Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ

ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ

«ОРЕНБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Аэрокосмический институт

Кафедра машиноведения

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин»

Привод ленточного конвейера

Студент группы

Орленко А.А.

Оренбург 2016

Аннотация

Пояснительная записка содержит 60 страниц, в том числе 10 рисунков, 27 таблиц, 5 источников использованной литературы. Графическая часть выполнена 1 листе А0, на 2 листах формата А2.

В данном проекте изложен процесс проектирования привода ленточного конвейера с разработкой конструкции червячного одноступенчатого редуктора и открытой цилиндрической передачей, служащих для передачи вращающего момента с червячного редуктора на рабочий вал.

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический расчёт привода
• 1.1 Выбор двигателя
• 1.1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя
• 1.1.2 Требуемая частота вращения электродвигателя
• 1.1.3 Выбор электродвигателя
• 1.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его на отдельные ступени
• 1.2.1 Определение общего передаточного числа привода
• 1.2.2 Определение передаточных чисел механизмов
• 1.3 Определение характеристик валов привода
• 1.3.1 Определение угловых скоростей валов привода
• 1.3.2 Определение частот вращения валов привода
• 1.3.3 Определение мощности на валах
• 1.3.4 Определение вращающих моментов на валах двигателя
• 2. Расчёт червячной передачи
• 2.1 Выбор материала червячной пары и определение допустимых напряжений
• 2.2 Предварительное определение основных параметров передачи
• 2.3 Корректировка предварительно установленных параметров
• 2.4 Коэффициент полезного действия
• 2.5 Уточненное значение мощности на валу червяка
• 2.6 Силы в зацеплении червячной пары
• 2.7 Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса
• 2.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
• 2.9 Проверка редуктора на нагрев
• 2.10 Геометрические размеры червячной передачи
• 2.10.1 Геометрические размеры червяка
• 2.10.2 Геометрические размеры червячного колеса
• 3. Расчет открытой цилиндрической передачи
• 3.1 Общие положения
• 3.2 Проектный расчет открытой цилиндрической передачи
• 3.3 Расчетные напряжения изгиба
• 3.4 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
• 3.5 Основные геометрические размеры колес
• 3.6 Силы, действующие в зацеплении
• 4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
• 4.1 Быстроходный вал
• 4.2 Тихоходный вал
• 4.3 Выбор подшипников
• 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
• 6. Проверочный расчет валов редуктора, подшипников, шпоночных соединений
• 6.1 Проверочный расчет валов редуктора
• 6.2 Проверочный расчет подшипников
• 6.3 Проверочный расчет шпоночных соединений
• 6.3.1 Шпоночное соединение с муфтой
• 6.3.2 Шпоночное соединение с открытой цилиндрической передачей
• 6.3.3 Шпоночное соединение с червячным колесом
• 7. Проверочный расчет и выбор муфты
• 8. Выбор смазки
• 8.1 Смазывание червячного зацепления
• 8.2 Смазывание подшипников
• 9. Сборка редуктора
• Список использованных источников
• Приложения
• Приложение А
• Сборочный чертеж червячного редуктора
• Приложение Б
• Распечатки расчетов валов и подшипников на ЭВМ
• Приложение В
• Распечатка расчета подшипников
• Приложение Г
• Спецификация к сборочному чертежу

Введение

В курсовом проектировании принята единая система физических единиц (СИ) со следующими отклонениями, допущенными в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчёты деталей машин: размеры деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), напряжения в мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах, умноженных на миллиметр (). У отдельных групп формул даны соответствующие примечания.

При расчёте червячной передачи редуктора вводятся следующие обозначения: параметры для червяка обозначаются с индексом «1», а параметры для червячного колеса обозначаются с индексом «2».

При расчёте открытой цилиндрической передачи индекс «1» присваивается всем элементам и параметрам шестерни, а индекс «2» - зубчатого колеса рассчитываемой передачи.

Привод общего назначения состоит из:

1 - электродвигатель;

2 - упругая компенсирующая муфта;

3 - закрытая червячная передача;

4 - открытая цилиндрическая передача.

Валы привода:

I - вал электродвигателя;

II - быстроходный вал редуктора;

III - тихоходный вал редуктора;

IV - вал рабочей машины.

1 Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор двигателя

1.1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

1) Механическую мощность на рабочем валу (, Вт) вычисляют по формуле

, (1)

где F - вращающий момент, Н;

v - скорость, м/с.

.

2) Общий коэффициент полезного действия () определяют по формуле

, (2)

где з_М = 1 коэффициент полезного действия муфты [1, с.9, таблица 2];

з _ЗП = 0,7 коэффициент полезного действия закрытой передачи[1, с.9, таблица 2];

з _ОП = 0,94 коэффициент полезного действия открытой передачи[1, с.9, таблица 2];

з_ПП = 0,99 коэффициент полезного действия пар подшипников[1, с.9, таблица 2].

.

3) Требуемую мощность электродвигателя (, Вт) вычисляют по формуле

, (3)

.

1.1.2 Требуемая частота вращения электродвигателя

1) Угловую скорость рабочего вала (щ_РВ , рад/с) находят по формуле

, (4)

где D - диаметр, м.

.

2) Требуемая частота вращения электродвигателя (, об/мин) находится по формуле

, (5)

где - общее передаточное число привода.

1.1.3 Выбор электродвигателя

Таблица 1 - Характеристики электродвигателя

Тип двигателя	Исполнение	Мощность, кВт	Число полюсов	Частота вращения, мин-1		Диаметр вала, мм
АИР100L2	IМ1081	5,5	2	2850	2,2	28

Рисунок 1 - Электродвигатель АИР100L2 исполнения 1М1081

1) Условие перегрузки (, %) определяют по формуле

, (6)

где - номинальная мощность электродвигателя, Вт [1, с.11, таблица 4].

.

Перегрузка не должна превышать 5%, а это значит, что условие выполняется.

1.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его на отдельные ступени

1.2.1 Определение общего передаточного числа привода

1) Угловая скорость вала электродвигателя (, рад/с) определяют по формуле

, (7)

.

2) Общее передаточное число привода () определяют по формуле

, (8)

.

1.2.2 Определение передаточных чисел механизмов

Принимаем для закрытой червячной передачи u_ЗП=10 [1, с.10, таблица 3].

1) Передаточное число открытой передачи зубчатой передачи (u_ОП ) определяют по формуле

, (9)

.

1.3 Определение характеристик валов привода

1.3.1 Определение угловых скоростей валов привода

1) Угловая скорость на I валу привода (, рад/с) равна угловой скорости вала электродвигателя

, (10)

.

2) Угловая скорость на II валу привода (, рад/с) определяется по формуле

, (11)

где - передаточное число муфты.

.

3) Угловая скорость на III валу привода (, рад/с) определяется по формуле

, (12)

.

4) Угловая скорость на IV валу привода (, рад/с) определяется по формуле

, (13)

.

1.3.2 Определение частот вращения валов привода

1) Частота вращения I вала привода (, об/мин) определяется по формуле

, (14)

.

2) Частота вращения II вала привода (, об/мин) определяется по формуле

, (15)

.

3) Частота вращения III вала привода (, об/мин) определяется по формуле

, (16)

.

4) Частота вращения VI вала привода (, об/мин) определяется по формуле

, (17)

.

1.3.3 Определение мощности на валах

1) Мощность на I валу привода (, Вт) равна мощности вала электродвигателя

, (18)

2) Мощность на II валу привода (, Вт) равна мощности вала электродви гателя

, (19)

.

3) Мощность на III валу привода (, Вт) равна мощности вала электродвигателя

, (20)

.

4) Мощность на VI валу привода (, Вт) равна мощности вала электродвигателя

, (21)

.

1.3.4 Определение вращающих моментов на валах двигателя

1) Вращающий момент на I валу двигателя (Т₁, Н·м) определяется по формуле

, (22)

.

2) Вращающий момент на II валу двигателя (Т₂, Н·м) определяется по формуле

, (23)

.

3) Вращающий момент на III валу двигателя (Т₃, Н·м) определяется по фор-

муле

, (24)

.

4) Вращающий момент на VI валу двигателя (Т₄, Н·м) определяется по формуле

, (25)

.

5) Анализ результатов кинематического расчета: ; ; ; ; ; ; ; .

Таблица 2 - Результаты кинематических расчётов силового привода

№ вала	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Мощность, Вт	Вращающий момент, кН•мм
I	2850	298,45	5756,6547	19,2885
II	2850	298,45	5756,6547	19,2885
III	285	29,845	4029,6583	135,0195
IV (рабочий вал)	79,6289	8,33	3750	449,95

2. Расчёт червячной передачи

Исходные данные:

Мощность на валу червячного колеса, Р₃ = 4029, 6583 Вт.

Вращающий момент на валу червяка и вращающий момент на валу червячного колеса, Т₁ = 19,2885 Н·м и T₂ = 135,0195 H·м.

Угловая скорость вала червяка и угловая скорость вала червячного колеса, рад/с и рад/с.

Частота вращения червяка и червячного колеса, об/мин и об/мин.

Передаточное число червячной передачи, .

Число заходов червяка, Z₁ = 4.

Режим нагружения передачи - 0.

Срок службы передачи L_h = 20000 часов.

2.1 Выбор материала червячной пары и определение допустимых напряжений

1) Cуммарное число циклов перемены напряжений на червячном колесе (N_?) определяют по формуле

, (26)

.

2) Ожидаемое значение скорости скольжения (V_s , м/с) определяем по формуле

, (27)

где n₁ - частота вращения червяка, об/мин;

Т₂ - вращательный момент на валу червячного колеса, Н·м.

.

Червячное колесо. В соответствии со значением ожидаемой скорости скольжения принят материал I группы БрОЦ5С5 ГОСТ613. Отливка в кокиль. Предел прочности у_В = 200 МПа и предел текучести у_Т = 90 МПа [2, c.8, таблица 1].

Червяк. Сталь 18ХГТ ГОСТ4543 улучшенная, витки червяка шлифованные после цементации и закалки до твердости 45ч55 HRC [2, c.7].

3) Допускаемые напряжения для расчета на прочность рабочих поверхностей ([у]_H , МПа) определяют по формуле

, (28)

где С_v коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала, при ско рости скольжения от 4 до 8 м/с [2, c.12]:

;

исходное допускаемое контактное напряжение для материала I группы, МПа [2, c.13, таблица 4];

N_HE эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на прочность:

,

здесь K_HE = 1 коэффициент привидения при режиме нагрузки 0 [2, c.11, таблица 2].

.

4) Допускаемое напряжение для расчета на изгибную выносливость ([у]_F, МПа) определяют по формуле

, (29)

где исходное допускаемое напряжение для расчета на изгибную прочность зубьев червячного колеса, МПа [2, c.13, таблица 4];

S_F = 1,75 коэффициент безопасности [2, c.13, таблица 4];

N_FE эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость:

,

здесь K_FE = 1 коэффициент привидения при режиме нагрузки 0 [2, c.11, таблица 2].

.

2.2 Предварительное определение основных параметров передачи

1) Ориентировочное значение коэффициента нагрузки (К ) определяют по формуле

, (30)

где К_V = 1 коэффициент динамичности нагрузки;

К_в = 1 коэффициент концентрации нагрузки.

2) Предварительное значение межосевого расстояния (a_w , мм) определяют по формуле

, (31)

.

По ГОСТ 2144 из 1-го ряда принято а_w = 160 мм.

3) Осевой модуль (m, мм) определяют по формуле

, (32)

где число зубьев червячного колеса.

.

4) Коэффициент диаметра червяка (q ) определяют по формуле

, (33)

.

Минимальное значение q (q_min): .

Принято по ГОСТ 19672: m = 6,3 мм и q = 12,5.

5) Коэффициент смещения (х ) определяют по формуле

, (34)

.

6) Делительный угол подъема витка ( , °) определяют по формуле

, (35)

.

7) Начальный угол подъема витка (_w , °) определяют по формуле

, (36)

.

2.3 Корректировка предварительно установленных параметров

1) Коэффициент концентрации нагрузки (K_в ) определяют по формуле

, (37)

где и = 98 коэффициент деформации червяка при Z₁ = 4 и q = 12,5 [2, c.16, таблица 7];

Х = 1 коэффициент, учитывающий влияние режима работы; для типового режима 0[2, c.17, таблица 8].

.

2) Окружную скорость на начальном диаметре червяка (V_W1 , м/с) определяют по формуле

, (38)

.

3) Скорость скольжения в зацеплении (V_S , м/с) определяется по формуле

, (39)

.

Назначаем степень точности изготовления передачи ST=7 [2, c.17, таблица 9].

4) Скоростной коэффициент (K_V ) определяют по формуле

, (40)

.

5) Коэффициент нагрузки (К ) определяют по формуле

, (41)

.

Уточняем значение скоростного коэффициента С_V:

С_V = 0,8 , при скорости скольжения V_S 8 м/с. Тогда:

МПа.

6) Расчетное напряжение (у_Н , МПа) определяется по формуле

, (42)

7) Перегрузка передачи (Ду_Н , %) определяется по формуле

, (43)

.

Так как передача перегрузки является недопустимой (не более 5%), выбираем большее межосевое расстояние.

Принимаем a_w = 200 мм, тогда:

Осевой модуль: мм.

Коэффициент диаметра червяка: .

Принято по ГОСТ 19672: m = 8 мм и q = 12,5.

Коэффициент смещения: .

Так как х = 1,25 < 1, принимаем q = 10.

Коэффициент смещения: .

Делительный угол подъема витка: °.

Начальный угол подъема витка: °.

Коэффициент концентрации нагрузки: .

Окружная скорость на начальном диаметре червяка:

.

Скорость скольжения в зацеплении: м/с.

Назначаем степень точности изготовления передачи ST=6.

Скоростной коэффициент: .

Коэффициент нагрузки: .

Уточняем значение скоростного коэффициента С_V:

С_V = 0,8 , при скорости скольжения V_S 8 м/с. Тогда:

МПа.

Расчетное напряжение: МПа.

Перегрузка передачи %,

что является допустимым (не более 5%) [2, c.18].

Дальнейшая корректировка не требуется, поэтому данные параметры принимаем за окончательные:

а_W = 200 мм; Z₁ = 4; Z₂ = 40; m = 8 мм; q = 10; х = 0.

2.4 Коэффициент полезного действия

1) Угол трения ( с ) определяется по формуле

, (44)

.

2) Коэффициент полезного действия ( ) определяется по формуле

, (45)

.

2.5 Уточненное значение мощности на валу червяка

1) Уточненное значение мощности на валу червяка (Р₁ , Вт) определяется по формуле

, (46)

.

2.6 Силы в зацеплении червячной пары

1) Окружную силу на колесе (F_t2 , H) и осевую силу на червяке (F_a1 , H) определяют по формуле

, (47)

.

2) Окружную силу на червяке (F_t1 , H) и осевую силу на колесе (F_a2 , H) определяют по формуле

, (48)

.

3) Радиальную силу на червяке (F_r1 , H) и радиальную силу на колесе (F_r2 , H) определяют по формуле

, (49)

.

2.7 Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса

1) Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса (у_F , МПа) определяют по формуле

, (50)

где Y_F коэффициент формы зуба червячного колеса [2, c.22]:

,

здесь Z_V эквивалентное число зубьев червячного колеса [2, c.22]:

.

Условие изгибной прочности зубьев червячного колеса выполнено, так как

у_F < [у]_F .

2.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

1) Пиковый момент на валу червячного колеса (T_2пик , Н·м) определяют по формуле

, (51)

.

2) Коэффициент перегрузки привода (б_ПГ ) определяется по формуле

, (52)

.

Предельные допускаемые напряжения для материала I группы равны:

МПа, МПа.

3) Пиковое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев (у_Нmax , МПа) определяют по формуле

, (53)

.

4) Пиковое напряжение изгиба зубьев червячного колеса (у_Fmax , МПа) определяют по формуле

, (54)

.

Условия прочности передачи по пиковым нагрузкам выполняется, так

как у_Нmax < [у]_Hmax и у_Fmax < [у]_Fmax .

2.9 Проверка редуктора на нагрев

1) Общая площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора (А, м² ) определяют по формуле

, (55)

.

2) Температуру нагрева установленного на металлической раме редуктора при естественном охлаждении (t_раб , °С) определяют по формуле

, (56)

где К_Т = 10 Вт / °С·м² коэффициент теплоотдачи [2, c.24];

= 0,25 коэффициент, учитывающий отвод тепла в раму или плиту [2, c.24];

t₀ = 20°С температура помещения [2, c.24].

.

Так как температура нагрева редуктора при естественном охлаждении не превышает допустимую t_раб = 38,02°С < [t_раб] = 95°С, то искусственного охлаждения для редуктора не требуется.

2.10 Геометрические размеры червячной передачи

2.10.1 Геометрические размеры червяка

1) Делительный диаметр (d₁ , мм) определяют по формуле

, (57)

.

2) Начальный диаметр (d_W1 , мм) определяют по формуле

, (58)

.

3) Диаметр вершин витков ( d_a1 , мм) определяют по формуле

, (59)

.

4) Диаметр впадин витков (d_f1 , мм) определяют по формуле

, (60)

где h_f = 1+0,2·cos = 1,1857 -коэффициент высоты впадины витка [2, c.19].

.

5) Длину нарезанной части червяка (b₁ , мм) определяют по формуле

, (61)

где с₁ = 11 и с₂ = 0,09 коэффициенты для определения длины нарезанной части червяка при числе заходов червяка Z₁ = 4 при коэффициенте смещения х = 0.

.

Примем по ГОСТ 6636 b₁ = 150 мм.

2.10.2 Геометрические размеры червячного колеса

1) Диаметр делительной (начальной) окружности (d₂ , мм) определяют по формуле

, (62)

.

2) Диаметр вершин зубьев (d_a2 , мм) определяют по формуле

, (63)

.

3) Диаметр впадин зубьев (d_f2 , мм) определяют по формуле

, (64)

.

4) Диаметр наибольший (d_aM2 , мм) определяют по формуле

, (65)

.

5) Ширина венца при Z₁ =4 (b₂ , мм) определяется по формуле

, (66)

.

Примем по ГОСТ 6636 d_aM2 = 345 мм, b₂ = 63 мм.

3. Расчет открытой цилиндрической передачи

Исходные данные:

Вращающий момент на валу шестерни, Т₃ = 135,0195 H·м.

Вращающий момент на валу колеса, Т₄ = 450 H·м.

Частота вращения шестерни, n₃ = 285 об/мин.

Частота вращения колеса, n₄ = 79,6289 об/мин.

Передаточное число открытой цилиндрической передачи, .

Вид движения, не реверсивное .

Номинальная мощность электродвигателя, Вт.

Расчетная (требуемая) мощность, Вт.

Отношение max момента к номинальному,

Режим нагружения передачи - 0.

Срок службы передачи L_h = 20000 часов.

3.1 Общие положения

Поскольку отрытые передачи работают, как правило, с малыми окружными скоростями, то они выполняются прямозубыми, а коэффициент динамичности K_FV принимается равным единице. Для данных передач рекомендуется назначать 8-ю и 9-ю степени точности по нормам плавности согласно ГОСТ 1643-81. Такие передачи прирабатываются при любой твердости активных поверхностей зубьев, но изготавливают их в большинстве случаев из нормализованных или улучшенных сталей. В процессе работы открытые передачи интенсивно изнашиваются, из-за попадания пыли и грязи, что и определяет особенности их расчета.

Шестерня изготавливается из стали 45 по ГОСТ 1050-88 [3, c.40, таблица А.1]. Термообработка - улучшение, твердость НВ₃ = 235ч262, предел прочности у_В3 = 780 МПа, предел текучести у_Т3 = 540 МПа.

Колеса изготавливается из литейной стали 45Л по ГОСТ 977-88. Термообработка - нормализация, НВ₄ = 207ч235, предел прочности у_В4 = 680 МПа, предел текучести у_Т4 = 440 МПа.

1) Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса (N_?3 и N_?4) определяют по формулам

(67)

(68)

2) Эквивалентное число циклов перемены напряжений шестерни и колеса (N_FE3 и N_FE4) определяют по формулам

(69)

(70)

где K_FE = 1 коэффициент приведения [3, c.41, таблица А.4].

3) Средние твердости материалов шестерни и колеса (НВ_ср3 и НВ_ср4) определяют по формулам

(71)

 (72)

4) Допускаемые напряжения для шестерни при расчетах зубьев на изгибную выносливость ([у]_F3 , МПа) определяют по формуле

(73)

где у_{F lim3} предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений [3, c.42, таблица А.6], для улучшенных колес:

МПа;

S_F = 1,75 коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность [3, c.12];

Y_N3 = 1 коэффициент долговечности, так как N_F3 = 342·10⁶ N_FG3 = 4·10⁶ [3, c.12];

Y_R = 1 коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями [3, c.12];

Y_A = 1 коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса) [3, c.42, таблица А.7];

5) Допускаемые напряжения для колеса при расчетах зубьев на изгибную выносливость ([у]_F4 , МПа) определяют по формуле

 (74)

где у_{F lim4} предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений [3, c.42, таблица А.6], для улучшенных колес:

МПа;

S_F = 1,75 коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность [3, c.12];

Y_N3 = 1 коэффициент долговечности, так как N_F3 = 9554680·10⁶ N_FG3 = 4·10⁶ [3, c.12];

6) Предельные допустимые напряжения для расчета на изгибную выносливость для шестерни и колеса ([у]_{F max 3} и [у]_{F max 4}, МПа) определяют по формулам

(75)

(76)

3.2 Проектный расчет открытой цилиндрической передачи

1) Примем для шестерни минимальное из рекомендуемых значений числа зубьев Z₃ = Z_min = 18 [3, c.31].

2) Число зубьев колеса (Z₄) определяют по формуле

(77)



Примем Z₄ = 65.

3) Фактическое передаточное число () определяют по формуле

(78)

4) При консольном расположении колес коэффициент ширины венца шестерни относительно делительного диаметра шестерни _bd = 0,2.

5) Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца K_Hв = 1,13 [3, c.45, таблица А.20].

6) Коэффициент нагрузки (K_F) определяют по формуле

(79)

где K_Fб = 1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями передачи [3, c.45, таблица А.15].

7) Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем в зависимости от числа зубьев (угол наклона зубьев не учитываем, т.к. передача прямозубая) [3, c.46, таблица А.21]: для шестерни Y_F3 = 4,28 при Z₃ = 18, колеса Y_F4 = 3,61 при Z₄ = 65.

8) Принимая то, что данный привод ленточного конвейера перемещает штучные грузы, и рабочая среда не загрязнена абразивами, назначаем 10% износа, поэтому коэффициент износа K_изн = 1,25 [3, c.46, таблица А.22].

9) Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб определяется в соответствии с соотношениями и .

Для шестерни МПа;

Для колеса МПа.

Менее прочным является зуб шестерни, поэтому дальнейший расчет ведем по параметрам шестерни, как наименее прочной.

10) Предварительное значение модуля (m_n, мм) определяют по формуле

(80)

Принимаем m_n = 5,5 мм [3, c.45, таблица А.18].

11) Рабочую ширину шестерни и колеса (b₃ и b₄ , мм) определяют по формулам

(81)

(82)

Принимаем b₃ = 20 мм, b₄ =16 мм [3, c.45, таблица А.17].

3.3 Расчетные напряжения изгиба

1) Расчетные напряжения изгиба для шестерни (у_F3 , МПа) определяют по формуле

(83)

Отклонение у_F3 от допускаемого напряжения изгиба составляет: , что является допустимым, т.е. не больше 15%.

2) Расчетные напряжения изгиба для колеса (у_F4 , МПа) определяют по формуле

(84)

< [у]_F4 = 221 МПа.

Таким образом, условие прочности зубьев колеса на изгиб выполнено.

3.4 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

1) Коэффициент перегрузки (б_ПГ) определяют по формуле

(85)

2) Максимальное напряжение изгиба для шестерни и колеса (у_{F max 3} и у_{F max 4}, МПа) определяют по формуле

(86)

(87)

< [у]_{F max 3} = 680,89 МПа,

< [у]_{F max 4} = 605,54 МПа.

3.5 Основные геометрические размеры колес

1) Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса (d₃ и d₄ , мм) определяют по формулам

(88)

(89)

.

2) Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса (d_а3 и d_а4 , мм) определяют по формулам

(90)

(91)

3) Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса (d_f3 и d_f4 , мм) определяют по формулам

электродвигатель червячный изгиб привод

(92)

(93)

4) Фактическое межосевое расстояние (a_W , мм) определяют по формуле

(94)

3.6 Силы, действующие в зацеплении

1) Окружную силу (F_t , H) определяют по формуле

(95)

2) Радиальную силу (F_r , H) определяют по формуле

(96)

где б_W = 20° угол профиля инструмента.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Быстроходный вал

1) Диаметр выходного конца быстроходного вала по расчету на кручение (d_Бвых , мм) определяют по формуле

(97)

где [_к] = 20 пониженное допускаемое напряжение на кручение, МПа.

Примем мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [4, c.161], принимаем d_Бвых = 24 мм.

Примем длину выходного конца l_Бвых = 36 мм по ГОСТ 12080-66.

Примем: диаметр вала под уплотнение d_Буп = 30 мм, диаметр вала под подшипники d_Бп = 35 мм, диаметр бурта подшипника d_Ббп = 42 мм.

4.2 Тихоходный вал

1) Диаметр выходного конца тихоходного вала по расчету на кручение (d_Твых, мм) определяют по формуле

(98)



Полученное значение округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [4, c.161], принимаем d_Твых = 32 мм.

Примем длину выходного конца l_Твых = 58 мм по ГОСТ 12080-66.

Примем: диаметр вала под уплотнение d_Туп = 40 мм, диаметр вала под подшипники d_Тп = 40 мм, диаметр бурта подшипника d_Тбп = 48 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса d_Тк = 42 мм.

2) Диаметр ступицы червячного колеса (d_Стк , мм) определяют по формуле

(99)

Примем d_Стк = 70 мм.

3) Длину ступицы червячного колеса (l_Стк , мм) определяют по формуле

(100)

Примем l_Стк = 75 мм.

4.3 Выбор подшипников

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем:

1) для быстроходного вала подшипник тяжелой серии шариковый радиально-упорный однорядный 66407 ГОСТ 831-75;

2) для тихоходного вала подшипник легкой серии роликовый конический радиально-упорный однорядный с повышенной грузоподъемностью 7208А ГОСТ 27365-87.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

1) Толщину стенок корпуса и крышки (₁ и ₂ , мм) определяют по формулам

(101)

(102)

Примем ₂ = 10 мм.

2) Толщину фланцев (поясов) корпуса и крышки (b₁ и b₂ , мм) определяют по формуле

(103)

3) Толщину нижнего пояса корпуса без наличия бобышек (р, мм) определяют по формуле

(104)

4) Диаметр фундаментальных болтов (d₁ , мм) определяют по формуле

(105)

Принимаем d₁ = 20 мм.

5) Диаметр болтов у подшипников (d₂ , мм) определяют по формуле

(106)

Принимаем d₂ = 16 мм.

6) Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой (d₃ , мм) определяют по формуле

(107)

Принимаем d₃ = 12 мм.

6. Проверочный расчет валов редуктора, подшипников, шпоночных соединений

6.1 Проверочный расчет валов редуктора

1) Проверочный расчет валов редуктора производится на ЭВМ. Результаты представлены в приложении.

6.2 Проверочный расчет подшипников

1) Проверочный расчет подшипников производится на ЭВМ. Результаты представлены в приложении.

6.3 Проверочный расчет шпоночных соединений

6.3.1 Шпоночное соединение с муфтой

Примем шпонку 8х7х28 ГОСТ 23360-78.

1) Силу, действующую на шпонку (F_t , H) определяют по формуле

(108)

2) Площадь смятия (А_см , мм²) определяют по формуле

(109)

электродвигатель червячный изгиб привод

где h = 7 высота шпонки, мм;

t₁ = 4 глубина паза вала, мм;

l_p = 20 длина рабочей зоны шпонки, мм.

3) Напряжение смятия (у_см , МПа) определяют по формуле

(110)

где [у]_cм = 100 предельное напряжение смятия, МПа.

.

Условие на смятие выполняется.

4) Площадь среза (А_с , мм²) определяют по формуле

(111)

где b = 8 ширина шпонки, мм.

5) Напряжения среза (_с , МПа) определяют по формуле

(112)

где []_c = 60 предельное напряжение среза, МПа.

Условие на срез выполняется.

6.3.2 Шпоночное соединение с открытой цилиндрической передачей

Примем шпонку 10х8х45 ГОСТ 23360-78.

1) Силу, действующую на шпонку (F_t , H) определяют по формуле

(113)

2) Площадь смятия (А_см , мм²) определяют по формуле

(114)

где h = 8 высота шпонки, мм;

t₁ = 5 глубина паза вала, мм;

l_p = 35 длина рабочей зоны шпонки, мм.

3) Напряжение смятия (у_см , МПа) определяют по формуле

(115)

где [у]_cм = 100 предельное напряжение смятия, МПа.

.

Условие на смятие выполняется.

4) Площадь среза (А_с , мм²) определяют по формуле

(116)

где b = 10 ширина шпонки, мм.

5) Напряжения среза (_с , МПа) определяют по формуле

(117)

где []_c = 60 предельное напряжение среза, МПа.

Условие на срез выполняется.

6.3.3 Шпоночное соединение с червячным колесом

Примем шпонку 12х8х70 ГОСТ 23360-78.

1) Силу, действующую на шпонку (F_t , H) определяют по формуле

(118)

2) Площадь смятия (А_см , мм²) определяют по формуле

(119)

где h = 8 высота шпонки, мм;

t₁ = 5 глубина паза вала, мм;

l_p = 58 длина рабочей зоны шпонки, мм.

3) Напряжение смятия (у_см , МПа) определяют по формуле

 (120)

где [у]_cм = 100 предельное напряжение смятия, МПа.

.

Условие на смятие выполняется.

4) Площадь среза (А_с , мм²) определяют по формуле

(121)

где b = 12 ширина шпонки, мм.

5) Напряжения среза (_с , МПа) определяют по формуле

(122)

где []_c = 60 предельное напряжение среза, МПа.

Условие на срез выполняется.

7. Проверочный расчет и выбор муфты

1) Расчётный вращающий момент (Т_р , Н·м) определяют по формуле

(123)

где k = 1,2 коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода;

[T] = 63 предельный вращающий момент, Н·м.

Муфта цепная 63-28-1.1 ГОСТ 20742-81.

Цепные муфты предназначены для конструкций с большими крутящими моментами, так как передают более высокие крутящие моменты, чем сами валы. Муфта представляет собой фланцы, соединенные друг с другом роликовой цепью, что позволяет сопрягать валы с несоосностью до 2 градусов.

Цепные муфты требуют регулярной смазки для обеспечения максимального срока службы и надежности особенно при высоких частотах вращения.

8. Выбор смазки

8.1 Смазывание червячного зацепления

Непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

Так как контактные напряжения червяка у_H = 82,75 МПа и скорость скольжения V_S = 12,85 м/с выбираем рекомендуемое индустриальное масло - И-12А. При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,50,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности. Объем масла V = 0,8?Р = 0,8?5,7 4,5 л. Уровень масла равен 148 мм.

Контроль уровня масла осуществляется с помощью маслоуказательного жезла.

Слив масла производится через сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путём установки отдушины в верхней части корпуса. Отдушина предназначена для выравнивания давления внутри корпуса редуктора с атмосферным давлением окружающей среды.

8.2 Смазывание подшипников

Смазывание подшипников производится разбрызгиванием масла от червячного зацепления.

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100 °С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

При установке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для подшипников. В моем случае наружный диаметр червяка d_a1 = 96 мм, а наружный диаметр подшипников 66407 D = 100 мм.

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и запрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Потом снова надевают распорные втулки. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной. Промазывают стыки герметиком.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Список использованных источников

1 Решетов, С.Ю. Кинематический расчет силового привода: методические указания по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических специальностей / С.Ю. Решетов, Г.А. Клещарева, В.М. Кушнаренко - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2005. - 29 с.

2 Ковалевский В.П. Передачи червячные с цилиндрическими червяками: методические указания по расчету закрытых червячных передач с цилиндрическими червяками для студентов инженерно-технических специальностей в курсовых и дипломных проектах / В.П. Ковалевский, С.Ю. Решетов, С.Т. Сейтпанов [и др.]. - Оренбург: ГОУ ОГУ, 2007. - 42 с.

3 Решетов С.Ю. Расчет открытых и закрытых зубчатых цилиндрических передач: методические указания / С.Ю. Решетов, Г.А. Клещарева, В.С. Репях, С.Т. Сейтпанов; Оренбургский гос. ун-т. Оренбург: ОГУ, 2014. - 46 с.

4 Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А.Чернавский [и др.]. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

5 Курмаз Л.В. Конструирование узлов и деталей машин: справочное учебно-методическое пособие / Л.В. Курмаз, О.Л. Курмаз. - М.: Высшая школа, 2007. - 455 с.: ил. - ISBN 978-5-06-005725-6.

Приложение А

Распечатки расчетов валов и подшипников на ЭВМ

1) Распечатка расчета быстроходного вала

Рисунок 1 Силы, действующие на быстроходный вал

Таблица 2 Радиальные силы

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Н	Угол, град
0	18.00	548.75	0.00
1	265.00	467.31	48.91

Таблица 3 Моменты изгиба

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Нxм	Угол, град
0	265.00	33.75	0.00

Таблица 4 Моменты кручения

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Значение, Нxм
0	18.00	19.29
1	265.00	-19.29

Таблица 5 Эффективный коэффициент концентрации напряжений

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Нормальных напряжений	Касательных напряжений
0	107.000	2.400	1.740
1	115.000	2.400	1.740
2	124.000	2.400	1.740

Таблица 6 Реакции в опорах

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Реакция верт., Н	Реакция гориз., Н	Реакция осевая, Н	Модуль, Н	Угол, град
0	119.00	-1008.23	-175.49	0.00	1023.39	-99.87
1	410.00	152.34	-176.71	0.00	233.31	139.23

Рисунок 2 - Момент изгиба в вертикальной плоскости



Рисунок 3 - Момент изгиба в горизонтальной плоскости



Рисунок 4 Момент кручения



Рисунок 5 Коэффициент запаса по усталостной прочности

2) Распечатка расчета тихоходного вала



Рисунок 6 - Силы, действующие на тихоходный вал

Таблица 7 Радиальные силы

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Н	Угол, град
0	29.00	2678.45	20.00
1	192.00	898.03	-110.00

Таблица 8 Моменты изгиба

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Нxм	Угол, град
0	192.00	56.36	0.00

Таблица 9 Моменты кручения

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Значение, Нxм
0	29.00	135.02
1	192.00	-135.02

Таблица 10 Эффективный коэффициент концентрации напряжений

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Нормальных напряжений	Касательных напряжений
0	111.000	2.600	1.620
1	120.000	2.600	1.620
2	129.000	2.600	1.620

Таблица 11 Реакции в опорах

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Реакция верт., Н	Реакция гориз., Н	Реакция осевая, Н	Модуль, Н	Угол, град
0	125.00	-4569.50	-1142.45	0.00	4710.16	-104.04
1	260.00	2359.72	1070.24	0.00	2591.08	65.60

Рисунок 7 Момент изгиба в вертикальной плоскости



Рисунок 8 Момент изгиба в горизонтальной плоскости



Рисунок 9 Момент кручения



Рисунок 10 Коэффициент запаса по усталостной прочности

Приложение Б

Распечатка расчета подшипников

1) Распечатка расчета подшипника быстроходного вала шариковый радиально-упорный подшипник 66407 ГОСТ 831-75 (Разгруженный).

Исходные данные:

Таблица 12 Геометрия

Внешний диаметр	100.000	мм
Внутренний диаметр	35.000	мм
Диаметр тела качения	19.500	мм
Число тел качения	10.000
Угол контакта	36.000	град

Таблица 13 Точность

Радиальные биения внешн. кольца	0.015	мм
Радиальные биения внутр. кольца	0.010	мм

Таблица 14 Условия работы

Осевая сила	843.870	Н
Радиальная сила на нагр.опоре	1023.390	Н
Радиальная сила на ненагр. опоре	233.310	Н
Осевая сила преднатяга	0.000	мм
Скорость вращения	2850.000	об/мин
Коэф. динамичности	1.100
Тип нагрузки	Постоянная
Тип установки	Схема "X"

Таблица 15 Резюме

Средняя долговечность	93954349.826	час
Максимальное контактное напряжение	966.201	Н/кв.мм
Выделение тепла	6692.905	Дж/час
Динамическая грузоподъемность	64758.539	Н
Осевые биения	0.000	мкм
Радиальные биения	11.002	мкм
Боковые биения	0.150	мкм
Момент трения	0.006	Н x м
Потери мощности	1.859	Вт

2) Распечатка расчета подшипника быстроходного вала шариковый радиально-упорный подшипник 66407 ГОСТ 831-75 (Нагруженный).

Исходные данные:

Таблица 16 Геометрия

Внешний диаметр	100.000	мм
Внутренний диаметр	35.000	мм
Диаметр тела качения	19.500	мм
Число тел качения	10.000
Угол контакта	36.000	град

Таблица 17 Точность

Радиальные биения внешн. кольца	0.015	мм
Радиальные биения внутр. кольца	0.010	мм

Таблица 18 Условия работы

Осевая сила	843.870	Н
Радиальная сила на нагр.опоре	1023.390

Подобные документы

• Расчет червячной передачи

  Выбор электродвигателя и расчёт привода червячной передачи. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Порядок расчета цепной передачи, проектный расчет валов.
  
  курсовая работа [246,2 K], добавлен 04.12.2010
  

• Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи

  Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
  
  задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010
  

• Привод ленточного конвейера

  Определение основных параметров привода. Требуемая мощность электродвигателя. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени. Определение числа зубьев звездочек и шага цепи. Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора, шпонок.
  
  контрольная работа [691,0 K], добавлен 16.12.2015
  

• Проектирование привода к ленточному конвейеру

  Подбор электродвигателя и его обоснование. Разбивка общего передаточного числа привода ленточного конвейера. Расчет цилиндрической зубчатой и поликлиноременной передачи. Определение консольных сил, размеров ступеней валов, реакций в опорах подшипника.
  
  курсовая работа [269,4 K], добавлен 23.10.2014
  

• Привод к мешалке

  Описание работы и устройства привода мешалки. Выбор электродвигателя. Определение общего передаточного числа, мощности, крутящего момента и частоты вращения для валов привода. Выбор материалов. Проектный и проверочный расчет цилиндрической передачи.
  
  курсовая работа [340,9 K], добавлен 20.01.2016
  

• Привод цепного конвейера

  Выбор электродвигателя, расчет кинематических параметров привода. Частота вращения вала электродвигателя. Крутящие моменты, передаваемые валами. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора.
  
  курсовая работа [585,8 K], добавлен 14.04.2011
  

• Разработка привода ленточного транспортера

  Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет цепной и косозубой цилиндрической передачи. Выбор материала и определение допускаемого напряжения. Проектный расчет передачи по контактным напряжениям. Определение реакций в опорах валов.
  
  курсовая работа [266,6 K], добавлен 27.02.2015
  

• Расчет привода ленточного конвейера

  Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014
  

• Расчет привода технической системы

  Кинематический расчет привода: требуемая мощность электродвигателя, передаточные числа. Расчет цилиндрической зубчатой передачи: выбор материала, модуль зацепления. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса. Параметры конической зубчатой передачи.
  
  контрольная работа [163,3 K], добавлен 18.06.2012
  

• Привод ленточного конвейера

  Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, цепной передачи и выходного вала. Частота вращения барабана. Проектировочный расчет на сопротивление контактной усталости. Диаметры зубчатых колес.
  
  курсовая работа [813,8 K], добавлен 28.05.2015
  

• Расчет червячного одноступенчатого редуктора

  Выбор электродвигателя, расчет передаточного числа привода и его разбивка. Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям, подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Определение реакций и моментов.
  
  курсовая работа [2,3 M], добавлен 01.02.2011
  

• Кинематический расчет привода ленточного конвейера

  Кинематический анализ схемы ленточного привода. Мощность на валу барабана. Коэффициент полезного действия. Потребная мощность электродвигателя. Расчет цилиндрической и червячной ступени. Быстроходный, промежуточный вал. Выбор смазочных материалов.
  
  курсовая работа [946,1 K], добавлен 05.02.2016
  

• Проектирование привода к ленточному конвейеру

  Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
  
  курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010
  

• Привод конвейера (редуктор)

  Определение коэффициента полезного действия механизма привода и требуемая мощность на валу двигателя. Определение главных параметров червячного зацепления. Проектный расчет открытой цепной передачи. Вычисление нагрузок в ветвях цепи и на валы звездочек.
  
  курсовая работа [2,4 M], добавлен 04.06.2014
  

• Привод ленточного конвейера

  Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя. Определение вращающих моментов на валах. Проектировочный расчет ременной передачи. Проектирование редуктора. Допускаемые контактные напряжения. Расчет червячной передачи. Выбор и проверка муфты.
  
  курсовая работа [431,0 K], добавлен 11.12.2008
  

• Проектирование привода к мешалке реактора

  Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение скорости вращения валов. Расчет и проектирование червячной передачи. Проверка расчетного контактного напряжения. Коэффициент запаса прочности червячного вала.
  
  курсовая работа [171,1 K], добавлен 06.05.2012
  

• Проект ленточного ковшового конвейера

  Проект горизонтального ленточного конвейера для транспортирования глины с винтовым натяжным устройством. Разработка конструкции привода. Подбор электродвигателя, муфты и редуктора. Расчет открытой цилиндрической передачи и приводного вала конвейера.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 05.05.2016
  

• Расчет привода ленточного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором

  Проектирование 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 08.02.2012
  

• Привод пластинчатого конвейера

  Проектирование привода пластинчатого конвейера, составление его кинематической и принципиальной схемы, выбор подходящего электродвигателя. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням. Расчет ступеней редуктора и цепной передачи.
  
  курсовая работа [779,5 K], добавлен 26.07.2009
  

• Привод общего назначения

  Требуемая мощность электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между отдельными ступенями. Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений. Ориентировочный расчет валов, выбор подшипников.
  
  курсовая работа [343,6 K], добавлен 25.12.2014
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам