Проектирование одноступенчатого редуктора к механическому приводу
Проектирование горизонтального одноступенчатого редуктора с прямозубыми цилиндрическими колесами, предназначенного для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. Кинематический и силовой расчет привода. Схема установки подшипников.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 03.06.2015 |
| Размер файла | 1,0 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/
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра деталей машин и ПТМ
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту
"Проектирование одноступенчатого редуктора к механическому приводу"
Выполнил студент группы 1250 Кузьмин С.В.
Руководитель старший преподаватель Коршунов Ю.М.
Санкт-Петербург
2014
Оглавление
- Введение
- 1. Кинематическая схема привода
- 2. Кинематический и силовой расчет привода
- 3. Выбор материала, виды заготовок и термообработка зубчатых колес
- 4. Определение допускаемых контактных напряжений
- 5. Определение допускаемых напряжений изгиба
- 6. Проектировочный расчет зубчатой передачи
- 7. Проверка выбранного модуля зубьев колес по напряжениям изгиба
- 8. Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи
- 9. Выбор материала валов. Ориентировочное определение диаметров валов
- 10. Предварительный выбор типа размеров подшипников. Обоснование принятой схемы установки подшипников
- 11. Выбор вида смазывания зубчатой передачи и подшипников. Смазочные и уплотнительные устройства
- 12. Расчет шпоночного соединения выходного вала редуктора
- 13. Проверка подшипников выходного вала редуктора по динамической грузоподъемности
- Список использованных источников
Введение
Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной муфты, цилиндрического одноступенчатого редуктора и цепной передачи.
Проектируемый горизонтальный одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. Редуктор состоит из зубчатой передачи, смонтированной на валах с подшипниками качения в литом чугунном корпусе. Корпус редуктора состоит из картера и крышки, скрепленных болтами. Разъем корпуса - горизонтальный, проходит по осям валов. В месте соединения поверхности картера и крышки пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя штифтами, расположенными по диагонали.
Шестерня проектируется заодно с ведущим валом (вал-шестерня). Колесо насажено на ведомый вал по посадке H7/r6, вращающий момент передается призматической шпонкой. Смещение колеса ограничивает с одной стороны буртик ведомого вала, а с другой - распорная втулка, внутреннее кольцо подшипника и наружное кольцо подшипника, которое упирается в крышку подшипника.
Ведущий и ведомый валы редуктора установлены на радиальных шариковых подшипниках. Подшипники регулируются подбором металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками со стороны глухих привертных крышек.
Смазка передачи и подшипников осуществляется разбрызгиванием жидкого масла, заливаемого через смотровое отверстие в крышке корпуса. Уровень масла проверяют жезловым маслоуказателем. Отработанное масло сливают через отверстие, расположенное в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой.
Верхняя смотровая крышка редуктора снабжена ручкой-отдушиной, отверстие в которой соединяет закрытую полость редуктора с атмосферой. Для подъема и транспортировки редуктора в крышке корпуса выполнены проушины с отверстиями для троса. Для облегчения разъединения крышки с корпусом во фланцах крышки предусмотрены резьбовые отверстия для отжимных винтов.
редуктор привод подшипник механический
1. Кинематическая схема привода
Схема 1, вариант 9
Исходные данные:
1. Мощность на ведомой звездочке цепной передачи Р3 = 7 кВт.
2. Угловая скорость ведомой звездочки 3 = 3,3 рад/с.
3. Срок службы редуктора t = 20000 ч.
4. Режим работы - постоянный.
Содержание проекта:
1. Расчетно-пояснительная записка (формат А4).
2. Чертеж общего вида привода (формат А2).
3. Чертеж общего вида редуктора (формат А2).
4. Чертежи 2-3 деталей (по указанию руководителя) (форматы А2, А3).
2. Кинематический и силовой расчет привода
Определение общего КПД привода.
Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов
,
где - КПД муфты,
- КПД редуктора,
- КПД цепной передачи.
Принимаем значения КПД равными:
= 0,98, = 0,95, = 0,93
.
Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу.
Общий коэффициент полезного действия есть отношение полезной мощности Pпол к затраченной Pзат (или отношение мощности Pвм на ведомом валу к мощности Pвщ на ведущем валу привода)
.
Следовательно, требуемая мощность электродвигателя (или мощность на ведущем валу привода) будет равна
.
Частота вращения ведущего вала определяется по зависимости
,
где
- частота вращения ведомого вала привода,
- ориентировочное значение передаточного числа привода.
Частота вращения ведомого вала привода определяется по формуле
,
где
вм = 3 - угловая скорость ведомого вала привода, вм = 3,3 рад/с.
Ориентировочное значение передаточного числа привода равно произведению передаточных чисел редуктора и цепной передачи
где
- передаточное число редуктора,
- передаточное число цепной передачи.
Принимаем значения передаточных:
, .
Подставляя эти значения в формулу для iор, получаем
,
а частота вращения ведущего вала будет равна
.
По мощности на ведущем валу Pвщ = 7 кВт и частоте вращения ведущего вала nвщ = 950.4 об/мин по каталогу электродвигателей подбираем двигатель марки А132М6 с мощностью Pдв = 7.5 кВт и номинальной частотой вращения ротора nном = 960 об/мин.
Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по передачам.
Уточняем передаточное число привода по номинальной частоте вращения электродвигателя
.
Принимая значения передаточных чисел редуктора и цепной передачи из единого ряда передаточных чисел [8] ,, определяем фактическое передаточное число привода
.
Погрешность передаточного числа привода
.
Такое значение погрешности является допустимым.
Определение вращающих моментов на валах редуктора, их мощности и их частот вращения.
Частота вращения ведущего вала редуктора n1, равная номинальной частоте вращения электродвигателя,
.
Частота вращения ведомого вала редуктора n2, равная частоте вращения ведущего вала цепной передачи,
.
Частота вращения ведомого вала цепной передачи, равная фактической частоте вращения ведомого вала привода,
.
Мощность ведущего вала редуктора P1,
Мощность ведомого вала редуктора
P2,
Мощность ведомого вала цепной передачи P3,
Вращающий момент на валу двигателя,
Вращающий момент на ведомом валу привода
.
Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т2, равный моменту на ведущем валу цепной передачи,
.
Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т1
.
|
Валы привода |
Двигатель |
1 |
2 |
3 |
|
|
Частота вращения |
960 |
960 |
307,4 |
152,3 |
|
|
Мощность, кВт |
7,5 |
7,35 |
7,2 |
6,7 |
|
|
Момент, Н*М |
74,64 |
73,14 |
225,8 |
420,3 |
3. Выбор материала, виды заготовок и термообработка зубчатых колес
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для зубчатых колес материал со средними механическими характеристиками - сталь 40хн с твердостью НВ < 350, термообработка - улучшение. Для улучшения прирабатываемости колес принимаем твердость по Бринеллю для шестерни - HB1 = 260, HB2 = 200 [9]. Предел прочности материала колес , предел текучести [9].
4. Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются по зависимости
где м0 - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, т. к сталь I группы примем 2,5HB
-коэффициент состояния поверхности (т. к шлифование тонкое) примем =0.9.
- коэффициент отражающий влияние рабочей температуры. Примем = 1
[n] - коэффициент запаса прочности примем =?N - коэффициент долговечности.
Коэффициент безопасности принимаем равным SH = 1,2.
Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы на контактную выносливость зубьев, определяется по зависимости
m= 6 т.к. отсутствует поверхностное упрочнение
где NO - число циклов изменения напряжений соответствующее пределу контактной выносливости при пульсирующем цикле.
NL - число циклов нагружения за полный срок службы.
Число циклов NO принимаем равным для шестерни NO1 = 107, для колеса NO2 = 107.
Число циклов нагруженияN вычисляется по зависимости
где n - частота вращения того колеса, для которого определяется N,
t - число часов работы передачи за расчетный срок службы, равное t = 20000 ч.
Подставляя значения n1, n2 и t, получаем
для шестерни
для колеса
Так как то принимаем = 1 и = 1.
=2.5260=650Мпа
=2.5200=500МПа
Подставляем найденные значения параметров в формулу и определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
За расчетное будем принимать меньшее значение из [?H]. Таким образом, допускаемое контактное напряжение .
5. Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяются по зависимости
где мr - предел изгибной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений.
=333 - для шестерни
=370 - для колеса
-коэффициент состояния поверхности (т. к шлифование тонкое) примем =0,9.
- коэффициент отражающий влияние рабочей температуры. Примем = 1
[n] - коэффициент запаса прочности примем =?N - коэффициент долговечности.
Коэффициент безопасности принимаем равным SH = 1,2.
Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы на контактную выносливость зубьев, определяется по зависимости
m= 6 т.к. отсутствует поверхностное упрочнение
где NO - число циклов изменения напряжений соответствующее пределу контактной выносливости при пульсирующем цикле,
NL - число циклов нагружения за полный срок службы.
Число циклов NO принимаем равным для шестерни NO1 = 4*106, для колеса NO2 =4* 106.
Число циклов нагруженияN вычисляется по зависимости
где n - частота вращения того колеса, для которого определяется N,
t - число часов работы передачи за расчетный срок службы, равное t = 20000 ч.
Подставляя значения n1, n2 и t, получаем
для шестерни
для колеса
Так как то принимаем = 1 и = 1.
- коэффициент эффективности напряжений
шестерня =1,73
колесо =1,89
- масштабный фактор стальных зубов, примем = 0,53
Подставляем найденные значения параметров в формулу и определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса.
За расчетное будем принимать меньшее значение из [?F]. Таким образом, допускаемое контактное напряжение .
6. Проектировочный расчет зубчатой передачи
Проектный расчет зубчатой передачи производится из условия контактной выносливости зубьев. Целью расчета является определение размеров зубчатых колес, при которых исключается преждевременный выход передачи из строя вследствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.
Предварительное минимально - допустимое значение межосевого расстояния определяется по зависимости
где Ka - коэффициент, равный для прямозубой передачи Ka = 49,5 МПа1/3;
ip - передаточное число редуктора, ip= 3;
М2 - вращающий момент на валу колеса, М2 = 225,8;
[мH] - допускаемое контактное напряжение, [?H] = 375 МПа;
- коэффициент ширины колеса, рекомендуемый для выбора промежуток значений ;
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Рекомендуемый интервал значений - для симметрично расположенных колес относительно опор.
Принимаем .
Подставляем значение параметров в формулу и получаем предварительное минимально-допустимое значение межосевого расстояния
Исходя из значения межосевого расстояния определяем предварительные значения начальных окружностей шестерни и колеса dw1 и dw2.
Далее оцениваем величину окружной скорости шестерни по формуле
где n1 - число оборотов ведущего вала;
dw1 - начальный диаметр шестерни.
Так как принимаем прямозубое зацепление и пересчет межосевого расстояния и начальных диаметров колес не требуется.
Принимаем число зубьев шестерни из рекомендуемого интервала зубьев.
Число зубьев колеса определяется по зависимости
где ip - передаточное число редуктора, ip= 3;
z1 - число зубьев шестерни, z1 = 20.
Модуль определяется по зависимости
где dw1 - начальный диаметр шестерни, dw1=79.5 мм;
z1 - число зубьев шестерни, z1 = 20;
Выбираем нормальный модуль зацепления mn из рекомендуемых значений, mn = 4.
Окончательные значения делительных диаметров шестерни и колеса определяются по формулам
Итоговое значение межосевого расстояния
Условие выполнено.
7. Проверка выбранного модуля зубьев колес по напряжениям изгиба
Проверка выбранного модуля зубьев выполняется по формуле
где YF - коэффициент формы зуба, принимаемый из рекомендуемых значений в зависимости от числа зубьев;
для шестерни - YF = 4.12
для колеса - YF = 3.73
KF - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, равныйKFб = 1 для прямозубого колеса;
KFв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса, равный KFв = 1,15;
KFV - коэффициент, для прямозубого колеса равный KFV = 1,15;
b = ширина колеса,
М - момент на колесе, который принят к расчету из условия отношения допускаемых напряжений изгиба к коэффициенту формы зуба.
Определяем отношение допускаемых напряжений изгиба к коэффициенту формы зуба для шестерни и колеса
Так как дальнейший расчет выполняется для колеса. Следовательно, М = 282,7 Н•м, d =240 мм.
Подставляя в формулу полученные параметры, определяем
Так как окончательное значение модуля зубьев колес
8. Расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи
Таблица 1
Основные параметры зубчатой передачи
|
Параметры |
Формула |
Шестерня |
Колесо |
|
|
Делительный диаметр, мм |
80 |
240 |
||
|
Межосевое расстояние, мм |
160 |
|||
|
Высота головки зуба, мм |
4 |
4 |
||
|
Высота ножки зуба, мм |
5 |
5 |
||
|
Радиальный зазор, мм |
1 |
1 |
||
|
Диаметр вершины зубьев шестерни, мм |
88 |
- |
||
|
Диаметр вершины зубьев колеса, мм |
- |
248 |
||
|
Общая высота зуба, мм |
52.5 |
- |
9. Выбор материала валов. Ориентировочное определение диаметров валов
В качестве материала валов примем сталь 45 термообработка - нормализация, с пределом текучести равным и твердостью НВ = 240.
Диаметры быстроходного и тихоходного валов определяются по зависимостям
где P - мощность двигателя
n1 - частота вращения быстроходного вала
n2 - частота вращения тихоходного вала
Вычисленные значения диаметров округляем в ближайшую сторону до стандартных. По ГОСТ 12081-72 принимаемdБ = 33 мм и dТ = 47 мм.
10. Предварительный выбор типа размеров подшипников. Обоснование принятой схемы установки подшипников
По полученным значениям диаметров валов под подшипники по ГОСТ 8338 - 75 выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии (d - диаметр внутреннего кольца, D - диаметр наружного кольца, В - ширина подшипника, r - размер фаски):
для быстроходного вала подшипник 307:
d = 35 мм,
D = 72 мм,
B = 19 мм,
r = 2 мм.
для тихоходного вала подшипник 309:
d = 45 мм,
D = 100 мм,
B = 25 мм,
r = 2,5 мм.
При отношении расстояния между торцами подшипников к диаметру подшипников равном используется схема установки подшипников враспор.
Расстояние между торцами подшипников l = 77 мм по результатам компоновки. Диаметр подшипников быстроходного вала d=.
таким образом, можем принять схему установки подшипников враспор.
11. Выбор вида смазывания зубчатой передачи и подшипников. Смазочные и уплотнительные устройства
Смазка редуктора применяется для уменьшения потерь мощности на трение, лучшего отвода теплоты, снижения интенсивности износа трущихся поверхностей и предохранения их от коррозии.
Для смазывания передач при окружной скорости вращения зубчатых колес V = (0.3 - 12) м/с, рекомендуется применять картерную смазку. В корпус редуктора масло заливают так, чтобы венец зубчатого колеса был в него погружен. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Кинематическая вязкость масла определяется в зависимости от значений контактных напряжений и скорости вращения колес V в полюсе зацепления. Марка масла определяется в зависимости от значения кинематической вязкости.
Наименьший и наибольший уровни погружения зубчатого колеса редуктора в масляную ванну:
Смазывание подшипника выполняется тем же маслом, которым смазывают детали передач. При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла.
Смазочные устройства:
· В корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие в корпусе редуктора.
· Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают жезловый маслоуказатель.
· Для наблюдения за состоянием зубчатого зацепления в крышке корпуса предусмотрена смотровое отверстие. Увеличение давления в корпусе редуктора при работе передач может привести к протечке масла через сальники, с этой целью в крышке смотрового лючка предусмотрено отдушина.
· Уплотнительные устройства.
Применяются для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а так же для защиты их от попадания извне пыли и влаги.
· В курсовом проекте мы используем манжетные уплотнения. Манжетные уплотнения широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом.
Манжета состоит из корпуса 1, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса 2, представляющее собой стальное кольцо Г-образного сечения, и браслетной пружины 3. Каркас придает жесткость, браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, в следствии чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…06 мм, плотно охватывающая поверхность вала.
12. Расчет шпоночного соединения выходного вала редуктора
Расчет шпоночного соединения вала с колесом.
По диаметру вала под колесом d = 27мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78, ширина которой b = 8 мм, высота h =7 мм, глубина паза вала t1 = 4 мм.
Минимальная рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие ее боковых граней
где - допускаемое напряжение на смятие; при стальной ступице .
Подставляя значения параметров в формулу, получаем
.
Полная длина шпонки со скругленными торцами равна
.
Длина ступицы при отношении
принимается равной ширине венца зубчатого колеса, т.е. .
Конструктивную длину шпонки принимаем из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78.
Таким образом, шпонка для соединения вала с колесом - 14х9х36 ГОСТ 23360-78.
Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой.
По диаметру конца входного вала d = 28 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами:
b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм.
Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала
,
где lк вала = 42 мм - длина конца вала, принятая при эскизной компоновке
Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами
.
Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки по зависимости [8]
.
Так как условие прочности шпонки длиной lp = 24 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78: .
Таким образом, шпонка для соединения входного вала с муфтой - 8х7х36 ГОСТ 23360-78.
Расчет шпоночного соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи.
По диаметру конца выходного вала d = 40 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 с параметрами:
b = 12 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм.
Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала
,
где lк вала = 58 мм - длина конца вала, принятая при эскизной компоновке
Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами
.
Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки
.
Так как условие прочности шпонки длиной lp = 40 мм выполняется, то окончательно принимаем конструктивную длину шпонки из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ 23360-78: .
Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи - 10х8х50 ГОСТ 23360-78.
13. Проверка подшипников выходного вала редуктора по динамической грузоподъемности
Последовательность подбора
Изобразить схему вала с установленной на нем шестерней (колеса)
Определить силу в зубчатом зацеплении прямозубой передачи
- окружная и радиальная составляющие усиления в зацеплении
- угол зацепления инструмента
.
Определить реакции в опорах для вала
Предварительно принять шариковый радиус подшипника средней серии.
Коэффициент динамической грузоподъемности Сr = 26.2
Требуемая динамическая грузоподъемность при зацепной долговечности и заданной нагрузке
Проверка выбранного подшипника
Список использованных источников
1. Детали машин: Атлас конструкций. Учебное пособие для машиностроительных вузов, В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф.Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для машиностроительных вузов. М.: Высшая школа, 1985.
3. Коршунов Ю.М. Конспект лекций по курсу Детали Машин2013-2014 учебный год СП6ГМТУ.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Проектирование и расчет одноступенчатого редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами и цепной передачей. Кинематический расчет. Вычисление окружной скорости, сил, действующих в зацеплении. Проверка прочности валов. Подбор подшипников. Посадки деталей.
курсовая работа [412,2 K], добавлен 04.03.2016Применение редукторов в приводах. Выбор типа конструкции редуктора. Проектирование редуктора с цилиндрическими прямозубыми колесами эвольвентного зацепления для следящего электромеханического привода. Цилиндрические опоры, валы и зубчатые передачи.
контрольная работа [35,8 K], добавлен 27.08.2012Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора, цепной и ременной передачи для привода ленточного конвейера. Назначение редуктора и их классификация. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Этапы компоновки.
дипломная работа [902,7 K], добавлен 08.03.2009Кинематический расчёт привода червячного одноступенчатого редуктора и его компоновка. Выбор материала и допускаемых напряжений. Расчет на контактную и изгибающую прочность зубьев. Выбор подшипников качения, шпонок, галтелей, канавок, способа смазки.
курсовая работа [340,9 K], добавлен 16.04.2011Выбор 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 22.03.2015Расчёты конического одноступенчатого горизонтального редуктора и открытой клиноременной передачи. Подбор необходимого материала деталей, отвечающего требованиям надёжности и долговечности привода конвейера. Кинематический и силовой расчёт привода.
курсовая работа [754,7 K], добавлен 06.02.2014Технологичность корпуса конического одноступенчатого редуктора. Определение типа производства и разработка конструкции приспособления. Теоретическая схема базирования и вычисление погрешностей. Силовой расчет привода механизма и режущего инструмента.
дипломная работа [829,3 K], добавлен 25.11.2011Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи, кинематический расчет привода и его конструктивных элементов. Выполнение компоновочного эскиза редуктора. Определение долговечности подшипников. Выбор соединительной муфты, смазочных материалов и устройств.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 17.11.2014Назначение, принцип действия и устройство разрабатываемого редуктора, основные требования к его функциональности. Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Определение силовых параметров. Расчет конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [232,6 K], добавлен 07.02.2016Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Проект 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 25.03.2013Проектирование привода транспортера с разработкой конструкции шевронного одноступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, служащих для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на рабочий вал транспортера. Проверочный расчет валов, шпонок.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 27.11.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012Подбор электродвигателя. Расчет общего передаточного числа. Кинематический расчет валов, клиноременной и конической передачи. Подбор подшипников для конического редуктора. Ориентировочный расчет и конструирование быстроходного вала конического редуктора.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 06.01.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010Основные параметры зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя, кинематический расчет редуктора. Определение КПД передачи, определение вращающих моментов на валах. Последовательность расчета зубчатой передачи.
курсовая работа [763,1 K], добавлен 07.08.2013Выбор 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
