Расчет схемы редуктора
Назначение и применение редуктора, особенности его устройства. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет частот вращения и угловые скорости валов. Расчет передачи, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | статья |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 05.03.2018 |
| Размер файла | 2,2 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.
24
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- 1. Кинематическая схема
- 2. Назначение и применение редуктора
- 3. Выбор электродвигателя
- 4. Кинематический и силовой расчет частот вращения и угловые скорости валов
- 5. Расчет передачи
- 6. Предварительный расчет валов редуктора
- 7. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора
- 8. Выбор и проверка подшипников
- 9. Подбор и проверка шпонок
- 10. Расчет вала на усталость
- 11. Выбор посадок деталей редуктора
- 12. Смазка редуктора и его деталей
- 13. Выбор и проверка муфт
- 14. Сборка редуктора
- 15. Литература
1. Кинематическая схема
Дано: Р2 = 2,7 кВт
щ2 = 35 с-1
2. Назначение и применение редуктора
Редуктором называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Уменьшение угловой скорости сопровождается увеличением вращающего момента на выходном валу.
Редуктор состоит из литого корпуса и крышки. Валы вращаются в подшипниках качения. Зубчатые колеса устанавливаются на шпонках. Редуктор соединяется с валом электродвигателя с помощью муфты.
3. Выбор электродвигателя
Принимаем КПД пары цилиндрических зубчатых колес зз = 0,98, коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения зn = 0,99 [2, т.1.1 с.5]
Общий КПД привода: з = зз · зn 2 = 0,98 • 0,992 = 0,96
Требуемая мощность двигателя: Ртр = Р2/з = 2,7/0,96 = 2,81 КВт
Принимаем передаточное число зубчатой передачи: u = 3 [2, с.7]
Требуемая угловая скорость двигателя
Требуемая частота вращения двигателя:
nдв = об/мин
редуктор электродвигатель шестерня колесо корпус
По [2, П1. с.390] выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый (ГОСТ 19523-81) 4А112МА6; Рдв = 3 кВт; S =4,7 %; nдв = 1000 об/мин
Номинальная частота вращения:
nдв = nдв - 5,1% = 1000 - 47 = 953 об/мин
Уточняем передаточное число:
4. Кинематический и силовой расчет частот вращения и угловые скорости валов
Частоты вращения и угловые скорости
|
Ведущий вал |
n1 = 953 об/мин |
||
|
Ведомый вал |
Вращающие моменты:
ѕ На валу шестерни
ѕ На валу колеса
5. Расчет передачи
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, т.44, с.97]
Для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 190; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ 170.
Допускаемые контактные напряжения [2, т.3.9, с.33]
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов
[2, т.3.2, с.34]
- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора ; коэффициент безопасности [2, с.33]
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
[ун] = 0,45 • ([ун1 + [ун2])
ѕ Для шестерни
ѕ Для колеса
Расчетное допускаемое напряжение
[ун] = 0,45 • ([ун1 + [ун2]) = 0,45 • (409 +372) =350 МПа
Требуемое условие - условие надежности выполняется
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев [2, т.3.7, с.32]
Где для косозубых колес Ka = 43
= 1,1 [2, с.32], = 0,4 [1, с.122]
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 100 мм [2, с.36]
Нормальный модуль зацепления:
mn = (0,01 ч 0,02) • ащ = 1ч 2мм
Принимаем по ГОСТ 9563 - 60
mn = 2 мм [2, с.36]
Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10° [2, с.37] и определяем число зубьев шестерни и колеса [2, т.3.16, с.37]
Принимаем z1 = 25, тогда z2 = z1 • u = 25 • 2,84 = 71;
Принимаем z2 = 70
Уточненное значение u = 70/25 = 2,8
Отклонение от расчетного
Уточненное значение угла наклона зубьев
в = 18°12'
Основные размеры шестерни и колес:
Проверка
Диаметр вершин зубьев:
dа1= d1 + 2 mn = 52,63 + 2 • 2 = 56,63 мм
dа2= d2 + 2 mn = 147,37 + 2 • 2= 151,37 мм
Ширина колеса:
b2 = Шbа • ащ = • 0,4 • 100 = 40 мм
Ширина венца шестерни принимается конструктивно на 5 мм больше винца колеса
b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость:
При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности [2, с.32]
Коэффициент нагрузки:
Где [2, т.3.5, с.39]
[2, т.3.4, с.39]
[2, т.3.6, с.40]
Проверяем контактные напряжения
Расхождение с допускаемым
Недогрузка составляет 4,85% при допустимой 15%
Силы в зацеплении [2, т.8.3; 8.4, с.158]
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [2, т.3.25, с.46]
Где - коэффициент нагрузки [2, с.42]
[2, т.3.7 с.43], [2, т.3.8 с.43]
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [2, с.46]
У шестерни:
У колеса:
; [2, с.42]
Допускаемые напряжения:
[2, т.3.9, с.45], [2, т.3.9, с.45]
Для шестерни:
Для колеса:
Для шестерни:
Для колеса:
Находим отношение
Для шестерни:
Для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициент [2, с.46]
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8й степени точности
Проверяем прочность зуба колеса на изгиб:
6. Предварительный расчет валов редуктора
Расчет ведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца определяем из условия прочности при кручении. Допускаемое напряжение [фк] = 20 МПа [2. с.161]
по формуле:
[2.8.16 c.161]
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 с расточкой подмуфт dдв = 32 мм; dв1 = 20 мм
Принимаем диаметр под подшипник dn1 = 25 мм. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца вала
Исходя из стандартного ряда [2. с.162]
Диаметр вала под подшипниками принимаем , под колесом . Диаметр остальных участков валов назначим исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора
7. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора
Шестерню выполняем заодно с валом
d1 = 52,63 мм; da1=56,63 мм; b1 = 45 мм
Колесо кованное. Размеры определяем по таблице 10.1 [2].
d2 = 147,37 мм; da2=151,37 мм; b2 = 40 мм
Диаметр ступицы dcт = 1,6 • dк2 = 1,6 • 35 = 56 мм
Длина ступицы lcт = (1,2 ч 1,5) • dк = (1,2 ч 1,5) • 35 = 42 ч 52,5 мм. Принимаем lcт = 50 мм
Толщина обода . Принимаем
Размеры корпуса и крышки определим по таблице 10.2 и 10.3 [2].
Толщина стенок корпуса и крышки . Принимаем .
. Принимаем
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса и пояса крышки:
;
Нижнего пояса корпуса:
Принимаем p = 20 мм
Диаметр болтов:
Фундаментных:
.
Принимаем болты М16 ГОСТ 7798
Крепящих крышку к корпусу у подшипников:
.
Принимаем болты М12
Соединяющих крышку с корпусом:
.
Принимаем болты М10
Присоединяющих крышки подшипников - болты М8
8. Выбор и проверка подшипников
Выполним первую эскизную компоновку
Для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Посередине листа параллельно длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии .
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимаем зазор от наружного диаметра подшипника до внутренней стенки корпуса А = 10мм. Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. [2. П3, с.392]
|
Условное обозначение подшипников |
d |
D |
B |
Грузоподъемность, кН |
||
|
Размеры, мм |
C |
Co |
||||
|
46305 |
25 |
62 |
17 |
26,9 |
14,6 |
|
|
46306 |
30 |
72 |
19 |
32,6 |
18,3 |
Для смазки подшипников выберем пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки и её вымывания устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина y = 12 мм
Измерением находим расстояние:
на ведущем валу l1 = 56мм
на ведомом валу l2 = 56мм
окончательно принимаем l1 = l2 = 56мм
Ведущий вал
из предыдущих расчетов имеем:
Ft = 1072 H; F2 = 411 Н
Для косозубых колес Fa = 352. Из первого этапа эскизной компоновки l1 = 56 мм
Реакции опор
В вертикальной плоскости
УMA = 0
УMA = 0
Проверочное уравнение
УFY = 0,
В горизонтальной плоскости
Суммарные реакции
= 608 Н
= 549 Н
Проверяем наиболее нагруженную опору.
Подшипник 46305, d= 25 мм, D = 62 мм, В = 17 мм, с = 26,9 кН, Со = 14,6 кН
Эквивалентная нагрузка
Рэ =
где радиальная нагрузка: = 608 Н
осевая нагрузка:
V = 1,0 - вращается внутреннее кольцо
X = 1 [2. Т.9.18, с.212]
Y= 1,04 [2. Т.9.18, с.213]
Kу = 1,0 коэффициент безопасности [2. т.9.19, с.214]
Кт = 1,0 температурный коэффициент [2. т.9.20, с.214]
Отношение по этой величине е = 0,52
Отношение
Рэ =
Расчетная долговечность, млн. об
[2, 9.1, с.211]
Расчетная долговечность, ч
Что больше установленных ГОСТ 16162-85. Ресурс работы подшипников может превышать 36000 (ресурс редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипников)
MxA = 0
MxA-1 =
Mx-1 =
MxВ = 0
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
MYA = 0
MY1 =
MВ = 0
Ведомый вал:
Ft = 1072 Н; F2 = 411 Н; Fa = 352;
Реакции опор
В вертикальной плоскости
УMc = 0
УMD = 0
Проверочное уравнение
УFY = 0
В горизонтальной плоскости
Суммарные реакции
=536,6 Н
= 691,6 Н
Проверяем наиболее нагруженную опору.
Подшипник 46306, d= 30 мм, D = 72 мм, с = 32,6 кН, Со = 18,3 кН
Эквивалентная нагрузка
Рэ =
где радиальная нагрузка:
= 691,6 Н
осевая нагрузка:
V = 1,0 - вращается внутреннее кольцо
X = 1 [2. Т.9.18, с.212]
Y= 1,13 [2. Т.9.18, с.213]
Kу = 1,0 коэффициент безопасности [2. т.9.19, с.214]
Кт = 1,0 температурный коэффициент [2. т.9.20, с.214]
Отношение по этой величине е = 0,48
Отношение
Рэ =
Расчетная долговечность, млн. об
[2, 9.1, с.211]
Расчетная долговечность, ч
Что больше установленных ГОСТ 16162-85.
MxС = 0
MxC-2 =
Mx2 =
MxD = 0
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
MYС = 0
MY-2 =
MYD = 0
9. Подбор и проверка шпонок
Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Размеры сечений и длины шпонок по ГОСТ 23360 - 78 [2, т.8.9, с.169]
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемые напряжения смятия
при стальной ступице: [усм] = 120 МПа
Ведущий вал:
Выходной конец вала
d = 20 мм; bЧhЧl = 6Ч6Ч40мм; t1 = 3,5мм; [2. т.8.9, с.169]
Ведомый вал:
Сечение под колесом
d = 35 мм; bЧhЧl = 10Ч8Ч40 мм; t1 = 5 мм;
На выходном конце:
d = 28 мм; bЧhЧ l = 8Ч7Ч40 мм; t1 = 4 мм;
Прочность обеспечена, так как рабочие напряжения во всех сечениях меньше допускаемого [усм] = 120 МПа
10. Расчет вала на усталость
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому циклу.
Прочность соблюдена при S ? [S]. Расчет ведем для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
материал вала тот же, что и для шестерни - сталь 45, термообработка, улучшение (шестерня изготовлена заодно с валом) ув = 780МПа [2. т.33, с.34]
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
у-1 = 0,43• уb = 0,43 • 780 = 335 МПа
Предел выносливости симметричном цикле касательных напряжений:
ф-1 = 0,58 • у-1 = 0,58 • 335 = 193 МПа
Сечение под серединой выходного конца вала
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки, рассчитываем его на кручение. Коэффициент запаса прочности:
где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:
Принимаем:
Kф = 1,7 [2. т.8.5, с.165]
еф = 0,83 [2. т.8.8, с.166]
шф = 0,1 [2, с.166]
Ведомый вал:
материал вала - сталь 45 - нормализованная
ув = 570 МПа [2. т.3.3, с.34]
Пределы выносливости
у-1 = 0,43 • 570 = 246 МПа, ф-1 = 0,58 • 246 = 142 МПа
Сечение под серединой колеса. Диаметр вала в этом сечении 35мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Определяем коэффициенты:
Ку = 1,6 МПа; Еу = 0,87; шу = 0,2, Кф = 1,5 МПа; Еф = 0,76; шф = 0,1
Крутящий момент: Т2 = 77,1 Нм [2. т.8.5, 8.8, с.166]
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости: Мy = 24,5 Нм
Изгибающий момент в вертикальной плоскости: Мx = 30 Нм
Суммарный изгибающий момент:
Момент сопротивления кручению:
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда и нормальное напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба:
Среднее напряжение уm = 0
Запас прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Во всех проверенных сечениях
11. Выбор посадок деталей редуктора
Назначаем посадки:
[2. т.10.13, с.263]
посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82
шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7. Распорные кольца по
12. Смазка редуктора и его деталей
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло, которое заливается внутрь корпуса так, чтобы зубчатое колесо погрузилось на 10мм.
Определяем объем масляной ванны из расчета 0,25дм3 на 1кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 • 2,81 ? 0,7дм3
Устанавливаем вязкость масла [2, т.10.8, c.253]
при уН = 333 МПа и v = 2,62 м/с
Кинематическая вязкость 30 • 10-6 м2/с
Принимаем масло индустриальное И-30А (ГОСТ 20799-75) [2, т.10.10, c.253]
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1 (ГОСТ 1957 - 73) [2, т.10.8, c. 204]
Периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
13. Выбор и проверка муфт
Выполним проверочный расчет на срез пальцев:
где - окружная сила, приходящая на один палец,
D0 - диаметр окружности расположения болтов,
число болтов z = 4 при Т ? 103 Нм [2, с.273]
- число болтов, поставленных без зазора
dб - диаметр болта dб = 0,08 • d = 0,08 • 20 = 1,6 мм
Принимаем dб = 4 мм ГОСТ 7798-70
Тр - расчетный вращающий момент
Тр = к • Тном
[2, с.268]
Где к - коэффициент, учитывающий условие эксплуатации к = 1,2
[2, т.11,3, c.272]
Тр = 1,2 • 28,2 = 33,8 Нм
Площадь сечения болта:
[1, с.354]
Предел текучести
[1, т.1,2, c.37]
Условие прочности на срез
Условие прочности выполняется.
14. Сборка редуктора
Полость корпуса редуктора очищаем и покрываем маслостойкой краской. На ведущий вал насаживаем мазеудерживающие кольца. Шарикоподшипники предварительно нагреваем в масле и насаживаем и насаживаем на вал.
В ведомый вал укладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колесо до упора в буртик вала, надеваем распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники 208, нагретые в масле до 80-100єС
Собранные валы укладываем в основание корпуса, покрываем поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком и надеваем крышку. Центровка корпуса и крышки осуществляется двумя коническими штифтами. Затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.
В подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку УТ-1, ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед установкой сквозных крышек в проточки закладываем войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяем отсутствие заклинивания проворачиванием валов вручную. Ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло И-30А, закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона и закрепляем крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде.
15. Литература
1. Березовский Ю.Н. "Детали машин", учебник для ССУЗов, М., Машиностроение 1983 - 384 с.
2. "Курсовое проектирование деталей машин", учебное пособие для ССУЗов, С.А. Чернавский и др 1987 - 416 с.
3. Скойбеда А.Т. "Детали машин и основы конструирования", учебник для ВУЗов, Мн., Высшая школа, 2006 - 560 с.
4. Курмаз Л.В. "Детали машин, проектирование", справочное учебно-методическое пособие для ВУЗов, М., Высшая школа, 2005 - 410 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.
курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.
курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные особенности шестерни и колеса и конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор посадок для зубчатых колес цепной передачи электродвигателя.
курсовая работа [5,0 M], добавлен 02.03.2023Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.
курсовая работа [136,1 K], добавлен 31.05.2010Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.
курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Параметры клиноремённой передачи. Этапы расчета зубчатой передачи. Предварительное проектирование валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка деталей.
курсовая работа [433,5 K], добавлен 19.11.2014Выбор 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 25.02.2011Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.
курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет, расчет клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов.
курсовая работа [616,5 K], добавлен 29.09.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Выбор сорта масла. Посадки деталей редуктора.
курсовая работа [458,5 K], добавлен 18.01.2008Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.
контрольная работа [305,0 K], добавлен 09.11.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов на кручение по допускаемым напряжениям. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [44,1 K], добавлен 26.03.2010Выбор электродвигателя, расчет зубчатых колёс и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Расчет цепной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [595,9 K], добавлен 26.10.2011Описание проектируемого редуктора. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника и шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Расчет цепной передачи.
курсовая работа [764,0 K], добавлен 01.10.2014Кинематический 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 16.02.2016Кинематический 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 28.03.2015Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Проектировочный расчёт валов редуктора. Расчет и подбор муфт. Размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников. Смазка и смазочные устройства.
дипломная работа [462,4 K], добавлен 10.10.2014Выбор конструкции редуктора. Данные для проектирования. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [675,6 K], добавлен 03.05.2009
