Расчет зубчатой передачи редуктора
Классификация и назначение редукторов. Кинематический расчет зубчатого одноступенчатого цилиндрического редуктора, выбор электродвигателя. Расчет передач: цилиндрической и конической прямозубой, открытой цепной. Расчет валов, подбор подшипников качения.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | контрольная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 22.08.2015 |
| Размер файла | 253,8 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/
Расчетно-графическая работа
Содержание
- Введение
- 1. Кинематический расчет. Выбор электродвигателя
- 2. Расчет передач
- 2.1 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- 2.2 Расчет конической передачи с прямыми зубьями
- 2.3 Расчёт открытой цепной передачи
- 3. Предварительный расчет валов и подбор подшипников качения
- Литература
Введение
Механизм натяжения проводов предназначен для натяжения проводов. В данном случае он состоит из зубчатого цилиндрического редуктора и открытой цепной и конической передач. Приводится в действие электродвигателем.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (можно чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.
На кинематических схемах буквой Б обозначает входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т - выходной (тихоходный).
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная).
Классификация редуктора, указанного в задании на курсовое проектирование:
1. по типу передачи: зубчатый;
2. по числу ступеней: одноступенчатый;
3. по типу зубчатых колес: цилиндрический;
1. Кинематический расчет
Исходные данные:
Ft=6,3 кН - окружная сила;
V=1,9 м/с- скорость катушки;
Dk=300 мм - диаметр катушки;
Определим общий КПД привода:
По таблице [1, табл. 3.1, с. 15] применим следующие значения КПД:
- для цепной передачи: цп = 0,95;
- для цилиндрической зубчатой передачи: зп = 0,98;
- для муфты: м = 0,98;
-для конической передачи: = 0,97;
- для подшипников: п = 0,995;
Общий КПД привода будет:
= ;
Определим мощность на валу катушки:
Частота вращения катушки:
Требуемая мощность двигателя:
Выбор электродвигателя:
По таблице [1, табл. 3.3, c. 17] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4A180M8 с синхронной частотой вращения 750,0 об/мин, с параметрами: Pдв=15 кВт и скольжением S=2.5% по (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения двигателя:
Угловая скорость двигателя:
Определяем общее передаточное отношение привода:
Определим мощности на всех валах:
Где: P1, P2, P3, P4 - мощности соответственно первого, второго, третьего и четвёртого валов. Определяем угловые скорости на всех валах:
Где: w1, w2, w3, w4 - угловые скорости соответственно на первом, втором, третьем и четвёртом вале. Определяем частоты вращения валов:
Где: n1, n2, n3, n4 - частоты вращения соответственно первого, второго, третьего и четвёртого валов
Находим вращающие моменты на валах:
Где: T1, T2, T3, T4 - Вращающие моменты соответственно первого, второго, третьего и четвёртого валов
Результаты расчета сводим в таблицу:
Таблица 1.1
|
Вал |
P, кВт |
T, Н*м |
n, об/мин |
щ, рад/с |
|
|
1 |
14,016 |
179,390 |
731,25 |
76,576 |
|
|
1' |
13,736 |
179,390 |
731,25 |
76,576 |
|
|
2 |
12,984 |
406,965 |
304,688 |
31,907 |
|
|
3 |
12,661 |
992,103 |
121,875 |
12,763 |
|
|
4 |
12,219 |
957,468 |
121,875 |
12,763 |
|
|
4' |
11,915 |
933,647 |
121,875 |
12,763 |
2. Расчет передач
2.1 Расчет цилиндрической прямозубой передачи
Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений;
Принимаем для шестерни и колеса сталь 40ХН. Для такого типа редуктора экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350 НВ.
Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной выносливости механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем материала колеса .
Ниже шестерню будем обозначать коэффициентом 1, колесо - коэффициентом 2.
Принимаем следующие материалы и методы обработки:
Шестерня: сталь 40ХН HB1 = 325, термообработка- улучшение.
Колесо: сталь 40ХН НВ2 = 270, термообработка - улучшение.
Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость:
(1)
где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
= 2НВ + 70;
Мпа;
МПа;
ZN - коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи;
[SH] - коэффициент запаса прочности; для нормализованных и улучшенных сталей [SH] = 1,1 [1]
ZR - коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубъев. [3, c. 24];
ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [3, c. 24];
ZL - коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазного материала [3, c. 24];
ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [3, c. 24];
ZW - коэффициент, учитывающий влияние перепада твёрдостей материала сопряжённых поверхностей зубъев.
При проектировочных расчётах по ГОСТ 21354-87 [3, с. 57] рекомендует принимать
Рассчитываем коэффициент долговечности:
;
Где Nlim - базовое число циклов напряжений.
Nk- расчетное число циклов перемены напряжения:
Nk = 60 n C Lh;
n - частота вращения;
С - число колес находящихся в зацеплении с данным;
Lh - срок службы в часах;
Nk1 = 60 305 1 1000 = ;
Nk2 = 60 122 1 1000 = ;
Таким образом:
По формуле (1) вычисляем допустимые контактные напряжения:
МПа;
МПа;
В качестве расчётного принимаем минимальное значение
МПа;
Определяем допускаемые изгибающие напряжения при расчете на усталость [1]:
Где - предел выносливости зубьев при изгибе термообработке улучшением и твердости <350HB:
МПа;
МПа;
YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, YR = 1 в случае отсутствия полирования переходной поверхности [3,с. 36];
YX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, при
- опорный коэффициент, учитывающий чувствитеьность материаа к концентрации напряжений; примем
[SF] - коэффициент запаса прочности; [SF] = 1,7 [3,с. 35];
YN - коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса:
NFlim1= NFlim2=;
NK1= ;
NK2= ;
Т.к. NFlim1< NK1 , то YN1=1 и NFlim2< NK2 , то YN2=1 [1];
По формуле (2) вычисляем допустимые изгибающие напряжения:
МПа;
МПа;
Расчет геометрических параметров зубчатой передачи
Межосевое расстояние:
;
Где aw - межосевое расстояние;
Ка - числовой коэффициент для прямозубой передачи Ка = 495 [1];
UЗП - передаточное число зубчатой передачи;
Т2 - крутящий момент на валу колеса;
КН - коэффициент учитывающий неравномерность распределенной нагрузки по длине контактных линий. Примем в зависимости от КН =1,027;
ba = 0,367- коэффициент ширины зубчатого венца. Рекомендуемое значение межосевого расстояния берем по ГОСТ 21354_75;
мм;
Принимаем aw = 180 мм [1, табл. 5.4, с. 55];
Определяем модуль:
m = (0,01ч0,02) aw ;
Из стандартного ряда принимаем m=2;
Суммарное число зубьев:
zсум= 2 aw /m = 2 180/2 = 180;
Число зубьев шестерни:
z1 = zсум/(U+1) = 180/ (2,5+1) = 51;
тогда число зубьев колеса:
z2 = zсум-•z1 = 180-51 = 129;
сделаем проверку передаточного отношения:
;
Отклонение от значения ГОСТ 1,2%, что является допустимым;
Определим размеры шестерни и колеса:
Делительный диаметр:
мм;
мм;
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев :
Шестерни:
мм;
мм;
Колеса:
мм;
мм;
Рабочая ширина колеса и шестерни:
b2=шba aw=0,367 180=66,06 мм;
b1=b2+5=66+5=71 мм
Определяем коэффициент шестерни по диаметру:
шbd = b1/d1 = 71/102 = 0,70;
Определим окружную скорость:
м/с;
принимаем 9-ю степень точности.
Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям;
Н
Коэффициент нагрузки определяют по зависимости [3,с.14];
где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку[3, табл. 6,с.15];
- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [3, табл. 6, с.16];
где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм[3,табл. 6,с.16];
Н/мм
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1,табл. 5.7,с.57];
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1,табл. 5.8,с.57];
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при [1,с.49];
-осевой коэффициент перекрытия:
Расчетное контактное напряжение колес:
МПа;
[3,c.14];
где - контактное напряжение в полюсе зацепления
ZE - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс; для стальных колёс ZE=190 [3, табл. 6, с.15];
ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления [3, табл. 6, с.15];
где - делительный угол профиля в торцовом сечении:
- основной угол наклона, - для прямозубой передачи
-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий[3,c.15,табл. 6] при
- коэффициент торцового перекрытия
Определяем недогрузку:
Условие прочности выполнено.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба;
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
;
Где KF- коэффициент нагрузки:
редуктор зубчатый цепной вал подшипник
KFв - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки принимаем KFв = 1,06 [1];
KFv - коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки, принимаем KFv = 1,016 [1];
YF - коэффициент формы зуба. Принимаем YF1=3,66 и YF2=3,6 [1]. При одинаковых материалах YF больше у шестерни, поэтому в таких случаях расчет ведут для зубьев шестерни [1]:
Таким образом
Мпа
304.97<332.75
Условие прочности выполнено.
2.2 Расчет конической передачи с прямыми зубьями
Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемых напряжений зубчатых колес
В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей и прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначают больше твердости колеса НВ2.
В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с прямыми зубьями выбираем сталь марки 40Х объёмной закалки, с твердостью: для колеса - НRС 38, для шестерни - НRC 41. Допускаемые контактные напряжения, МПа:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл.5.3 [1]
Для колеса
МПа;
Для шестерни
МПа.
- коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации
,
Где Nнlim - число циклов переменных напряжений.
Nk - число циклов переменных напряжений за весь срок службы,
циклов.
Для шестерни
Для колеса
- коэффициент безопасности, примем =1,1.
Для шестерни
Для колеса
Проектный расчет зубчатой передачи
Внешний делительный диаметр колеса, мм.:
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при постоянной нагрузке; =1,04 [1, рис. 6.3];
- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, = 0,285(ГОСТ 12.289-76);
- коэффициент для прямозубых передач, =99;
Полученное значение согласно ГОСТ 12289-76 округляем до стандартного =200 мм.
Примем число зубьев шестерни =19.
Число зубьев колеса
Тогда
Отклонение от заданного:
Что, согласно ГОСТ 12289-76, является допустимым.
Внешний окружной модуль:
Уточняем значение:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние и длина зуба , мм.:
Ширину зубчатого венца b примем по ГОСТ 12289-76 b=40 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни, мм.:
мм
Средний делительный диаметр шестерни и колеса, мм:
мм
Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев), мм.:
Среднее конусное расстояние
Средний окружной модуль, мм.:
Коэффициент ширины шестерни, мм:
Средняя окружная скорость колес, м/с:
м/с
Назначим 9-ю степень точности.
Проверочный расчет передачи на прочность
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.
Н/мм.
Контактное напряжение, МПа:
где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых зубчатых колёс; для стальных зубчатых колёс Мпа.
ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колёс .
Определяем контактное напряжение:
Полученное расчетное контактное напряжение по величине меньше установленного
Определяем процент недогрузки:
Силы в зацеплении, Н:
Н
Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса, Н:
Н
осевая для шестерни, равная радиальной для колеса, Н:
Н
Поверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
где - коэффициент нагрузки
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; выбираем по графику [1, рис. 6.3] =1,25;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1, табл. 5.7, с. 56];
g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, g0 = 7,3.
- коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
- для шестерни:
- для колеса:
При этом согласно ГОСТ 21354-75 и .
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению изгиба:
- для шестерни, МПа:
Мпа [1, табл. 5.3, с. 54]
- для колеса, МПа:
Мпа [1, табл. 5.3, с. 54]
- коэффициент запаса прочности
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки(передача нереверсивная) ;
YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба; ;
YN - коэффициент долговечности(не менее 1);
Так как , принимаем
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость, МПа:
- для шестерни:
- для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.
Проверяем зуб колеса:
Условие прочности выполняется.
2.3 Расчёт открытой цепной передачи
Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемого давления
Выбираем для передачи цепь приводную роликовую по ГОСТ 13568-75.
Вращающий момент:
Числа зубьев:
Допускаемое среднее давление [p] примем ориентировочно по таблице 7.12 [1,с.89]: [p]=20,07 Н/мм2;
- коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;
Предварительно вычисляем величины, входящие в формулу
Коэффициент:
Где
- динамический коэффициент; при спокойной нагрузке = 1,0;
- учитывает влияние межосевого расстояния, = 1,0;
- учитывает влияние наклона цепи, = 1,0;
- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи; принимают в зависимости от способа регулирования натяжения цепи, = 1,0;
- коэффициент, учитывающий характер смазки; принимают в зависимости от способа смазывания цепи, = 1,0
- учитывает периодичность работы передачи, = 1
;
Число рядов m = 1;
Следовательно, шаг
Стандартное значение t = 25,4 мм
Где значения по табл. 7.13 [1, c.90]:
q = 56,7 кн - разрушающая нагрузка;
q = 2,6 кг/м.- масса 1 м цепи;
Ширина внутреннего звена B = 22.61 мм [1, табл. 7.14, с. 91];
мм2 [1, табл. 7.15, с. 92] - проекция опорной поверхности шарнира
По табл. 7.16 [1, c. 92] допускаемая частота вращения малой звездочки
[n1] = 1300 об/мин;
731.25<1300;
Условие n1<[n1] выполнено.
Условное обозначение цепи:
Цепь приводная роликовая однорядная ПР-25,4-5670 ГОСТ 13568-75.
Определяем скорость цепи:
Окружное усилие:
Проверяем среднее давление:
9.11<20.07
Условие p<[p] выполняется, значит, выбранная цепь по условию надежности и износостойкости подходит.
Геометрический расчет цепной передачи
Рассчитаем межосевое расстояние :
Суммарные числа зубьев:
Определяем число зубьев цепи :
Усилие от провисания цепи по формуле (5.26 [1]):
Где = 6- коэффициент учитывающий угол наклона цепи (при горизонтальном расположении цепи)
Делительный диаметр меньшей звездочки:
Большей звездочки:
Наружные диаметры:
Ширина зуба однорядной звёздочки:
Где - Расстояние между пластинами внутреннего звена. (По табл. 7.13 [1, с. 90])
Силы, действующие на цепь:
окружная:
центробежная:
от провисания:
Расчетная нагрузка на валы:
Проверочный расчет передачи на прочность
Проверяем коэффициент запаса прочности:
Где = 11,7 по табл. 7.16 [1, с. 92];
Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворено.
3. Предварительный расчет валов и подбор подшипников качения
Ведущий вал 1:
Принимаем допускаемое напряжение на кручение Н/мм2 [2,с.161] и определяем диаметр выходного конца вала под муфту:
По ГОСТ 6636-69 принимаем значение 49 мм
Диаметр вала под шестерней цилиндрической передачи
Диаметр вала под подшипниками .
Ведомый вал 2:
У ведомого вала расчётом на кручение определяется диаметр под шестерней цилиндрической передачи. Н/мм2:
Принимаем диаметр вала под колесом цилиндрической передачи
Диаметр под подшипниками
На всех валах - шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии (по ГОСТ 8338-75).
Данные занесем в таблицу 3.1
Таблица 3.1
|
Вал |
Условное обозначение подшипников |
d |
D |
B |
r |
Динамическая грузоподъемность G, кН |
Статическая грузоподъемность C0, кН |
|
|
мм |
||||||||
|
Ведущий 1 |
311 |
55 |
120 |
29 |
3 |
71,5 |
41,5 |
|
|
Ведомый2 |
314 |
70 |
150 |
35 |
3,5 |
104,0 |
63,0 |
Литература
1. Прикладная механика. Курсовое проектирование. Николаенко В.Л. Шпилевский В.И. БНТУ 2010
2. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1985. - 509 с.
3. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность: ГОСТ 21354-87. -М.: Изд-во стандартов, 1987.
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 25.02.2011Кинематический 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 08.02.2010Выбор 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 22.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач. Рассмотрение эскизной компоновки редуктора. Расчет схемы валов, реакций, эпюры изгибных и крутящих моментов. Подбор подшипников, выбор и проверка шпонок. Смазка зубчатого зацепления и подшипников.
отчет по практике [277,0 K], добавлен 02.06.2015Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Выбор электродвигателя привода. Расчет основных параметров редуктора, конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный и уточненный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса. Проверка долговечности подшипников. Этапы компоновки редуктора.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 23.10.2011Проектирование и расчет одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей. Выбор электродвигателя и определение его мощности и частоты вращения. Расчет цилиндрической передачи и валов, проверка подшипников, подбор шпонок и муфты.
курсовая работа [87,7 K], добавлен 07.12.2010Расчет плоскоременной передачи, клиноременной передачи, цепной передачи, конической передачи, цилиндрической передачи, червячной передачи, кинематический расчет привода, расчет одно-двух-трех ступечатого редуктора, цилиндрического редуктора.
курсовая работа [53,2 K], добавлен 22.09.2005Подбор 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 06.01.2016Силовой 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 24.03.2012Основные 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 электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение параметров зубчатой и ременной передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Вычисление размеров шестерен и колес, корпуса и крышки. Подбор шпонок. Подбор и проверка подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 08.04.2019Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.
курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015Кинематический расчет электродвигателя. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, параметров открытой передачи. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор и анализ посадок.
курсовая работа [555,8 K], добавлен 16.02.2016Особенности выбора электродвигателя, кинематических параметров привода, валов и подшипников редуктора. Методика расчета конической зубчатой передачи быстроходной ступени и цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени. Правила смазки редуктора.
курсовая работа [393,0 K], добавлен 29.07.2010Требуемая мощность электродвигателя для привода. Угловая скорость вращения вала. Расчет конической, цилиндрической косозубой и цепной открытой передач. Ориентировочный расчет валов. Расчет элементов корпуса редуктора и подшипников на его выходном валу.
курсовая работа [526,2 K], добавлен 30.08.2010Расчет привода общего назначения в составе одноступенчатого цилиндрического редуктора с прямыми зубьями и цепной передачи. Кинематический расчет и выбор электродвигателя, зубчатой передачи. Проверка зубьев и валов по контактным и изгибным напряжениям.
контрольная работа [329,6 K], добавлен 03.04.2018Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Определение клиноременной передачи. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Нагрузка валов редуктора. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов. Выбор и назначение посадок.
курсовая работа [269,8 K], добавлен 28.12.2010
