|
210 |
50 |
90 |
20 |
35,1 |
19.8 |
|
|
212 |
60 |
110 |
22 |
52,0 |
31,0 |
Вирішуємо питання про змащення підшипників. Приймаємо для підшипників пластичні мастила. Для попередження витікання мастила у корпус і вимивання змащувального матеріалу рідким маслом з зони зачеплення встановлюємо масло утримуючі кільця.
5. Перевірка довговічності підшипників
5.1 Ведучий вал
Із попередніх розрахунків маємо:
Ft = 4289 H
Fr = 1604 H
Fa = 1021 H
FBn = 1537 H
d1 = 72 мм
З першого етапа компоновки:
?1 = 65 мм,
?= 85 мм
Визначаємо реакції опор:
В площині xz
? МА = 0
Rax=Rbx=1038.4
? МВ = 0
В площині уz
? МА = 0
Rby
? МВ = 0
Ray
Перевірка ? Fіу = 0, Fbn+Ray+Fr+Rby=0
Згинаючі моменти Мх (вертикальна площина)
МХA= - Fbn • l=-1537•65= -99.9 Н • мм
МХД = 0 Н • мм
МХСлів= - Fbn (l+l) =-186680 Н • мм
МХСправ= Rby • l1=-135,83 Н • мм
МХВ = 0 Н • мм
Згинаючі моменти Му (горизонтальна площина)
МУА= 0 Н • мм
МУД = 0 Н • мм
МУВ = 0 Н • мм
МУСлів= RAx • l1=139,3 Н • мм
МУСправ= RBx • l1=139,3 Н • мм
Крутні моменти Мz:
Mz = T1 = 154,43 Н • м
Складові реакції
H
(2.8.1.2)
H
Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора _A_)
Еквівалентне навантаження
Відношення
Цьому значенню відповідає е = 0,26
Відношення
Вілповідно до або ? е вибираємо значення х, у.
Тому х = 0.56 та y = 1.71
v = 1 K= 1,3
К Т = 1,05
Ре = VFrKбKT = 2406.6 Н
Розрахункова довговічність у млн. об
млн. об
Розрахункова довговічність у годинах
год > розрахункове
Ведений вал несе такі ж навантаження як і ведучий вал
5.2 Ведений вал
Ft = 4289 H
Fr = 1604 H
Fa = 1021 H
Навантаження на вал від муфти
1072,25 H
З першого етапу компоновки ?2 = 66 мм
?м = 133 мм
Визначаємо реакції опор: горизонтальна площина
В площині xz
? МА = 0
Rbx=
Rbx=4297,12
? МВ = 0
Rax=
Rax=-1604,12
Перевірка
? Fx = 0
Rax+-Rbx+=0 0 = 0
В площині уz вертикальна площина
? МА = 0
Rby=
Rby=
? МВ = 0
Ray=
Ray=
Перевірка
? Fу = 0
0 = 0
Згинаючі моменти МХ (вертикальна площина)
МХС лів = RAy·l2= 1916.05·66= 126,45 Н • мм
МХД = 0 Н • мм
MXA = 0 Н • мм
МХСправ = Rby·l2=-312,05·66=-. 20,5 Н • мм
МХВ = 0 Н•мм
Згинаючі моменти Му (горизонтальна площина)
МУД = 0 Н • мм
МУА = 0 Н • мм
МУВ = Fм·lм=1072,25·133=142,6 Н • мм
МУС лів = - Rax·l2=-1604,12·66=70231,92 Н • мм
МУСправ = - Rbx·l2+ Fм (+l2) =496987,67 Н • мм
Крутні моменти Мz:
Mz = T2 = 593,19 • 10 3 Н?мм
Складові реакції
Н
Н
Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора Rr4)
Еквівалентне навантаження
Відношення
Цьому значенню відповідає е = 0,23
Відношення ? е
Тому х = 0,56 та y = 1,81
v = 1 K= 1,3
К Т = 1,05
Ре = (XVFr+YFa) KуKT= (0,56·1+1.81·1021) 1,3·1,05 = 3748,63
Розрахункова довговічність у млн. об
млн. об
Розрахункова довговічність у годинах
Lh= годин
Що більше за Lh розраховане.
6. Другий етап компоновки редуктора
Викреслюємо шестірню і колесо за конструктивними розмірами знайденими раніш. Шестірню виконуємо за одне ціле з валом.
Для фіксації зубчатого колеса передбачаємо буртик вала з однієї сторони і встановлюємо розпорну втулку з іншої сторони.
Відклавши від середини редуктора відстань ?2, проводимо осьові лінії і викреслюємо підшипники.
Відкладаємо відстань ?3 і креслимо вихідний вал, так щоб діаметр dп 2 виходив за межу корпусу редуктора на 3-4мм.
6.1 Перевірка міцності шпонкових з'єднань
За ГОСТ 23360-78 вибираємо матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умова міцності визначаються за формулою:
Допустиме напруження зминання при сталевій маточині
[узм] =100ч120МПа, при чавунній [узм] =50ч70МПа.
Ведучий вал.
dB1 = 42 мм, bxh = 12 x 8 мм, t1= 5 мм, ? = 70 мм, T1 = 154,43 H·м.
МПа < []
Ведений вал.
dB2 = 55 мм, bxh = 16 x 10 мм, t1= 6 мм,
? = 70 мм, T2 = 593,19 H·м.
МПа < []
dK2 = 65 мм, bxh = 20 x 12 мм, t1= 7,5 мм,
? = 70 мм, T2 = 593,19 H·м.
МПа < []
Умова міцності виконується
6.2 Уточнюючі розрахунки валів
Уточнюючий розрахунок складається в визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перерізів і порівняння їх з допустимими значеннями [S]. Міцність виконується при S? [S] =2,5.
(2.11.1)
Ведучий вал.
Переріз А-А діаметр dВ1 = 42 мм
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу вихідного кінця вала, враховуючи концентрацію напружень від шпонкової канавки.
Матеріал вала той самий, що і для шестерні,
сталь 45, термообробка - поліпшення, уВ = 780 МПа.
Межа витривалості при симетричному циклі згину
у-1= 0,43уВ =0,43·780=335 МПа
Межа витривалості при симетричному циклі кручення
ф-1= 0,58 у-1 =0,58·335=193 МПа
Коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням
Амплітуда нормальних напружень
МПа
= 1537·20=30740 Н • мм (х ? 20 мм)
Wнетто=
Ку = 1,77, еу =0.95, шу = 0,15, ут = 0, Кr = 1,68, ф = 0,73, 0.1, в = 0,9
Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням
Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напруг
WКНЕТТО= мм 3
Загальний коефіцієнт запасу міцності
Ведений вал.
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу І-І вала під серединою зубчатого колеса dk2 = 65 мм. Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки.
Матеріал вала Сталь 45 уВ= 570 МПа
у-1=0,43 · = 0,43 · 570 = 246 МПа
ф-1=0,58 · = 0,58 · 246 = 142 Мпа
Кф= 1,49; Ку = 1,59;
еф = 0,67; еу = 0.775;
шф = 0,1; шу = 0,15; в = 0,97
Амплітуда нормальних напружень згину
ух= МПа
МІ-І= Н·м
Wнетто= мм3
Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напруг
МПа
Wкнетто =
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями
Загальний коефіцієнт запасу міцності
Визначимо коефіцієнт запасу міцності для перерізу ІІ-ІІ вала під підшипником dn 2 = 60 мм.
Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом.
;
шу = 0.15; шф = 0.1; в = 0.9
Згинаючий момент
Осьовий момент опору
мм3
Амплітуда нормальних напружень
МПа
ут = 0
Момент опору крученню
мм3
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг
МПа
Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями
Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями
Загальний коефіцієнт запасу міцності
Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу ІІІ-ІІІ вихідного кінця вала dВ2 = 55 мм, враховуючи концентрацію напружень від шпонкової канавки Кф= 1,49; Ку = 1,59; еф = 0,69; еу = 0,81; в = 0,97.
Згинаючий момент
МІІІ-ІІІ = FM·X1 = 1072,25·40 = 42890 Н·мм
Осьовий момент опору
Wнетто= мм 3
Амплітуда нормальних напружень згину
ух= МПа
Момент опору крученню
Wнетто=30555,6 мм 3
Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг
МПа
Коефіцієнт запасу міцності
Загальний коефіцієнт запасу міцності
6.3 Змащування редуктора. Вибір мастила
Змащування зубчастого зачеплення виконується занурюванням зубчастого колеса в масло. Об'єм масляної ванни визначаємо з розрахунку 0,25дм3 мастила на 1кВт потужності яка передається:
V=0.25Pел
V= 0,25·4.23 = 1,0575 дм 3
Встановлюємо в'язкість мастила
при напруженні уН = 418 МПа та швидкості х = 0,937 м/с, в'язкість мастила повинна дорівнювати (Л [2], табл.10.8)
Приймаємо мастило марки И-30A, камери підшипників заповнюємо пластичним мастилом марки ПВК.
Список використаної літератури
1. Чернявский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1987 - 416с
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1991-432с
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Вибір електродвигуна; розрахунок привода, зубчатої передачі, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса редуктора. Перевірка підшипника та шпонкових з'єднань на міцність та довговічність. Посадка шківа і вибір сорту мастила.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 08.10.2014Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Підбір підшипників валів редуктора. Вибір мастила зубчастого зачеплення. Перевірочний розрахунок веденого вала. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Порядок складання редуктора.
курсовая работа [2,6 M], добавлен 26.05.2015Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі. Проектний розрахунок валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса, кришки редуктора. Перевірочний розрахунок веденого вала.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 19.11.2014Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 29.12.2013Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок. Розрахунок параметрів зубчастих коліс, валів редуктора. Конструктивні розміри шестерні і колеса. Вибір підшипників кочення. Перевірка шпоночних з'єднань. Вибір та розрахунок муфти. Робоче креслення валу.
курсовая работа [3,3 M], добавлен 19.02.2013Вибір електродвигуна та визначення основних параметрів приводу. Розрахунок клинопасової та закритої циліндричної зубчатої передачі, веденого вала. Перевірний розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднань, муфт. Змащування редуктора, вибір мастила.
контрольная работа [1,1 M], добавлен 02.09.2010Конструктивні розміри корпуса редуктора. Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода. Перевірка міцності шпонкових з’єднань. Вибір матеріалів для змащування та опис системи змащування зачеплення. Уточнений розрахунок валів.
курсовая работа [1002,6 K], добавлен 17.04.2015Проект косозубого циліндричного редуктора. Вибір електродвигуна, кінематика; розрахунок зубчастих коліс, валів, ланцюгової передачі. Конструктивні розміри шестерні, колеса і корпуса. Перевірка довговічності підшипників, шпонкових з’єднань; компонування.
курсовая работа [208,5 K], добавлен 13.11.2012Кінематична схема редуктора. Вибір двигуна та кінематичний розрахунок приводу. Побудова схеми валів редуктора. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів. Перевірочний розрахунок підшипників. Конструктивна компоновка та складання силової пари редуктора.
курсовая работа [899,1 K], добавлен 28.12.2014Вибір електродвигуна, кінематичний та силовий розрахунок приводу до стрічкового конвеєра. Розрахунок механічних та клинопасових передач, зубів на витривалість при згині, валів редуктора, шпонкових з’єднань. Обрання мастила та підшипників для опор валів.
курсовая работа [611,9 K], добавлен 11.02.2014Кінематичний і силовий розрахунок передачі. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень. Перевірочний розрахунок зубців передачі на міцність. Конструктивна розробка й розрахунок валів. Підбір та розрахунок підшипників. Вибір змащення редуктора.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 08.01.2013Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.
курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015Проектування та розрахунок двоступінчастого редуктора, визначення кінематичних та силових параметрів приводу. Розрахунок циліндричних передач (швидкохідної та тихохідної), валів редуктора, вибір підшипників та шпонок для вхідного та проміжного валів.
курсовая работа [3,5 M], добавлен 14.10.2011Завдання на проектування привода стрічкового живильника: вибір електродвигуна, розрахунок зубчастих коліс, валів редуктора, ланцюгової передачі і шпонкових з'єднань, конструктивні розміри шестірні, колеса й корпуса, вибір масел, складання редуктора.
курсовая работа [158,4 K], добавлен 24.12.2010Розрахунок кінематичних і силових параметрів приводу. Перевірка міцності зубів черв'ячного колеса на вигин. Попередній розрахунок валів редуктора, конструювання черв'яка та черв'ячного колеса. Визначення реакцій опор, розрахунок і перевірка підшипників.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 17.11.2022Визначення кінематичних і силових параметрів приводу. Проектний розрахунок циліндричної прямозубної передачі. Проведення розрахунку валів та підшипників редуктора, а також клинопасової передачі. Правила змащування, підйому та транспортування редуктора.
курсовая работа [1000,0 K], добавлен 19.04.2012Особливості проектування механічного привода у складі циліндричної та клинопасової передач. Розрахунок валів на міцність при роботі редуктора без заміни підшипників під час строку служби. Компоновочний вибір підшипників. Ескізна компоновка редуктора.
курсовая работа [757,7 K], добавлен 08.09.2014Вибір системи електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок привода. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпусу редуктора, обчислення ланцюгової передачі. Визначення необхідної потужності електродвигуна, перевірка міцності шпонкових з'єднань.
курсовая работа [83,7 K], добавлен 24.12.2010Розробка і розрахунок проекту механічного приводу з черв'ячним редуктором. Вибір електродвигуна, кінематичні розрахунки і визначення основних параметрів передачі. Розрахунок і конструювання деталей редуктора: розробка валів, вибір підшипників і корпусу.
курсовая работа [504,2 K], добавлен 18.10.2011Енергокінематичний розрахунок приводу. Розрахунок ланцюгової та зубчатої передачі, тихохідного та швидкохідного ступеня редуктора. Розробка ескізного проекту. Вибір підшипників для швидкохідного, проміжного та тихохідного валу. Вибір муфти та мастила.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013
