Проект привода рабочей машины
Разработка эскизного проекта привода рабочей машины. Определение номинальной мощности и частоты вращения двигателя автомобиля. Кинематический расчет привода машины. Выбор материалов зубчатой передачи. Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 18.11.2014 |
| Размер файла | 640,3 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/
1. Техническое задание
Разработать эскизный проект привода рабочей машины по заданным исходным параметрам.
Исходные данные:
Схема привода
Рис. 1 Схема привода рабочей машины
Выходные кинематические характеристики
|
Параметр |
Тяговая сила ленты |
Скорость ленты |
Допускаемое отклонение скорости ленты |
Диаметр барабана |
Срок службы привода |
|
|
Обозначение |
F |
v |
д |
D |
Lr |
|
|
Ед.измерения |
кН |
м/с |
% |
мм |
год |
|
|
Величина |
2,6 |
1,2 |
5 |
275 |
5 |
2. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода
Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
Крутящий момент на выходном валу
Мощность на выходном валу
Число оборотов выходного вала
Общий к.п.д. привода
где - к.п.д. косозубой цилиндрической зубчатой передачи;
- к.п.д. ременной передачи;
- к.п.д. муфты;
- к.п.д. пары шарикоподшипников редуктора;
Мощность на входном валу привода
Выбор электромотора
Для полученного значения входной мощности выбираем асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором серии 4А нескольких типоразмеров. При одинаковой мощности Pэдв = 4,0 кВт на номинальном режиме электродвигатели имеют разную частоту вращения ротора. Произведем расчет потребного передаточного числа привода для каждого из двигателей.
|
Вариант |
Тип эл.двиг. |
Номинальная мощность, Рэдв, кВт |
Частота вращения, nэдв, об/мин |
||
|
синхронная |
номинальн.режим |
||||
|
1 |
4А132S8У3 |
4,0 |
750 |
740 |
|
|
2 |
4A112MВ6У3 |
4,0 |
1000 |
984 |
|
|
3 |
4А100L4У3 |
4,0 |
1500 |
1475 |
|
|
4 |
4А100S2У3 |
4,0 |
3000 |
2925 |
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Рассчитаем потребное передаточное отношение привода
|
Передаточное отношение |
Варианты |
||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
||
|
Общее расчетное |
8,93 |
11,80 |
17,69 |
35,08 |
Поскольку диаметры шкивов ременной передачи стандартизованы, то существует ряд фиксированных значений передаточных отношений ременной передачи. С учетом необходимости обеспечения нормальных условий работы ременной передачи, из конструктивных соображений принимаем диаметр ведущего шкива в диапазоне D1 = 100…160 мм. Для обеспечения рациональных размеров привода следует ограничить максимальное значение диаметра ведомого шкива. Из стандартного ряда диаметров принимаем, что D2max = 450 мм.
Для различных соотношений диаметров шкивов найдем ряд значений передаточного отношения ременной передачи. Результаты расчетов приведены в Табл.1.2.
|
D1 |
100 |
125 |
140 |
160 |
|
|
D2 |
280 |
280 |
280 |
280 |
|
|
Uрем |
2,80 |
2,24 |
2,00 |
1,75 |
|
|
D1 |
100 |
125 |
140 |
160 |
|
|
D2 |
315 |
315 |
315 |
315 |
|
|
Uрем |
3,15 |
2,52 |
2,25 |
1,97 |
|
|
D1 |
100 |
125 |
140 |
160 |
|
|
D2 |
350 |
350 |
350 |
350 |
|
|
Uрем |
3,50 |
2,80 |
2,50 |
2,19 |
|
|
D1 |
100 |
125 |
140 |
160 |
|
|
D2 |
400 |
400 |
400 |
400 |
|
|
Uрем |
4,00 |
3,20 |
2,86 |
2,50 |
|
|
D1 |
100 |
125 |
140 |
160 |
|
|
D2 |
450 |
450 |
450 |
450 |
|
|
Uрем |
4,50 |
3,60 |
3,21 |
2,81 |
С целью оптимизации размеров ременной передачи ограничимся сочетаниями диаметров шкивов, которые дают передаточное отношение Uрем в пределах 2,5…4,0. Отметим эти значения в таблице 1.2.
Выбираем ряд стандартизованных значений передаточного отношения зубчатой передачи , а именно: 6,0; 5,0; 4,5; 4,0; 3,0.
Для различных сочетаний Uрем и Uзубч определим общее передаточное отношение привода. Результаты расчетов отражены в таблице 1.3.
|
Uрем |
Uзубч |
Uобщ |
Uзубч |
Uобщ |
Uзубч |
Uобщ |
Uзубч |
Uобщ |
Uзубч |
Uобщ |
|
|
2,50 |
6,00 |
15,00 |
5,00 |
12,50 |
4,50 |
11,25 |
4,00 |
10,00 |
3,00 |
7,50 |
|
|
2,52 |
6,00 |
15,12 |
5,00 |
12,60 |
4,50 |
11,34 |
4,00 |
10,08 |
3,00 |
7,56 |
|
|
2,80 |
6,00 |
16,80 |
5,00 |
14,00 |
4,50 |
12,60 |
4,00 |
11,20 |
3,00 |
8,40 |
|
|
2,81 |
6,00 |
16,86 |
5,00 |
14,05 |
4,50 |
12,65 |
4,00 |
11,24 |
3,00 |
8,43 |
|
|
2,86 |
6,00 |
17,16 |
5,00 |
14,30 |
4,50 |
12,87 |
4,00 |
11,44 |
3,00 |
8,58 |
|
|
3,15 |
6,00 |
18,90 |
5,00 |
15,75 |
4,50 |
14,18 |
4,00 |
12,60 |
3,00 |
9,45 |
|
|
3,20 |
6,00 |
19,20 |
5,00 |
16,00 |
4,50 |
14,40 |
4,00 |
12,80 |
3,00 |
9,60 |
|
|
3,21 |
6,00 |
19,26 |
5,00 |
16,05 |
4,50 |
14,45 |
4,00 |
12,84 |
3,00 |
9,63 |
|
|
3,50 |
6,00 |
21,00 |
5,00 |
17,50 |
4,50 |
15,75 |
4,00 |
14,00 |
3,00 |
10,50 |
|
|
3,60 |
6,00 |
21,60 |
5,00 |
18,00 |
4,50 |
16,20 |
4,00 |
14,40 |
3,00 |
10,80 |
|
|
4,00 |
6,00 |
24,00 |
5,00 |
20,00 |
4,50 |
18,00 |
4,00 |
16,00 |
3,00 |
12,00 |
Выберем электродвигатель и передаточные отношения ступеней привода.
Анализ результатов расчетов показывает, что использование электро-двигателя 4А100S2У3 (3000 об/мин) невозможно, поскольку при выбранных ограничениях для Uрем и Uзубч не получается потребного значения передаточного отношения Uобщ.
Использование электродвигателя 4А132S8У3 (750 об/мин) возможно только при небольших передаточных отношениях ступеней, однако указанный двигатель заметно увеличивает вес и габариты привода по сравнению с другими вариантами.
Для электродвигателя 4А100L4У3 (1500 об/мин) имеется сочетание Uрем и Uзубч , которые обеспечивает приемлемое отклонение (?5 %) величины передаточного отношения привода, однако возможны лишь при Uзубч = 5,0.
Для привода рабочей машины выбираем электродвигатель 4A112MВ6У3 (1000 об/мин), поскольку приемлемые значения передаточного отношения и величина отклонений достигаются при меньших размерах редуктора и тех же размерах шкивов по сравнению с электродвигателем 4А100L4У3 (1500 об/мин). Габаритные и весовые характеристики этих двигателей отличаются незначительно. Таким образом, окончательно выбираем
|
Электродвигатель 4А112MB6У3 |
Uрем |
Uзубч |
Uобщ.факт |
?Uобщ % |
|
|
nном=984 об/мин |
2,86 |
4,0 |
11,44 |
3,05 |
Принятое значение Uрем получено при диаметрах ведущего и ведомого шкивов 140 мм и 400 мм соответственно.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Определим частоту вращения каждого из валов привода
Угловая скорость валов привода
Определим мощность на каждом из валов привода
Крутящий момент на валах привода
Табличный ответ
|
Передача |
Параметр |
Передаточное отношение |
К.п.д. |
Вал |
Примечания |
||
|
входной |
выходной |
||||||
|
Двигатель |
Расчетная мощность, кВт |
4,00 |
|||||
|
Угловая скорость, с-1 |
102,99 |
||||||
|
Частота вращения, об/мин |
984 |
||||||
|
Вращающий момент, Нм |
38,84 |
||||||
|
Ременная |
Расчетная мощность, кВт |
2,86 |
0,97 |
4,00 |
3,88 |
||
|
Угловая скорость, с-1 |
102,99 |
36,01 |
|||||
|
Частота вращения, об/мин |
984 |
344,06 |
|||||
|
Вращающий момент, Нм |
38,84 |
107,75 |
|||||
|
Редуктор |
Расчетная мощность, кВт |
4,0 |
0,97 |
3,88 |
3,764 |
С учетом к.п.д. пары подшипников |
|
|
Угловая скорость, с-1 |
36,01 |
9,00 |
|||||
|
Частота вращения, об/мин |
344,06 |
86,01 |
|||||
|
Вращающий момент, Нм |
107,75 |
420,44 |
|||||
|
Рабочая машина |
Расчетная мощность, кВт |
11,44 |
3,689 |
С учетом к.п.д. муфты |
|||
|
Угловая скорость, с-1 |
9,00 |
||||||
|
Частота вращения, об/мин |
86,01 |
||||||
|
Вращающий момент, Нм |
409,89 |
Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допустимых напряжений
Выбор твердости, термообработки , материала зубчатой передачи.
Для проектируемой зубчатой передачи в соответствии с рекомендациями, указанными в Таблице 3.1. «Методических указаний», выбираем сталь марки 40Х, поскольку передаваемая мощность составляет 4,0 кВт. Способ термообработки -«улучшение».
Для выбранного материала и способа обработки допустимые напряжения определяются по формулам
Полагаем, что размеры заготовок не будут превышать предельных значений, указанных в Таблице 3.2. «Методических указаний», а именно
Тогда
Определение допускаемых контактных напряжений
Определим коэффициент долговечности KHL по формуле
где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу
выносливости для выбранного материала;
N - число циклов перемены напряжений, соответствующее назначенному ресурсу привода.
Число циклов за ресурс определяем по формуле
где щ - угловая скорость соответствующего вала , с-1;
LH - ресурс привода, час
Тогда для шестерни
для зубчатого колеса
Поскольку N1 и N2 больше NН0 , то для обеих деталей принимаем коэффициент долговечности равным 1,0.
Определяем величину контактных напряжений с учетом коэффициента долговечности для шестерни
для рабочего колеса
Расчет цилиндрической зубчатой передачи будем проводить по меньшему из значений, т.е. = 490,0 МПа
Определение допускаемых напряжений на изгиб.
Определим коэффициент долговечности KFL по формуле
где NFO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для выбранного материала;
N - число циклов перемены напряжений, соответствующее назначенному ресурсу привода.
Для деталей из материалов с HB = 250
Для шестерни
для зубчатого колеса
Поскольку N1 и N2 больше NF0 , то для обеих деталей принимаем коэффициент долговечности равным 1,0.
Определяем величину напряжений изгиба с учетом коэффициента долговечности.
Для шестерни
Для зубчатого колеса
Табличный ответ
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
||||
|
Sпред |
МПа |
||||||
|
Шестерня |
40Х |
200 |
У |
262 |
538,6 |
270,0 |
|
|
Колесо |
40Х |
125 |
У |
235 |
490,0 |
242,0 |
Расчет закрытой зубчатой передачи
Проектный расчет косозубой зубчатой передачи
Межосевое расстояние
Ближайшее стандартное значение aw = 160 мм. Эту величину и принимаем для дальнейших расчетов.
Диаметр делительной окружности зубчатого колеса
Ширина венца зубчатого колеса
Модуль зубчатого зацепления
Принимаем мм
Угол наклона зубьев
Общее количество зубьев
Принимаем
Количество зубьев шестерни
Количество зубьев колеса
Уточняем величину межосевого расстояния
Определим основные геометрические размеры зубчатой передачи. Расчеты представим в табличной форме.
|
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
||||
|
Диаметр окружности |
делительной |
69,32 |
277,29 |
|||
|
вершины зубьев |
77,32 |
285,29 |
||||
|
впадин зубьев |
59,72 |
267,69 |
||||
|
Ширина венца |
74,0 |
70,0 |
Проверочный расчет зубчатой передачи
Проверяем величину межосевого расстояния
Проверяем пригодность заготовок деталей
Из проверочных вычислений следует, что размеры заготовок не превышают предельно допустимых значений.
Проверяем величину контактных напряжений
Для проектируемой косозубой цилиндрической передачи
Окружная скорость колеса
Окружная скорость v=1,25 м/с, точность передачи 9. Тогда
Отсюда
Расчет показывает, что имеет место недогруз передачи. Уменьшим ширину колеса b2 до 50 мм и произведем перерасчет уН
Условие, что недогруз передачи не должен превышать 10%, соблюден.
Проверяем величину напряжений изгиба
Для проектируемой косозубой цилиндрической передачи
Отсюда
Расчеты показывают, что напряжения изгиба заметно меньше предельно допустимых, а значит условия прочности на изгиб соблюдены.
Табличный ответ
|
Проектный расчет |
|||||
|
Параметр |
Значение |
||||
|
Межосевое расстояние, |
173,5 |
||||
|
Модуль зацепления, m |
3,0 |
||||
|
Вид зубьев |
косые |
||||
|
Угол наклона, в |
13,551 |
||||
|
Число зубьев |
шестерни, Z1 |
21 |
|||
|
колеса, Z2 |
84 |
||||
|
Диаметр делительной окружности |
шестерни, de1 |
69,32 |
|||
|
колеса, de2 |
277,69 |
||||
|
Диаметр окружности вершины зубьев |
шестерни, da1 |
77,32 |
|||
|
колеса, da2 |
285,29 |
||||
|
Диаметр окружности впадин зубьев |
шестерни, df1 |
59,72 |
|||
|
колеса, df2 |
267,69 |
||||
|
Ширина зубчатого венца |
шестерни, b1 |
54,00 |
|||
|
колеса, b2 |
52,00 |
||||
|
Проверочный расчет |
|||||
|
Допускаемые |
Расчетные |
Недогруз |
|||
|
Контактные напряжения, уН |
490,0 |
442,01 |
9,76% |
||
|
Напряжения изгиба |
уF1 |
270,0 |
112,22 |
41,67% |
|
|
уF2 |
242,0 |
124,06 |
51,22% |
Расчет открытой плоскоременной передачи
Проектный расчет
В расчетах при распределении передаточного отношения было определено, что диаметры ведущего и ведомого шкивов соответственно равны
D1 = 140 мм; D2 = 400 мм.
Приближенное значение межосевого расстояния
Расчетная длина ремня l (мм)
Округляем полученное значение l до стандартного
Уточняем величину межосевого расстояния
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива
Угол обхвата соответствует нормативному значению.
Скорость ремня
Скорость ремня не превышает предельно допустимую.
Частота пробегов ремня
Частота пробегов ремня не превышает предельно допустимое значение.
Окружная сила, передаваемая ремнем
Допускаемая удельная окружная сила для толщины д = 2,8 мм
Для проектируемой плоскоременной передачи принимаем
По Табл.8.9. [4, с.149] определяем допустимое полезное напряжение
Поправочные коэффициенты из Таблицы 5.2. «Методических указаний», учитывающие:
- режим работы СР = 0,9;
- угол обхвата ремнем ведущего шкива Сб = 0,91;
- диаметр ведущего шкива - СD= 0,98
- скорость ремня Сv = 1,035;
- угол наклона линии центров шкивов к горизонту Си =1,0;
- неравномерность распределения нагрузки в сечении ремня - Сг = 0,98
Расчетное полезное напряжение
Толщина ремня по ГОСТ 23831-79
Ширина ремня
Округляем до стандартного размера
Площадь поперечного сечения ремня
Сила предварительного натяжения
Для плоских ремней рекомендованная величина у0=1,8 Н/мм2.
Тогда
Сила натяжения ведущей F1 ведомой F2 ветвей ремня
Сила давления ремня на вал
Проверочный расчет
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
привод двигатель кинематический зубчатый
Для проектируемой ременной передачи
- напряжение от растяжения ремня
- напряжение изгиба
- напряжение от центробежных сил
Максимальное напряжение в сечении ведущей ветви
Выбор ремня и геометрических параметров ременной передачи выполнен правильно.
Табличный ответ.
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Тип ремня |
плоский |
Частота пробегов ремня, U |
0,347 |
|
|
Межосевое расстояние, а (мм) |
816 |
Диаметр ведущего шкива, D1 (мм) |
140 |
|
|
Толщина ремня, д (мм) |
4,5 |
Диаметр ведомого шкива, D2 (мм) |
400 |
|
|
Ширина ремня, b (мм) |
71,0 |
Максимальное напряжение, уmax (Н/мм2) |
6,022 |
|
|
Длина ремня, l (мм) |
2500 |
Начальное натяжение ремня, F0 (H) |
575 |
|
|
Угол обхвата ведущего шкива, б1 (град) |
162 |
Сила давления ремня на вал, Fорт (H) |
601 |
Проектирование валов передачи и подбор подшипников
Определение минимального диаметра сечения валов по передаваемому крутящему моменту
Диаметр вала электродвигателя определяем по справочнику и расчет для него не выполняем.
Ведущий вал редуктора изготовлен из стали марки 40Х
Принимаем диаметр входного вала равным 32,0 мм.
Определяем конструктивные размеры ведущего вала редуктора
Максимальный диаметр вала - диаметр вершин зубьев шестерни 77,32 мм, диаметр впадин - 59,72 мм, поэтому необходим технологический уступ для нарезания зубьев шестерни. Принимаем диаметр уступа 55 мм. Диаметр вала на участках для установки подшипников принимаем равным 40 мм. Это обеспечивает стандартную высоту бурта для продольной фиксации подшипника. Для установки ведомого шкива ременной передачи служит хвостовик вала диаметром 35 мм. Все диаметры больше минимально допустимого, поэтому прочность вала по крутящему моменту обеспечивается.
Длины участков взяты приблизительно и будут уточнены после определения размеров шкивов, зубчатого колеса и корпусных деталей редуктора.
Эскиз ведущего вала редуктора приведен на Рис.2.
Определяем конструктивные размеры ведомого вала редуктора
Ведомый вал редуктора изготовлен из стали марки 40Х
Диаметр хвостовика под соединительную фланцевую муфту принимаем равным 50 мм. Диаметр посадочного места для зубчатого колеса принимаем равным 50 мм, а для подшипников - 55 мм. Длины участков взяты приблизительно и будут уточнены после определения размеров шкивов, зубчатого колеса и корпусных деталей редуктора.
Эскиз ведущего вала редуктора приведен на Рис.3.
Рис. 2 Эскиз вала-шестерни
Рис. 3 Эскиз ведомого вала
Подшипник для опоры ведущего вала
В качестве опор для ведущего вала редуктора предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник с внутренним диаметром 40 мм легкой серии (тип 208).
По справочнику [4, с.335] находим динамическую грузоподъемность подшипника
Поскольку подшипник испытывает кроме радиальной нагрузки и осевую, то приведенная нагрузка Р для расчета долговечности подшипника равна
где
Номинальная долговечность подшипника
Долговечность подшипника в часах
Подшипник для опоры ведомого вала
В качестве опор для ведомого вала редуктора предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник с внутренним диаметром 55 мм легкой серии (тип 211).
По справочнику [4, с.335] находим динамическую грузоподъемность подшипника
C учетом наличия осевой нагрузки, приведенная нагрузка Р для расчета долговечности подшипника равна
где
Тогда
Номинальная долговечность подшипника
Долговечность подшипника в часах
Подшипники многократно удовлетворяют условия долговечности. Это объясняется тем, что первоначально диаметр вала и соответственно подшипник подбираются по крутящему моменту на валу, а не по усилию давления на вал.
Конструктивные элементы деталей передачи
Зубчатая передача
|
Шестерня |
Колесо |
|||
|
Диаметр вала |
42,0 |
60,0 |
||
|
Диаметр ступицы |
105,0 |
|||
|
Длина ступицы |
70,0 |
|||
|
Диаметр обода |
258,0 |
|||
|
Ширина обода |
56,0 |
52,0 |
||
|
Толщина диска |
8,0 |
|||
|
Диаметр отверстий в диске |
48,0 |
Ременная передача
|
Ведущий шкив |
Ведомый шкив |
|||
|
Диаметр вала |
32,0 |
35,0 |
||
|
Диаметр ступицы |
58,0 |
65,0 |
||
|
Длина ступицы |
75,0 |
75,0 |
||
|
Толщина обода |
3,0 |
5,0 |
||
|
Ширина обода |
75,0 |
75,0 |
||
|
Толщина диска |
4,0 |
4 спицы |
||
|
Диаметр отверстий в диске |
20,0 |
Конструктивные размеры деталей уточняются в процессе предварительной компоновки и окончательного проектирования привода.
Расчет соединений колес и шкивов с валами привода
Зубчатые колеса редуктора и шкивы ременной передачи соединены с соответствующими валами с помощью шпоночных соединений, размеры которых выбираются согласно силовому расчету.
Шкивы ременной передачи
Ведущий шкив ременной передачи установлен непосредственно на вал электродвигателя, аналогично ведомый шкив установлен на входном валу редуктора. Шпонки соединения работают на срез и смятие.
Поперечные сечения шпонок стандартизованы, в соответствии с диаметром вала выбирается одно из стандартных сечений, а расчетом определяется длина шпонки.
Для соединения шкивов ременной передачи с валами выбираем призматическую шпонку с сечением
Для ведущего шкива
Рабочая длина из условий работы на смятие
Принимаем из ряда стандартных длин
Рабочая длина из условий работы на срез
Окончательно принимаем шпонку с размерами
Для ведомого шкива
Рабочая длина из условий работы на смятие
Принимаем из ряда стандартных длин
Рабочая длина из условий работы на срез
Окончательно принимаем шпонку с размерами
Соединение зубчатого колеса с выходным валом редуктора
Для соединения зубчатого колеса с валом выбираем призматическую шпонку с сечением
Рабочая длина из условий работы на смятие
Принимаем из ряда стандартных длин
Рабочая длина из условий работы на срез
Окончательно принимаем шпонку с размерами
Смазка деталей привода
Смазка деталей привода включает в себя смазку зубчатых колес и подшипников редуктора.
Смазка зубчатых колес осуществляется жидким маслом, заполняющим нижнюю часть внутренней полости редуктора, так называемая «масляная ванна». Глубина погружения зубьев колеса должна составлять не менее 10 мм.
Заправка масла осуществляется через специальное отверстие в корпусе редуктора. Как правило, на редукторах для приводов малой и средней мощности пробка заливного отверстия совмещена с масломерным щупом, с помощью которого контролируется уровень масла.
Для смазки зубчатых передач используются индустриальные редукторные масла типа ИРП с различным уровнем вязкости. Для проектируемого редуктора выбираем смазку типа ИРП-75.
Смазка подшипников редуктора осуществляется консистентными смазка-ми типа ЦИАТИМ - 201 ГОСТ 6267-74. Смазка набивается в полость подшипника при сборке или обслуживании. Через определенное количество часов эксплуатации старая смазка (ее остатки) удаляется и набивается новая.
Список использованной литературы
1. Асинхронные двигатели серии 4А: Справочник /А.Э.Кравчик, М.М.Шлаф, В.И.Афонин, Е.А.Соболенская - М.: Энергоиздат, 1982. - 504 с.
2. Цехнович Л.И.,Петриченко И.П.,: Атлас конструкций редукторов. Учебное пособие.- К: Выща школа. 1990.- 151 с.
3. Я.М.Павлов., Детали машин., М: Машиностроение. 1968.- 448 с.
4. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие/ С.Н.Ничипорчик, М.И.Корженцевский, В.Ф.Калачев и др.. Мн.: Выш.школа, 1981 - 432 с.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Определение мощности привода и геометрических размеров дробилки. Расчет оптимальной частоты вращения эксцентрикового вала. Определение технической производительности бетономешалки. Расчет массы материалов на один замес. Вычисление мощности привода.
контрольная работа [1,7 M], добавлен 05.06.2016Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой червячной и открытой косозубой зубчатой передач. Разработка эскизного проекта. Проверочный расчет валов, подшипников и шпонок.
курсовая работа [276,8 K], добавлен 15.11.2010Расчет привода технологической машины. Проверка изгибной прочности зубьев. Размер элементов корпуса редуктора. Расчет вала на прочность. Смазка зубчатых передач и подшипников. Технология сборки редуктора, проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 23.01.2022Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Вычисление закрытой цилиндрической передачи. Определение основных параметров зубчатого колеса и шпоночного соединения. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для подшипников.
курсовая работа [566,6 K], добавлен 04.08.2021Кинематическая схема и расчет привода. Выбор оптимального типа двигателя. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Конструктивная компоновка привода.
курсовая работа [379,5 K], добавлен 04.04.2009Расчет основных параметров катка. Необходимая для передвижения катка мощность. Расчет клиноременной передачи и прочности. Выбор гидромотора привода вибратора и амортизаторов. Проверка вала по нормальным и по максимальным касательным напряжениям.
курсовая работа [75,2 K], добавлен 22.11.2013Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.
курсовая работа [753,8 K], добавлен 15.01.2014Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 15.10.2012Состав, устройство и работа привода цепного конвейера. Расчет частоты вращения вала электродвигателя, допускаемых напряжений для зубчатых колес редуктора. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи. Определение долговечности подшипников качения.
курсовая работа [940,5 K], добавлен 01.05.2014Кинематический расчет привода. Определение вращающих моментов вращения валов. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе. Расчет валов и подшипников. Подбор посадок с натягом.
курсовая работа [4,3 M], добавлен 09.03.2009Двигатель внутреннего сгорания. Простейшая принципиальная схема привода автомобиля. Кинематический и динамический анализ кривошипно-шатунного механизма. Силовой расчет трансмиссии автомобиля. Прочностной расчет поршня и поршневого пальца двигателя.
курсовая работа [31,6 K], добавлен 06.06.2010Расчет гидродинамических сил, определение размеров руля, момента на баллере руля. Расчет рулевого привода, мощности насоса гидравлической рулевой машины с плунжерным рулевым приводом. Зависимости крутящего момента, мощности и давлении масла от угла руля.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 25.04.2014Разработка блок-схемы гидравлического привода с системой управления и привода рабочего передвижения. Разработка алгоритма комплексной диагностики привода подъемно-рихтовочного устройства с крюковыми захватами и технологической карты диагностирования.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 29.01.2013Основные недостатки в процессе эксплуатации машины ПОМ-4: перегрев и частота вращения двигателя рабочего органа, нагрев мультипликатора. Кинематический расчет мультипликатора, валов, посадок и передачи. Проектирование муфты и рамы вентиляторов охлаждения.
дипломная работа [3,3 M], добавлен 17.04.2011Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.
курсовая работа [155,4 K], добавлен 23.10.2011Расчет внешней скоростной характеристики двигателя автомобиля. Определение скорости движения, времени и пути разгона машины. Расчет динамического фактора автомобиля. Определение крутящего момента двигателя и минимальной частоты вращения коленчатого вала.
курсовая работа [155,5 K], добавлен 23.06.2009Силовой и кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой с цилиндрическими косозубыми колёсами и открытой ременной передач. Выбор смазочных материалов для передач и подшипников. Обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 14.04.2012Выбор электродвигателя механического привода и проведение расчетно-конструкционной работы. Технические данные асинхронных двигателей. Значение коэффициентов для расчета ременной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес.
курсовая работа [133,9 K], добавлен 12.03.2009Определение мощности и выбор типа двигателя, построение скоростных характеристик. Анализ тяговых свойств машины, выбор основных узлов: сцепление, коробка передач, мост. Определение нагрузок на оси и колеса машины, продольная и поперечная устойчивость.
курсовая работа [8,3 M], добавлен 14.12.2011Назначение и принцип работы бульдозера. Практический расчет основных параметров отвала (ширины, высоты, углов зарезания и захвата), силы тяги, мощности привода базовой машины, производительности при резании и перемещении грунта, прочности оборудования.
курсовая работа [9,6 M], добавлен 18.01.2010
