Проектирование узла нереверсивного привода
Энерго-кинематический расчёт редуктора и зубчатых колёс закрытой передачи. Проектирование промежуточного вала на опорах качения. Выбор и проверочный расчёт подшипника качения. Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 11.12.2012 |
| Размер файла | 1,2 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/
Содержание
Техническое задание
Введение
1. Энерго-кинематический расчёт редуктора
2. Расчёт зубчатых колёс закрытой передачи
2.1 Проектировочный расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора
2.2 Проверочный расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора
2.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по контактным напряжениям
2.2.2 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по напряжению изгиба
3. Проектирование промежуточного вала (2) на опорах качения
3.1 Проектировочный (предварительный) расчёт вала
3.2 Выбор и проверочный расчёт подшипника качения
3.2.1 Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов
3.2.2 Проверка долговечности подшипника
3.3 Проверка прочности шпоночных соединений
3.4 Проверочный расчёт валов
4. Расчёт конструктивных размеров корпуса
5. Расчёт конструктивных размеров колеса 2
Литература
Введение
В данной работе необходимо спроектировать узел нереверсивного привода. Проектирование начнём с энерго-кинематического расчёта, т.е. определим угловые скорости валов, мощности и крутящие моменты на валах, а так же передаточные числа открытой и закрытой передачи.
По полученным данным можно произвести расчёт зубчатых колёс. Затем производим проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по контактным напряжениям и на выносливость по напряжениям изгиба.
Произведём проверочный расчёт валов на кручения по пониженным допускаемым напряжениям. В результате этого расчёта найдём наименьший диаметр вала, т.е. диаметр выходного конца. Диаметры под подшипники и колесо 2 назначим, исходя из значения диаметра выходного конца. Произведём проверку долговечности подшипников и шпоночных соединений, т.к. их параметры зависят от диаметров вала. Проверочный расчёт вала произведём в двух наиболее опасных сечениях по коэффициентам запаса. Опасные сечения выбираем исходя из эпюр нагрузок на вал и наличия концентраторов напряжений.
Техническое задание
Рис.1 Кинематическая схема механизма. I - быстроходный вал; II - промежуточный вал; III - тихоходный вал; 1-2 - быстроходная передача; 3-4 - тихоходная передача; - угол наклона линии центров
1. Энерго-кинематический расчёт редуктора
Задачей раздела является определение угловых скоростей валов, крутящих моментов на валах, а так же передаточных чисел открытой и закрытой передачи.
Согласно технического задания частота вращения 3-го вала,
n3=90 об/мин , а частота вращения 1-го вала n1=1350 об/мин . По этим данным найдём угловые скорости валов 1 и 3 .Рассчитаем их с помощью соотношений
, (1.1)
, (1.2)
где и - частота вращения соответственно вала 1 и вала 3 .
Подставляя численные значения в выражения (1.1) и (1.2) получим
Согласно технического задания крутящий момент на 3-ем валу 750 Н*м. Зная крутящий момент и угловую скорость, можно найти мощность на валу по соотношению
, (1.3)
где - крутящий момент на валу 3, Н*м.
Подставляя численные значения в выражение (1.3) получим
Мощность на 1-ом валу найдём по формуле
, (1.4)
где - суммарный коэффициент полезного действия (КПД) редуктора.
В суммарный КПД входит КПД подшипников, КПД открытой передачи и КПД закрытой передачи, поэтому вычислим его по формуле
, (1.5)
где - КПД открытой передачи, - КПД закрытой передачи, - КПД подшипников.
Коэффициент полезного действия выбираем по рекомендации (с.5) и считаем равным
, , .
Подставляя численные значения в выражение (1.5) получим суммарный КПД
.
Найденные численные значения в выражение (1.4)
Зная частоты вращения валов 1 и 3 можно найти общее передаточное число редуктора по соотношению
,
подставляя численные значения, получим
Суммарное передаточное число привода можно найти, так же, по соотношению
, (1.6)
где - передаточное число открытой передачи, - передаточное число закрытой передачи.
Согласно технического задания
=2 (1.7)
Подставляя в формулу (1.6) выражение (1.7) получим
,
следовательно
.
подставляя численные значения, получим
Подставляя численные значения в выражение (1.7) получим передаточное число открытой передачи
Зная частоту вращения 3-го вала и передаточное число открытой передачи, найдём частоту вращения 2-го вала
,
подставляя численные значения, получим
об/мин
Вычислим угловую скорость 2-го вала по соотношению
, (1.8)
подставляя численные значения в выражение (1.8), получим
Мощность на 2-ом валу найдём по формуле
, (1.9)
подставляя численные значения в выражение (1.9) получим
Найдём моменты на 1-ом и 2-ом валу по соотношениям
(1.10)
подставляя численные значения в выражение (1.10), получим
Полученные результаты занесём в таблицу
|
№ вала |
Передаточное число |
Момент вращения, Н?м |
Мощность,Вт |
Частота вращения, об/мин |
Угловая скороть ,рад/с |
|
|
I |
55 |
7739 |
1350 |
141 |
||
|
II |
147 |
7356 |
486 |
50 |
||
|
III |
750 |
7065 |
90 |
9,42 |
2. Расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора
Целью данного раздела является нахождение и проверка основных размеров шестерни 1 и зубчатого колеса 2.
Согласно технического задания, имеем только один критерий, определяющий свойства материала шестерен, а именно твёрдость 270 HB, т.к. выбираем материал сталь 45, термическая обработка - улучшение.
2.1 Проектировочный расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора
Целью данного раздела является нахождение размеров зубчатых колёс.
Межосевое расстояние будем рассчитывать из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Допускаемые контактные напряжения найдём по формуле
, (2.1)
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, Па; - коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности.
Для углеродистых сталей, с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой улучшением (с.34, табл. 3.2)
(МПа), (2.2)
Согласно технического задания твёрдость шестерни =270, твёрдость зубчатого колеса составляет =250.
Рассчитаем предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения для шестерни и зубчатого колеса по формуле (2.2)
Коэффициент безопасности выбираем по рекомендации (с.33) и считаем =1.1. Коэффициент долговечности =1.
Для косозубых колёс расчётное допускаемое напряжение находится по формуле
, (2.4)
где и находим по формуле (2.1)
Найденные значения подставляем в выражение (2.4) и получаем контактное напряжение
Межосевое расстояние найдём по формуле
, (2.5)
где коэффициент для косозубых передач (с.32); - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, - коэффициент ширины венца.
Коэффициент выбираем по рекомендации (с.36), и считаем равным 0.4. Коэффициент выбираем в зависимости от расположения зубчатых колёс относительно опор, по рекомендации (с.32) и считаем равным 1.25.
Подставляя численные значения в формулу (2.5) получим
Округлим это значение до ближайшего большего из ряда
ГОСТ 2185-66 (с.36). Примем =160 мм.
Нормальный модуль зацепления находим по формуле
(2.6)
т.е. =3.2мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 (с.36) =3.5 мм.
Пусть предварительно угол наклона зубьев (с.37). Определим число зубьев шестерни 1 по формуле
(2.7)
подставляя численные значения в выражение (2.7), получим
Число зубьев колеса 2 определяем по соотношению
(2.8)
подставляя численные значения в выражение (2.8), получим
Уточним угол наклона зубьев по формуле
(2.9)
подставляя численные значения в выражение (2.9), получим
,
Рассчитаем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам
, (2.10)
подставляя численные значения в выражения (2.10), получим
Рассчитаем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса по соотношениям
, (2.11)
подставляя численные значения в выражение (2.11), получим
Зная делительный диаметр можно найти диаметр впадин по формуле
dfi = d1 - 2,5·mn,
где dfi - диаметр впадины, мм.
Подставляя численное значение делительного диаметра шестерни в выражение , вычисляем диаметр впадин шестерни
Подставляя численное значение делительного диаметра колеса в выражение , вычисляем диаметр впадин колеса
Определим ширину колеса по формуле
, (2.13)
подставляя численные значения в выражение (2.13) получим
Ширину шестерни определим по соотношению
, (2.14)
подставляя численные значения в выражение (2.14), получим
|
Шестерня |
Колесо |
||
|
Число зубьев |
21 |
60 |
|
|
Делительный диаметр, мм |
42.42 |
158.58 |
|
|
Диаметр вершин, мм |
46.42 |
161.58 |
|
|
df, мм |
37.42 |
152.58 |
|
|
Ширина венца, мм |
45 |
40 |
2.2 Проверочный расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора
Целью данного раздела является проверка проектировочного расчёта.
2.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по контактным напряжениям
Проверим контактные напряжения по формуле
(2.15)
где - коэффициент нагрузки.
Коэффициент нагрузки найдём по соотношению
, (2.16)
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - динамический коэффициент.
Эти коэффициенты определяются в зависимости от окружной скорости колёс и коэффициента ширины шестерни по диаметру. Найдём эти величины.
Окружную скорость определяем по формуле
, (2.17)
подставляя численные значения, получим
Коэффициент ширины шестерни по диаметру найдём по формуле
, (2.18)
т.е.
Исходя из значений окружной скорости и коэффициента ширины шестерни по диаметру , выбираем значения коэффициентов ,, (1, с.39) и считаем их равными =1.09, =1.11, =1.
Подставляя численные значения в выражение (2.16) получим
Теперь все члены формулы (2.15) известны. Подставим в неё численные значения
Условие прочности выполнено. Следовательно, следует оставить выбранные размеры.
2.2.2 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по напряжениям изгиба
Задачей раздела является проверка зубьев на изгибную выносливость. Видом разрушения будет усталостная поломка зубьев.
Напишем условия поломки зубьев:
(2,19)
(2.20)
где - коэффициент формы зубьев.
Найдем эквивалентное число зубьев:
(2.21)
Подставим численные значения в формулу (2.21)
Найдем эквивалентное число зубьев
(2.22)
Подставим численные значения в формулу (2.22)
Возьмем коэффициент формы зубьев [4, с.42] =3,9; =3,61
Найдем допускаемое напряжение изгиба
(2.23)
где - коэффициент безопасности; - предел выносливости; - коэффициент долговечности.
Берем [4, с.45] = 1,75 и [с.44].
Найдем предел выносливости [4, с.45]
(2.24)
Подставим численные значения в формулу (2.24)
Найдем коэффициент долговечности
, (2.25)
где - фактическое число циклов; - базовое число циклов.
Берем базовое число циклов [4, с.45]
Так как , то = 1
Подставим численные значения в формулу (2.23)
Отсюда следует, что наиболее вероятным местом поломки будет зуб шестерни.
Найдем напряжение изгиба [4, с.46]
(2.26)
где - коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
=0.92 [c.47]
Найдем коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности [4, с.46]
(2.27)
Подставим численные значения в формулу (2.27)
Найдем значение коэффициента нагрузки [4, с.42]
, (2.28)
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Возьмем [с.43] = 1,18; = 1,3
Подставим численные значения в формулу (2.28)
Возьмем [4, с.47] = 0,92, Найдем
(2.29)
Подставив численные значения в формулу (2.29), получили
Подставим численные значения в формулу (2.26)
Условием прочности является
(2.30)
Подставив численные значения в формулу (2.30),мы получили:
Вывод: Условие прочности выполняется.
3. Проектирование промежуточного вала (2) на опорах качения
Целью данного раздела является проведение предварительного расчёта вала, выбора и проверочного расчёта подшипника качения, расчёт шпоночного соединения, проверочный расчёт вала.
3.1 Проектировочный расчёт вала
Целью данного параграфа является определение промежуточного вала 2.
Расчёт диаметра выходного конца вала 2 произведём по формуле
. (3.1)
где - крутящий момент на втором валу Нм; - допускаемые касательные напряжения, Па.
Допускаемые касательные напряжения выбираем по рекомендации и считаем равным =20МПа (c.161)
Подставляя численные значения в выражение (3.1), получим
Выбираем .
Примем диаметры под подшипники: ;
Из конструктивных соображений примем диаметр вала под колесо:
Рис. 1. Предварительная конструкция промежуточного вала.
3.2 Выбор и проверочный расчёт подшипника качения
Целью данного параграфа является выбор и проверочный расчёт подшипника. Определение реакций действующих в опорах с построением изгибающих моментов.
Выбираем радиально-упорный подшипник качения по ГОСТу 831-75 средней серии №36209. (c.399)
3.2.1 Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов
3.2.2 Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов
Вал рассматривается как балка, лежащая на опорах. В сцеплениях действуют осевые силы.
, - окружные силы, действующие соответственно на колесо зубчатое колесо и шестерню, Н;
- осевая сила, Н;
, - радиальные силы, действующие соответственно на зубчатое колесо и шестерню, Н;
, - реакции в опоре А, Н;
, - реакции в опоре В, Н.
На зубчатое колесо 2 действуют осевая, окружная и радиальная силы. Их численные значения были найдены в пункте 2.2.2. На шестерню 3 действуют только окружная и радиальная силы, т.к. открытая передача прямозубая. Найдём их по соотношениям аналогичным соотношениям для колеса 2:
Определим диаметр шестерни 3:
.
Найдем численные значения и :
.
Рассчитаем длины участков вала , , :
;
;
.
В опорах А и В возникают реакции. Разложим их на составляющие, направленные по осям X и Y, т.е. будем считать, что в опоре А возникают реакции ,, а в опоре В - ,. Найдём их из уравнения вала .
Найдём сумму изгибающих моментов, действующих по оси X, относительно опоры А
;
Подставляя численные значения, получим
Н.
Найдём сумму изгибающих моментов, действующих по оси Y, относительно опоры А
,
,
подставляя численные значения, получим
.
Запишем аналогичные отношения для опоры В
Выразим из этих уравнений
,
подставляя численные значения, получим
;
.
Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Найдём суммарные реакции в опорах А и В по формулам
,, (1.55)
подставляя численные значения, получим
Эпюры изгибающих и крутящих моментов
редуктор кинематический передача подшипник
3.2.2 Проверка долговечности подшипника
Целью данного параграфа является проверка подшипников на долговечность.
Реакция в опоре А больше, следовательно будем вести расчёт для подшипника, находящегося на ней. Будем использовать радиально-упорный подшипник качения легкой серии 36209 ГОСТ 831-75 с параметрами внутреннего диаметра d=45 мм, внешний диаметр D=85 мм, ширина B=19 мм, динамическая грузоподъёмность C=31,2 кН, Со=25,1кН, (с 399, Чернавский).
Эквивалентную нагрузку будем искать по формуле
, (3.1)
где V- коэффициент приращения, при вращении внутреннего колеса (c. 212); - коэффициент, учитывающий влияние вида нагрузки на подшипник; - коэффициент, учитывающий влияние рабочей температуры подшипника.
Значение коэффициентов выбираем по рекомендации (с. 214) и считаем равными =1.4; =1.05.
Подставляя численные значения в выражение (3.1), получим
.
Расчётную долговечность найдём по соотношению
, (3.2)
подставляя численные значения, получим
.
Переведём долговечность в часы
Согласно технического задания ресурс равен 2000 часов, найденный ресурс больше, следовательно, подшипник удовлетворяет требованиям по долговечности.
3.3 Проверка прочности шпоночных соединений
Рис. 4
Задачей данного параграфа является проверка шпонок по напряжениям сжатия.
Из двух шпонок на валу наиболее нагружена шпонка под колесом 3, т.к. меньше диаметр вала, и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки. Проверку будем проводить по формуле
, (3.5)
де Т - крутящий момент на валу,; d - диаметр вала, мм; h - высота шпонки, мм; - глубина паза вала, мм; - рабочая длина шпонки; b - ширина шпонки, мм; - допускаемое напряжение на смятие, Па.
Материал шпонки Сталь 45 нормализованная, поэтому допускаемое напряжение при стальной ступице (с. 310) =100…120 МПа. Размеры шпонки [1, с. 169] 10828 ГОСТ 23360-78, глубина паза вала =5 мм.
Подставляя численные значения в выражение (3.5), получим
Напряжение смятия больше допускаемого значения, поэтому устанавливаем две шпонки под углом . Тогда напряжение смятия будет равно
Две шпонки установленные под углом 1800 обеспечивают нормальную передачу момента вращения.
Проверка шпонки под колесом 2
Материал шпонки Сталь 45 нормализованная, поэтому допускаемое напряжение при стальной ступице [1, с. 310] =100120 МПа. Размеры шпонки 161070 ГОСТ 23360-78, глубина паза вала =6 мм.
Шпонка обеспечивает нормальную передачу момента вращения.
3.4 Проверочный расчёт валов
Целью данного параграфа является проверка результатов, полученных в параграфе 3.1.
Материал вала - сталь 45 нормализованная, предел прочности [1, с. 34]
.
Пределы выносливости по нормальным напряжениям [1, с.313]
и по касательным .
Исходя из эпюр крутящих и изгибающих моментов и конструкции вала, выбираем два наиболее опасных сечения для проверки.
Сечение а-а. Диаметр вала в этом сечении d=50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпонки в этом сечении b=14 мм, глубина паза =5,5 мм.
Найдём изгибающий момент в горизонтальной плоскости
, (3.4.1)
подставляя численные значения, получим
.
Найдём изгибающий момент в вертикальной плоскости
, (3.4.2)
подставляя численные значения, получим
.
Суммарный изгибающий момент в сечение а-а найдём по формуле
, (3.4.3)
подставляя численные значения, получим
Определяем коэффициент запаса прочности [1, c. 162]
(3.4.4)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям будем рассчитывать по формуле (3.4.5)
где - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, Па;
- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [1, c. 165];
- масштабный фактор для нормальных напряжений [1, c. 166];
? - коэффициент шероховатости поверхности ()
- амплитуда цикла нормальных напряжений, Па;
- среднее значение напряжения цикла, Па;
- коэффициент чувствительности материала по изменению цикла нормальной нагрузки;
коэффициент выбираем по рекомендации [1, с. 164] и считаем =0,2;
Коэффициент и выбираем по рекомендации [1, с. 165, 166] и считаем =1,6, =0,8.
Так как осевая нагрузка отсутствует, то =0.
Амплитуду нормальных напряжений найдём по формуле
(3.4.6)
- осевой момент сопротивления в сечении вала, мм3.
Момент сопротивления нетто при изгибе найдём по соотношению (3.4.7) [1, c. 165]
подставляя численные значения, получим
.
подставляя численные значения в (3.4.6), получим
Подставляя численные значения в выражение (3.4.5), получим
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям будем рассчитывать по аналогичной формуле (3.4.8)
где - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;
- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
- масштабный фактор для касательных напряжений;
- среднее напряжения цикла, МПа;
- среднее напряжение цикла кручения, МПа;
коэффициент выбираем по рекомендации [1, с. 166] и считаем =0,1.
Коэффициент и выбираем по рекомендации [1, с. 165, 166] и считаем =1,5, =0,7; среднее напряжение цикла касательных напряжений найдём по соотношению (3.4.9)
,
Т2 - крутящий момент;
- полярный момент сопротивления вала.
Подставляя численные значения, получим
.
Подставляя численные значения в выражения (3.4.8), получаем
Подставляя численные значения в формулу (3.4.4), получим
.
Запас прочности обеспечен. Сечение Б-Б. Диаметр вала в этом сечении d=50мм. Концентрация напряжения в этом сечении обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [1, c. 314].
Найдём изгибающий момент в горизонтальной плоскости
(3.4.9)
подставляя численные значения, получим
.
Найдём изгибающий момент в вертикальной плоскости
(3.4.10)
подставляя численные значения, получим
Суммарный изгибающий момент в сечение Б-Б найдём по формуле
(3.4.11)
подставляя численные значения, получим
.
Осевой момент сопротивления найдём по соотношению
(3.4.12)
подставляя численные значения, получим
.
Полярный момент сопротивления найдём по формуле
(3.4.13)
подставляя численные значения, получим
.
Амплитуду и среднее значение цикла касательных напряжений найдём по соотношению
(3.4.14)
подставляя численные значения, получим
.
Амплитуду нормальных напряжений найдём по формуле
(3.4.15)
подставляя численные значения, получим
.
Отношения найдём по рекомендации [1, с. 166] и будем считать равным =2,55
Отношение найдём по формуле
подставляя численные значения, получим
.
Найдём коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (3.4.17) и (3.4.18):
подставляя численные значения, получим
;
.
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения в-в находим по формуле (3.4.19):
подставляя численные значения, получим
.
Запас прочности обеспечен.
4. Расчёт конструктивных размеров корпуса редуктора
Целью данного параграфа является определение толщины стенок и фланцев корпуса, а так же диаметров болтов для крепления крышек
Толщину стенок корпуса и крышки найдём по соотношениям
(4.1)
(4.2)
где толщина стенок корпуса, ; толщина стенок крышки, .
подставляя численные значения, получим
примем , т.к. это минимальные значения.
Толщину фланцев верхнего пояса найдём по формуле
подставляя численные значения, получим
Диаметр фундаментальных болтов найдём по соотношению
(4.3)
подставляя численные значения, получим
примем .
Тогда диаметр болтов крепящих крышку у подшипников найдём по соотношению
(4.4)
подставляя численные значения, получим
примем
Диаметр болтов крепящих закрывающие крышки к корпусу найдем по соотношению
Получим, подставляя численные значения:
Примем
5. Расчёт конструктивных размеров колеса 2
Целью данного параграфа является нахождение всех размеров колеса по известным внутреннему и внешнему диаметрам.
Колесо кованое с диаметром под вал .
Найдём диаметр и длину ступицы
(5.1)
подставляя численные значения, получим
,
примем , а
Толщину обода найдём по соотношению
(5.3)
подставляя численные значения, получим
,
примем , т.к. это минимальное значение.
Толщину диска найдём по соотношению
(5.4)
подставляя численные значения, получим
- примем 20мм
Литература
1. В.М. Лебедев «Эскизное проектирование механического привода», г. Санкт-Петербург, издательство СПбГТУ,1999г
2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин «Курсовое проектирование деталей машин», г. Москва, издательство «Машиностроение», 1988г.
3. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова «Детали машин. Справочные материалы по проектированию», СПб, гос. техн. ун-т. Санкт-Петербург, 1995г.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес и промежуточного вала. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов. Проверка редуктора на статическую прочность.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.10.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проверка зубьев передачи на изгиб. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфт. Построение эпюр моментов на валах. Технология сборки редуктора.
курсовая работа [145,3 K], добавлен 20.01.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Проектный и проверочный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Схема и эпюры нагрузок тихоходного вала. Подбор и расчет подшипников качения и размеров корпуса. Описание открытой передачи.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 07.12.2012Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. Определение нагрузок на валах. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [261,2 K], добавлен 13.07.2012Кинематический расчёт и выбор электродвигателя. Расчёт ременной передачи. Расчёт и конструирование редуктора. Выбор подшипников качения. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников. Расчёт валов на совместное действие изгиба и кручения.
курсовая работа [6,1 M], добавлен 10.04.2009Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование тихоходного вала редуктора. Выбор муфты и расчёт долговечности подшипников. Смазывание зубчатого зацепления, сборка редуктора.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.09.2013Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Предварительный расчёт валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Уточнённый расчёт валов. Выбор сорта масла для редуктора.
курсовая работа [249,4 K], добавлен 24.07.2011Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. Проектный и проверочный расчёт передачи. Проектный расчёт вала и выбор подшипников. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений. Смазывание редуктора.
курсовая работа [222,1 K], добавлен 15.11.2008Кинематический расчёт привода. Выбор материала зубчатых колёс и шестерен. Допускаемые контактные и изгибные напряжения. Расчёт закрытой передачи и проверка прочности по напряжению. Геометрические размеры деталей редуктора, выполнение эскизной компоновки.
курсовая работа [439,1 K], добавлен 16.09.2017Подбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора привода ленточного транспортера. Разработка эскизного проекта. Конструирование зубчатых колес. Расчёт торсионного вала, соединений, подшипников качения, валов на прочность, муфт и приводного вала.
курсовая работа [1022,9 K], добавлен 15.08.2011Расчёт срока службы приводного устройства. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода. Выбор материала зубчатых колец. Проектный и проверочный расчеты зубчатой и цепной передач, валов редуктора. Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо.
курсовая работа [237,1 K], добавлен 18.06.2014Проектирование 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 29.07.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Выбор и проверка долговечности подшипников качения. Проверочный расчёт валов на прочность. Проверка прочности шпоночного соединения. Посадки зубчатых колёс и подшипников. Конструирование корпусных деталей.
курсовая работа [374,4 K], добавлен 21.02.2010Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчёт и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа. Конструирование валов редуктора. Проектирование вала под шестерню открытой передачи. Расчётная долговечность подшипника.
курсовая работа [881,7 K], добавлен 19.03.2015Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.
курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019Выбор электродвигателя. Значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов. Расчёт зубчатой передачи. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс. Основные размеры шестерни и колеса. Проверочный расчёт на контактную выносливость.
курсовая работа [234,2 K], добавлен 03.07.2004Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.
курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Расчёт клиноременной передачи и зубчатых колёс. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников. Размеры корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников. Расчёт шпонок на смятие.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 09.06.2015Расчёт зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни, корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 20.06.2015Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости. Построение эпюр изгибающих моментов ведомого вала. Определение сил, действующих в зацеплении. Расчёт размеров корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [950,4 K], добавлен 03.03.2014
