Детали машин и основы конструирования. Расчет передач привода в примерах
Примеры расчетов цилиндрической, конической, червячной, ременной и цепной передач. Расчет привода с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Проект редуктора, расчет валов и подшипников. Рекомендации по выбору конструкции и смазки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | методичка |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.10.2017 |
| Размер файла | 538,5 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.
U=((Uкон ф-Uкон)/Uкон)·100%= ((1,89 - 1,88) / 1.88) 100% = 0,5%,
что меньше допустимых 4%. Если отклонение составит более 4%, необходимо будет скорректировать значения Z1 и Z2.
Поскольку Z2 пришлось округлить до целого числа и изменилось U, необходимо уточнить углы 1 и 2:
2=arctg Uкон ф=arctg 1,89= 62,12;
1=90°-2=90°- 62,12= 27,88.
Модуль в среднем сечении шестерни
mtm=dm1/Z1= 100 / 37 = 2,7мм.
Внешний окружной модуль
mte=de2/Z2= 220 / 70 = 3,14мм,
что больше рекомендуемого минимального значения mte=1,5 мм.
Примечание. Допускается использовать нестандартное значение модуля, так как одной и той же зуборезной головкой можно нарезать конические колеса с модулями, изменяющимися в некотором непрерывном диапазоне.
Внешний диаметр вершин (без учёта коэффициента смещения):
зубьев шестерни dae1=de1+2·mte·cos 1= 117 + 23,14Cos27,88= 122,6мм ;
и колеса dae2=de2+2·mte·cos 2= 220 + 23,14Cos62,12 = 223мм.
Проверим пригодность заготовок. Для конической шестерни b=35,5<S(1)=60 мм и dae1122,6>d(1)=120мм. Для конического колеса b= 35,5<S(2ср)=100мм и dae2223 > d(2ср)=200мм. Делаем вывод, что изготовление зубчатых колёс конической ступени из стали 40Х с заданными максимальными размерами заготовок невозможно. По таблице 4.1 [3] делаем замену материала зубчатых колес на сталь 40ХН с той же термообработкой. Для шестерни принимаем S(1)=100мм и d(1)=200мм, а для колеса - S(2ср)=200мм и d(2ср)=400мм. Эти числа приемлемы, так как в этом случае dae1=122,6мм < d(1)=200мм и dae2=223мм < d(2ср)=400мм.
Параметры стали 40ХН с указанными допустимыми размерами заготовок очень близки к параметрам стали 40Х с принятыми предварительно размерами заготовок. В связи с этим пересчет передачи (раздел 2.4) производить не будем.
Средний делительный диаметр колеса
dm2=dm1·Uкон ф= 100 1,89 = 189мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
de1=de2/Uкон ф= 220 / 1,89 = 116мм.
Определение усилий в зацеплении (таблица 5.9 [3])
Окружная сила
Ft1=Ft2=2·T2/dm2=2·Tпp/dm2= 2 Tвых / dm2 = 2 239 1000 / 189 = 2530H;
радиальная cила на шестерне
Fr1 = Ft1·tg = 2530 tg20 = 920Н;
осевая сила на шестерне
Fa1=Fr1·sin 1= 920 sin27,88 = 430H.
Кроме того, осевая сила на колесе Fa2=Fr1, а радиальная сила на колесе Fr2=Fa1.
Степень точности передачи
Окружная скорость в зацеплении, соответствующая среднему делительному диаметру,
v=·dm2·n2/60=·dm2·nвых/60=·0,189199,7/60 = 1,98м/с.
По таблице 4.9 [3] назначаем 8-ю степень точности, так как для редукторов 9-я степень не рекомендуется.
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле (8.43) контактные напряжения
,
где Т1=Твх= 132103Н·мм;
U=Uконф= 1,89.
По таблице 4.10 [3] с понижением степени точности на одну степень находим КHV=1,08, KH=1,026. Тогда KH= KH КHV = 1,0261,08 = 1,1, а
Недогруз составил
,
что меньше допускаемых 10%. Следовательно, контактная прочность обеспечена. Окончательно принимаем b= 35,5 мм.
Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
По формуле (8.40) напряжения изгиба
F=(YFS ·Ft·KF)/(F·b·mm)[F],
где F = 0,85 - опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;
коэффициент формы зуба YFS определится по рисунку 4.3 [3] в соответствии с эквивалентным числом зубьев ZV и коэффициентом смещения x.
Определяем ZV1=Z1/cos 1= 37/cos27,88 = 41,8;
ZV2=Z2/cos = 70 / cos62,12 = 150.
По формуле (8.50) назначаем коэффициент смещения для шестерни
x1=2·(1-1/U2кон ф)·== 0,2 (n=0 для прямозубых передач).
Коэффициент смещения для колеса (см. с. 158) x2=-x1= - 0,2.
В результате получаем соответственно значения YFS1= 3,58 и YFS2= 3,62.
Коэффициент нагрузки при изгибе KF=KF·KFV.
По таблице 4.10 [3] с понижением степени точности на одну степень определяем коэффициент динамической нагрузки при изгибе KFV= 1,2. При ранее найденном значении KH=1,026 определяем (см. с. 156) величину
KF=1+(KH-1)·1,5= 1+(1,026 - 1) 1,5 = 1,039.
Получаем, что KF= 1,039 1,2 = 1,25.
Сравниваем значения [F]1/YFS1=278/3,58=77,7МПа и [F]2/YFS2 =252/3,62 = 69,6 МПа. Дальнейший расчёт ведём по колесу (меньшему значению).
В результате расчетное напряжение изгиба
F=F2=(3,62 2530 1,25/(0,85 35,5 2,7)= 140,5МПа <[F]2= 252МПа, т.е. условие прочности соблюдается.
Примечание. Если F>[F] более, чем на 5%, то следует увеличить модуль mte, соответственно пересчитать числа зубьев Z1 и Z2 и повторить проверочный расчёт на изгиб. При этом внешний делительный диаметр колеса de2 не изменяется, а, следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.
Уточняем значения внешних диаметров вершин зубьев шестерни и колеса (таблица 5.6 [3]):
dae1=de1+2·(1+xe1)·mte·cos1=117 + 2(1+0,2) 3,14 Cos27,88 = 120,3мм и
dae2=dе2+2·(1-xe1)·mte·cos2= 220 + 2(1-0,2) 3,14 Cos62,12 = 221,2мм.
Вычисляем внешние диаметры впадин зубьев шестерни и колеса (там же):
dfе1=de1-2·(1,2-xе1)·mte·cos1= 117 - 2(1,2 - 0,2) 3,14 Cos27,88 = 111,4мм и
dfe2=dе2-2·(1,2+xe1)·mte·сos2=220 - 2(1,2+0,2) 3,14 Cos62,12 = 215,9мм.
Проверочный расчёт зубьев передачи при кратковременных перегрузках
По аналогии с расчетом тихоходной ступени максимальные контактные напряжения
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках
Таким образом, условия прочности при перегрузках соблюдаются.
3. РАСЧЕТ ПРИВОДА С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ ЧЕРВЯЧНЫМ РЕДУКТОРОМ
Техническое задание.
Спроектировать двухступенчатый червячный редуктор и ременную передачу для привода к шнековому транспортеру (рисунок 6).
Данные для проектирования:
Рисунок 6
Исходные данные:
распределенная нагрузка, Н/м q = 25000;
скорость шнека, м/с v = 0,202;
диаметр шнека, мм D = 300;
длина шнека, мм L = 1500.
срок службы, тыс.час. t = 19;
типы передач: ременная - клиноременная;
редуктор: первая, вторая ступени - червячные.
3.1 Подбор электродвигателя и определение передаточного числа привода
Электродвигатель (э.д.) подбираем по двум параметрам: требуемой мощности и частоте вращения. Требуемая мощность э.д.
,
где з0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода,
з0 = зм · з2чер · з4пк зкрп.
зм, зчер, зпк, зкрп - КПД соответственно муфты, первой и второй ступеней червячной передачи, пары подшипников качения и клиноременной передачи.
По таблице 1.2 [3] зм = 0,98; зчер = 0,8; зпк=0,99; зкрп =0,95.
з0 = 0,98 · 0,82 · 0,994 0,95= 0,57.
Мощность на выходном валу привода:
Р3 = F v = q L v = 25000 1,5 0,202 = 7,6 кВт.
Ртр= 7,6 / 0,57 = 13,3 кВт.
Требуемая частота вращения э.д.: nтp = n3 · U2чер Uкрп ,
где n3 - частота вращения выходного вала привода; Uчер передаточное число червячной передачи, Uкрп - клиноременной передачи.
n3 = 60v/D = 60 0,2 / (3,14 0,3) = 14 мин-1. Uчер = 8…30, Uкрп = 2…4.
nтp = 14 · (2…4) (8...30)2 = 1792…50400 мин-1
Выбираем э.д. 4A160S2, у которого Pдв = 15 кВт, nдв =2940 мин-1 ([3], таблица 1.5).
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число привода
U0 = nдв / n3 = 2940 / 14 = 210.
Принимаем Uкрп =3. Тогда предварительное передаточное число редуктора U'ред = U0 / Uкрп = 210 / 3 = 70.
С другой стороны, Uред = U'1чер U'2чер, где U'1чер ,U'2чер - предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней.
Из примечания к таблице 1.4 [3] для двухступенчатого червячного редуктора рекомендуется
.
3.2 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Методика расчета клиноременной передачи изложена в разделе 2.2. Применив ее для расчета данного задания, получим Uкрп = 3. Тогда расчётное передаточное число редуктора Uред = 70.
Предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней останутся прежними:
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв /Uкрп = 2940 / 3 = 975 мин-1;
nпр = nвх / U'1чер = 975 / 8,34 = 116,9 мин-1;
nвых = nпр / U2чер = 116,9 / 8,34 = 14 мин-1.
Проверим разницу между расчётной частотой вращения nвых и заданной n3:
= ((nвых - n3) / n3) · 100% = ((14 - 14) / 14) · 100% = 0%,
т.е. меньше допустимых 4%.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · крп = 13,3 · 0,95 = 12,64 кВт;
Рпр = Pвх · чер · пк = 12,64 · 0,8 · 0,99 = 10 кВт;
Рвых = Рпр · чер · пк = 10 · 0,8 · 0,99 = 7,93 кВт;
P3 = Pвых · 2пк м = 7,93 0,992 0,98= 7,61 кВт,
что приблизительно соответствует исходным данным.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 12,64 / 975 = 128,9 H·м;
Тпр = 9550 · Рпр / nпр = 9550 · 10 / 116,9 = 851,2 Н·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 7,93 / 14 = 5627,6 Н·м.
3.3 Расчет второй ступени червячной передачи
Расчёты проводим по [4].
Определим число заходов червяка и число зубьев червячного колеса.
Передаточное число второй ступени:
U2чер =z2 / z1 =n1 / n2 = 116,9 / 14 = 8,3,
где z2 - предварительное число зубьев червячного колеса;
z1 - число заходов червяка;
n1 = nпр; n2 = nвых .
Примем число заходов червяка z1 = 4 по таблице 6.1 [3].
Определим z2 = z1 U2чер = 4 8,3 = 33.
Выбираем значение z2 из таблицы 6.2 [3]: z2 = 32.
Уточняем передаточное число:
U2чер = z2 / z1 = 32 /4 = 8.
Уточняем частоту вращения вала червячного колеса:
n2 = n1 / U2 = 116,9 / 8 = 14,6.
Выбор материала для червячной передачи
Для червяка выбираем сталь 40Х с твердостью больше HRC45. Витки шлифуются или полируются.
Для червячного колеса выбираем бронзу, исходя из величины ориентировочной скорости скольжения:
Здесь Т2 = Твых - момент на валу червячного колеса.
Так как vск = 2,2м/с, то выбираем для червячного колеса бронзу БрАЖН - 10 - 4 - 4 - группа материалов II (в = 600 МПа, Т = 200 МПа), таблица 6.3 [3].
При скорости vск 3 м/с для колеса рекомендуется использовать серый чугун. Однако эта рекомендация справедлива для передач ручного провода.
Определение допускаемых напряжений
В червячной передаче колесо является менее прочным, чем червяк. Поэтому расчет на прочность выполняется только для червячного колеса.
Суммарное число циклов перемены напряжений в зубе червячного колеса:
N2 = 60 t n2 = 60 19000 14,6 = 1,6 108 , где t =t.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную прочность соответственно:
NHE = KHE N , NFE = KFE N ,
где KHE, KFE - коэффициенты приведения.
NHE = (14,5 0,5 + 0,34,5 0,5) 1,6 108 = 8,04 107.
NFE = (19 0,5 + 0,39 0,5) 1,6 108 = 8,0 107.
Определяем допускаемое контактное напряжение по таблице 6.4 [3]:
[H] = []0H - 25 vск ,
где []0H = 300 МПа- исходное допускаемое напряжение для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса (таблица 6.5 [3]).
[H] = 300 - 25 2,2 = 245 МПа.
Определяем допускаемое изгибное напряжение:
где F0 = 0,44Т + 0,14в = 172 МПа (таблица 6.5 [3]) - предел изгибной выносливости материала червячного колеса;
SF = 2 (там же) - коэффициент безопасности;
[F] = 172 / 2 (106 /(8,0 107 ))1/9 = 140 МПа.
Определим предельные контактные и изгибные напряжения для расчета зубьев червячного колеса (таблица 6.6 [3]):
[H]max = 2Т = 400 МПа;
[F]max = 0,8Т =160 МПа.
Проектный расчет червячной передачи
Ориентировочное значение кпд червячной передачи
= 0,95( 1 - U2чер / 200 ) = 0,95( 1 - 8 / 200) = 0,912.
Ориентировочное значение коэффициента нагрузки
K = KV K ,
где K = 0,5 (K0 +1) - коэффициент концентрации нагрузки;
KV - скоростной коэффициент; предварительно принимают KV =1;
K0 - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки. Из рисунка 6.2 [3] принимаем K0 = 1,27.
K = 0,5 (1,27 + 1 ) = 1,1;
K = 1 1,1 = 1,1.
Определим межосевое расстояние:
,
где q- коэффициент диаметра червяка. При проектном расчете обычно принимают q= 10. Минимально допустимое значение q, исходя из условия жесткости червяка, принимается q> 0,25z2 ( 10 > 0,25 32 = 8).
По таблице 6.7 [3] принимаем aW = 280 мм.
По принятому стандартному значению аW и известному z2 согласно ГОСТ 2144-76 определяется модуль зацепления m и коэффициент диаметра червяка q (таблица 6.7 [3]): m = 12,5 мм; q = 12,5.
Определяем коэффициент смещения:
x = aW / m - 0,5(q + z2) = 280/12,5 - 0,5(12,5 + 32) = 0,15.
Делительный диаметр червяка
d1 = m q =12,5 12,58 = 156,25мм.
Делительный диаметр червячного колеса
d2 = m z2 = 12,5 32 = 400 мм.
Угол подъема винтовой линии червяка определим по таблице 6.8 [3]:
= 18,4357
Начальный угол подъема витка определяется:
W = arctg[z1 / (q + 2x)] = arctg [4 / (12,5+2 0,15)] = 17,3
Окружная скорость на начальном диаметре червяка
vW1 = m (q + 2x) n1 10-3 / 60 = 0,98 м/с.
Скорость скольжения в зацеплении
vск = vW1 / CosW = 1,03 м/с.
В силовых передачах назначают степень точности в зависимости от величины скорости скольжения, а также от назначения и области применения передачи. По таблице 6.9 [3] назначаем 8-ю степень точности.
Кпд червячной передачи учитывает потери на трение в зацеплении и в подшипниках качения: = tgW / tg(W + ), где - угол трения. Из таблицы 6.10 [3]
= 250. Тогда = 0,854.
Уточняем вращающий момент на червяке
T1 = T2 / ( U2чер ),
где T1 = Tпр.
T1 = 5627,6 / ( 8 0,854 ) = 823,7 Hм
Определяем по таблице 6.15 [3] силы в зацеплении червячной передачи.
Окружная сила на колесе
Ft2 = Fa1 = 2 T2 103 / d2 = 2 5627,6 103 / 400 = 28138 H,
где Fa1 - осевая сила на червяке.
Радиальная сила на колесе
Fr2 = Fr1 = Ft2 tg = 28138 tg 20 = 28138 0,364 = 10242 H.
Осевая сила на колесе
Fa2 = Ft1 = 2 T1 103 / d1 = 2 823,7 103 / 156,25 = 10543 H,
где Ft1 - окружная сила на червяке.
Направления действия сил определяют по рисунку 6.3 [3].
3.4 Проверочный расчет червячной передачи на прочность по контактным напряжениям
Уточним коэффициент нагрузки:
К = К Кv .
Коэффициент концентрации нагрузки:
К = 1+ (z2 / )3 (1 - ),
где - коэффициент деформации червяка. Из таблицы 6.11 [3] =98;
- коэффициент, учитывающий колебания нагрузки:
= (Т2i / T2 t2i / t) = Т21 / T2 t21 / t + Т22 / T2 t22 / t =
= 1 0,5 + 0,3 0,5 = 0,65.
К = 1 + ( 32 /98)3 (1 - 0,65) = 1.
Определяем скоростной коэффициент Кv. При v2 < 3 м/c Kv = 1 независимо от степени точности передачи. К = 1.
Контактное напряжение определяется по формуле:
3.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба рассчитывается по формуле
Значение коэффициента формы зуба YF2 червячного колеса принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев
zv2 =z2 / cos3W = 32/cos317,3=36,76.
Из таблицы 6.12 [3] определяем YF2 = 1,61.
F=F2=2 1035627,611,610,9548 / [1,312,52 (12,5+0,3)400]=16,6 МПа < [F] =140МПа, т.е. условие прочности соблюдается.
Проверочный расчет на кратковременную пиковую нагрузку
Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях витков и зубьев:
,
где Т2пик = 1,3Тн , а Т2 = Тн .
Максимальные напряжения изгиба в зубьях червячного колеса
Fmax = F T2пик / T2 < [F]max .
Fmax = 16,6 1,3 = 21,6 МПа < [F]max=160 МПа,
т.е. прочность при пиковых нагрузках соблюдается.
3.6 Определение геометрических размеров червячной передачи
Геометрические параметры определяем по таблице 6.16 [3].
Для червяка:
модуль m = 12,5мм;
число заходов z1 = 4;
тип червяка ZA - архимедов;
угол подъема витков = 18,435;
направление витка - правое;
расчетный шаг червяка р = m = 12,5 3,14 = 39,25мм;
угол профиля витка = 20;
делительный диаметр d1 =156,25 мм;
диаметр вершин витков da1 = d1 + 2m = 156,25 +2 12,5 =181,25 мм;
диаметр впадин витков df1 = d1 - 2hf m =156,25 - 2 1,2 12,5 = 126,25мм,
где hf = 1,2 для червяков ZA;
длина нарезанной части червяка b1 определяется по таблице 6.14 [3]: b1 = (12,5 + 0,1 z2)m = (12,5 + 0,1 32) 12,5 =196,25 мм. Для фрезеруемых и шлифуемых червяков при m10 мм b1 увеличивают на 35…40 мм. Примем b1 =230 мм;
диаметр вала червяка dв = df1 - 2…4 =126,25 - 4 =122,25 мм;
начальный диаметр dW1 = m (q + 2x) = 12,5 (12,5+0,3)=160;
степень точности 8-я.
Для колеса
число зубьев z2 = 32;
межосевое расстояние aW = 280мм;
коэффициент смещения x = 0,15;
диаметр делительный d2 = 400 мм;
диаметр вершин зубьев da2=d2+2(1+x)m=400+2(1+0,15) 12,5=428,75мм;
диаметр наибольший daM2 =da2+6m /(z1+2)=428,5+612,5 / (4+2) =441мм;
диаметр впадин df2 = d2 - 2(hf - x)m = 400 - 2(1,2 - 0,15) 12,5 = 373,75мм;
ширина зубчатого венца b2 = 0,67da1 = 0,67 181,25=121,4мм.
3.7 Тепловой расчет второй ступени
Проведем тепловой расчет второй ступени, как наиболее нагруженной.
tM = tB + P1 ( 1 - ) / ( Kt A ) tMдоп,
где tM - рабочая температура масла в картере редуктора, С;
tMдоп - допускаемое значение температуры масла, С, (для обычных редукторных масел tMдоп = 80…90С, для авиационного масла tMдоп = 100…120С);
tB - температура воздуха вне корпуса, С, обычно tB принимают 20С;
P1 = Pпр - мощность на червяке, Вт;
Kt - коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения (для чугунных корпусов принимают Kt = 8…17 Вт / (м2 С) - большие значения принимают при незначительной шероховатости поверхности наружных стенок, хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивании масла (при нижнем или боковом расположении червяка));
А - площадь поверхности охлаждения редуктора (без основания), м2.
По таблице 6.17 [3] при aw = 280 мм, А = 1,4 м2.
Вычисляем рабочую температуру масла.
tM = 20 + 10000 ( 1 - 0,854 ) / ( 12 1,4 ) = 20 +86,9 = 106,9С .
Поскольку tM > tMдоп = 70…90С, т.е. не удовлетворяет условиям эксплуатации, то необходимо предусмотреть оребрение корпуса редуктора.
Выбор сорта масла в зависимости от скорости скольжения и контактных напряжений проведем по таблице 13.2, 13.3 [3]. При H = 254 МПа и Vск = 1,03 м/с выберем масло цилиндровое 52 ГОСТ 6411-76, таблица 13.4 [3].
3.8 Расчет первой ступени червячной передачи
Уточняем передаточное число первой ступени
U1чер = Uред / U2чер = 70 / 8 = 8,75.
Примем число заходов червяка z1 = 4 по таблице 6.1 [3].
Определим предварительное число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 U1чер = 4 8,75 = 35.
Выбираем значение z2 из таблицы 6.2 [3]: z2 = 36.
Уточним передаточное число:
U1чер = z2 / z1 = 36 /4 = 9.
Уточним частоту вращения выходного вала редуктора:
Uред = U1чер U2чер = 9 8 = 72.
nвых = n1 / Uред = 975 / 72 = 13,5.
n = 100%(n3 - nвых) / n3 = 100%(14 - 13,5) / 14 = 3,5% < 4%.
Частота вращения промежуточного вала n2 = n1 / U1чер = 975 / 9 = 108 мин-1.
Все остальные расчеты необходимо проводить по методике, изложенной выше, начиная с раздела 3.3.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Машиностроение , 2004.
Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. М.: Высшая школа , 2002.
Детали машин и основы конструирования. Справочник / Горина Т.В. - Рязань: РГСХА, 2005.
Беляев Ф.В. , Власова Н.А. Детали машин и подъемно-транспортные устройства. Раздел 1. Расчет червячных передач. М.: Всесоюзный ордена “Знак Почета” сельскохозяйственный институт заочного образования, 1988.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и ременной передачей. Расчет валов на прочность и определение опорных реакций. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия. Выбор смазки, порядок сборки редуктора.
курсовая работа [491,6 K], добавлен 08.10.2012Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.
курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Определение силовых характеристик на валах привода. Расчет цепной, ременной и червячной передач, валов, размеров колес, корпуса редуктора, шпоночных соединений. Подбор подшипников качения. Выбор смазки и смазочных материалов. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [12,6 M], добавлен 08.03.2015Требуемая 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 30.08.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.
курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012Технико-экономическая характеристика и расчет стоимости проекта. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства. Энергетический расчет привода ленточного конвейера. Выбор стандартного редуктора. Расчет вала ведомой звездочки цепной передачи.
курсовая работа [325,9 K], добавлен 18.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Определение передаточных чисел. Оценка параметров и геометрическая характеристика зацепления. Расчёт цилиндрической передачи.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 26.04.2014Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010Определение мощности электродвигателя, кинематический расчет привода. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Эскизная компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 09.07.2012Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.
курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014Проектирование привода ленточного конвейера, расчет прямозубой цилиндрической передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчет шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.02.2012Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011Проектный расчет цепной передачи. Число зубьев ведомой звездочки. Проверочный расчет цепной передачи. Допускаемое среднее давление для роликовых цепей. Рекомендации по выбору смазки цепных передач и максимальная частота вращения малой звездочки.
методичка [73,0 K], добавлен 07.02.2012Проектирование привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором. Передаточные числа привода. Частота вращения вала электродвигателя. Кинематические и силовые параметры отдельных валов привода. Предварительный и уточненный расчет промежуточного вала.
курсовая работа [76,2 K], добавлен 05.05.2009Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011Редуктор как механизм из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Энергетический и кинематический расчет привода. Предварительный расчет валов.
курсовая работа [255,7 K], добавлен 02.07.2014Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012
