Одноступенчатый цилиндрический редуктор
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора с закрытой цилиндрической косозубой передачей. КПД привода, его кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя, расчет валов и шпонок, подбор подшипников. Смазка зацеплений и подшипников.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 15.12.2011 |
| Размер файла | 290,3 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/
Федеральное агентство по образованию РФ
Удмуртский Государственный Университет
Нефтяной Факультет
Расчётно-пояснительная записка
к курсовому проекту по дисциплине
"Детали машин и основы конструирования"
Выполнил: студент группы 43-31
Курбанов Э.В.
Проверил: Иванова Т.Н.
Ижевск 2009 г.
Содержание
- Задание на проектирование
- Расчёт и конструирование
- 1. КПД и мощность привода
- 2. Выбор электродвигателя
- 3. Кинематический расчет привода
- 4. Силовой расчет привода
- 5. Расчёт клиноремённой передачи
- 6. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи
- 7. Ориентировочный расчет валов
- 8. Предварительный подбор подшипников
- 9. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- 10. Определим размеры элементов корпуса редуктора
- 11. Проверочный расчет валов
- 12. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
- 13. Расчёт шпонок
- 14. Проверочный расчёт валов на выносливость по опасным сечениям
- 15. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
- 16. Смазка зацеплений и подшипников
- Список литературы
Задание на проектирование
Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор с закрытой цилиндрической косозубой передачей. Тяговая сила ленты ; скорость тяговой ленты барабана ; диаметр барабана ; допускаемое отклонение скорости ленты д = 4 (%); срок службы привода L = 4 (лет)
Общий вид устройства приведён на рис.1.
Расчёт и конструирование
1. КПД и мощность привода
Определение общего КПД привода
, где
з1 - КПД зубчатой (цилиндрической) передачи,
з2 - КПД учитывающий потери парой подшипников качения
з3 - КПД ременной передачи,
з4 - КПД учитывающий потери в опорах приводного барабана.
По справочной таблице определяем з1=0,98, з2=0,99, з3=0,95 з4=0,99
Определение требуемой мощности электродвигателя
, где
Рэ. д - необходимая мощность электродвигателя, кВт
Рвых - мощность привода, кВт
, где
=2,5 - тяговая сила ленты, кН (по заданию)
н = 1,2 - скорость тяговой ленты, м/c (по заданию)
Угловая скорость барабана
Частота вращения барабана
2. Выбор электродвигателя
По мощности кВт согласно ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель марки: 4А112МА6УЗ с синхронной частотой вращения об/мин, скольжение; кратность моментов .
Номинальная частота вращения вала об/мин.
Угловая скорость вращения вала электродвигателя
с-1
3. Кинематический расчет привода
Общее передаточное отношение составляет:
.
Разбиваем его по ступеням:
- для клиноремённой передачи,
- для закрытой цилиндрической косозубой передачи.
Определим частоту вращения на каждом валу:
Частота вращения на ведущем валу А (вал электродвигателя) составляет об/мин;
на ведущем валу зубчатой передачи (вал В) об/мин;
на ведомом валу зубчатой передачи (вал С, вал барабана) об/мин.
Определим угловые скорости вращения на каждом валу:
4. Силовой расчет привода
Определим крутящие моменты на валах
Мощность на валах:
кВт
Вт
Вт
Построим матрицу увязывающую:
|
Вал |
P, кВт |
Т, Н*м |
w, c-1 |
n, об/мин |
u |
|
|
I |
3 |
30 |
99.75 |
953 |
2.1 |
|
|
II |
2,82 |
59,3 |
47,5 |
453,8 |
4 |
|
|
III |
2,76 |
230 |
12 |
115 |
8,3 |
5. Расчёт клиноремённой передачи
крутящий момент на входном валу T1=30 Н*м;
крутящий момент на выходном валу T2=59,3 Н*м;
мощность передаваемая плоскоремённой передачей кВт
передаточное отношение
5.1 Принимаем сечение ремня типа Б, согласно данным об/мин; кВт.
5.2 Крутящий момент на входном валу T1=30 Н*м;
5.3 Диаметр ведущего шкива
мм
одноступенчатый цилиндрический редуктор подшипник
По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73, с учетом того что диаметр шкива для ремня сечения Б не может быть меньше 125 мм.:
Принимаем мм
5.4 Диаметр ведомого шкива
мм
Принимаем мм
5.5 Уточняем передаточное отношение:
Отклонение
5.6 Межосевое расстояние принимаем в интервале:
- высота сечения ремня по справочной таблице =10,5
мм,
мм.
Принимаем предварительно мм.
5.7 Расчетная длина ремня
мм
Ближайшее большее значение по ГОСТ 1284.1-80 принимаем L=1400 мм.
5.8 Уточняем значение межосевого расстояния с учетом стандартной длиной ремня L:
мм,
мм
Для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,01 L=14 мм. Для компенсации вытяжки ремней и облегчения надевания ремня необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025 L=25 мм.
5.9 Угол обхвата малого шкива
5.10. Необходимое количество ремней находим по формуле:
- коэффициент режима работы, для ленточного конвейера при односменной работе равен 1;
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, для ремня сечения Б при длине L=1400 мм равен 0,9;
- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, при равен 0,95;
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент равным 0,95;
- мощность передаваемая одним клиновым ремнем, кВт: для ремня сечения Б при длине L=1400 мм, работе на шкиве d1=140 мм и u=4 мощность = 2,33 кВт;
Принимаем z=2.
5.11. Натяжение ветвей клинового ремня по формуле:
,
где скорость ;
- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремней сечения Б =0,18;
5.12. Давление на валы
5.13. Шкивы выполняют согласно ГОСТ 20889-80.
При скорости ремня шкивы выполняем литым из чугуна СЧ-15. Литые уклоны , литые радиусы 4 5 мм.
5.13.1 Малый шкив d1=140 мм выполняем с диском, ширина обода мм,
где e - расстояние между канавками,
f - расстояние от края обода до первой канавки.
Диаметр вала под шкив (вал электродвигателя) мм, тогда
ширина ступицы мм, диаметр ступицы мм.
Шероховатость рабочей поверхности .
5.13.2 Большой шкив d2=500 мм с диском, ширина обода мм,
Шероховатость рабочей поверхности .
Диаметр вала под шкив мм, тогда
ширина ступицы мм, диаметр ступицы мм.
6. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи
крутящий момент на входном валу T2=59,3 Н*м;
крутящий момент на выходном валу T3=230 Н*м;
мощность передаваемая плоскоремённой передачей кВт
передаточное отношение
6.1 Проектировочный расчет выполняем по контактным напряжениям по избежание усталостного выкрашивания рабочей поверхности зубьев.
Выбираем сталь для шестерни и колеса
шестерня: сталь 45 термическая обработка - улучшение НВ = 210
колесо: сталь 45 термическая обработка - нормализация НВ = 180
6.1.2 Допускаемые контактные напряжения.
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов; - коэффициент долговечности,=1; - коэффициент безопасности, для сталей 1,2.
МПа
МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
МПа - для шестерни;
МПа - для колеса;
МПа
принимаем =344 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение
МПа выполнено.
6.1.3 Определение межосевого расстояния.
u=4 - передаточное отношение
= 43 - для косозубых передач;
- коэффициент учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца; со стороны клиноременной передачи действует изгибающая сила, вызывающая дополнительную деформацию;
- коэффициент ширины зубчатого венца.
мм.
примем из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66 мм.
6.1.4 Определяем модуль
мм.
Выравниваем по ГОСТ 9563-60 мм.
6.1.5 Определение суммарного числа зубьев
Приняв предварительно угол наклона зубьев
6.1.6Определяем число зубьев шестерни и колеса
6.1.7 Уточняем значение угла наклона зубьев
6.1.8 Определение диаметров шестерни и колеса.
делительные диаметры колес
мм, мм.
Проверка межосевого расстояния
проверка выполнена.
диаметры вершин зубьев
мм, мм
диаметры впадин
мм
мм
ширина колеса мм, принимаем =64
ширина шестерни мм; принимаем
70
6.1.9 Определение окружной скорости.
При такой скорости для косозубой передачи назначаем 8 степень точности.
6.1.10 Проверка по контактным напряжениям.
Коэффициент нагрузки
- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- учитывает неравномерность распределение нагрузки по ширине венца.
- динамический коэффициент;
Проверка контактных напряжений
МПа=344 МПа.
Условие выполнено.
6.1.9 Силы, действующие в зацеплении:
окружная Н
радиальная Н
осевая Н
6.2 Проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев.
По ГОСТ 21354-75 формула для проверочного расчета:
, где
- коэффициент нагрузки (учитывает неравномерность загрузки по длине зуба), при и твердости НВ 350 равен 1.23.
- динамический коэффициент; по таблице равен 1,1.
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
у шестерни , тогда
у колеса , тогда
- введен для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес.
- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для средних коэффициентов торцевого перекрытия и 8-ой степени точности .
6.2.1 Допускаемые напряжения:
.
- коэффициент безопасности.
=1,75 - учитывает не стабильность свойств материала зубчатых колес (выбираем из таблиц);
- учитывает способ получения заготовок зубчатых колес; =1 для поковок и штамповок; =1,3 для литых заготовок.
МПа - предел выносливости материала шестерни.
МПа - предел выносливости материала колеса.
МПа принимаем =216 МПа
МПа принимаем =185МПа
Находим отношение :
для шестерни
для колеса
Расчет ведем для колеса, так как 51,4<56,1.
6.2.2 Рабочие напряжения изгиба
,
МПа<=185МПа
Условие прочности выполнено.
7. Ориентировочный расчет валов
крутящий момент на ведущем валу T2=59,3 Н*м;
крутящий момент на ведомом валу T3=230 Н*м;
7.1 Ведущий вал.
Определим диаметр выходного конца вала из условия прочности по кручению:
мм
=20 МПа для Ст 45.
Получив расчётное значение диаметра вала, сопоставим его с рядом стандартных диаметров, принимаем мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом =38
7.2 Ведомый вал.
мм
Принимаем мм
Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом =60
8. Предварительный подбор подшипников
По определенным диаметрам подбираем шарикоподшипники радиальные однорядные, по стандартным таблицам в соответствии с ГОСТ 8338-75:
Ведущий вал: шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии 306 (30мм,72мм,19мм,2 мм,28,1кН,14,6кН).
Ведомый вал: шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 210 (50мм,90мм,20мм,2 мм,35,1 кН,19кН).
9. Конструктивные размеры шестерни и колеса
9.1 Шестерня кованная (без диска).
делительный диаметр
мм
диаметр вершин зубьев
мм
диаметр впадин
мм
диаметр вала
мм
ширина шестерни
=69 мм,
9.2 Колесо литое (с диском).
делительный диаметр
мм
диаметр вершин зубьев
мм
диаметр впадин
мм
диаметр вала
мм
ширина колеса
=64 мм,
диаметр ступицы
мм, принимаем =100мм
длина ступицы
мм, принимаем =64
толщина обода
мм
толщина диска
мм, принимаем с=20 мм
диаметр окружности центров отверстий
мм
мм
диаметр отверстий
мм
10. Определим размеры элементов корпуса редуктора
Материал корпуса СЧ15
10.1. Толщина стенки корпуса и крышки: мм, принимаем =8мм, мм, принимаем =8 мм
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса мм
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса мм
Толщина нижнего пояса корпуса мм, принимаем =20
Толщина рёбер основания корпуса мм
Толщина рёбер крышки мм
Диаметр фундаментных болтов мм, принимаем М18. Диаметр болтов у подшипников мм, принимаем М14. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой мм, принимаем М10.
Назначим отдушину в крышке корпуса, для связи внутренней полости редуктора с атмосферой, а нижней части корпуса сделаем отверстие под пробку с цилиндрической резьбой М16X1,5 и маслоуказатель.
11. Проверочный расчет валов
11.1Ведущий вал.
1853Н, 691 Н, 408 Н, сила действующая со стороны клиноременной передачи 715Н, составляющие этой силы запишутся Н, ; мм, 71,5мм.
Определение реакций опор:
в плоскости xz
Н
Выполняем проверку
в плоскости yz
Выполняем проверку
Суммарные реакции
Н
Н
Определим изгибающие моменты приложенных сил по осям
изгибающий момент действующие вдоль оси y
Н·м
изгибающие моменты относительно оси х:
Н·м
Н·м
Изгибающий момент от ремня:
Н·м
Суммарный изгибающий момент
Н·м
Н·м
11.2 Ведомый вал.
1853Н, 691 Н, 408 Н; 58,5мм.
Определение реакций опор:
в плоскости xz
Н
в плоскости yz
Н
Выполняем проверку
Суммарные реакции
Н
Н
Определим изгибающие моменты приложенных сил по осям
изгибающий момент действующие вдоль оси y
Н·м
изгибающие моменты относительно оси х:
Н·м
Н·м
Суммарный изгибающий момент
Н·м
12. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
12.1 Ведущий вал: шарикоподшипники радиальные однорядные средней серии 306 (30мм,мм,19мм,,28,1кН,14,6кН).
12.1.1 Расчетная нагрузка на подшипник.
Отношение; по этой величине е=0,22.
Отношение ; поэтому Х=0,56,Y=1.99.
- эквивалентная нагрузка,
где FR-радиальная нагрузка, FR =PR=1172.3 Н
V-коэффициент вращения; V=1 - вращается внутреннее кольцо.
Kд - коэффициент безопасности; Kд=1,2.
KT - температурный коэффициент; KТ=1.
Н
=2000 млн. обр. - необходимый ресурс работы подшипника.
кН
кН
12.1 Ведомый вал: шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 210 (50мм,90мм,20мм,2 мм,35,1 кН,19кН).
Расчетная нагрузка на подшипник.
Отношение; по этой величине е=0,34.
Отношение ; поэтому Х=1,Y=0.
- эквивалентная нагрузка,
где
FR-радиальная нагрузка, FR =PR=1172.3 Н
V-коэффициент вращения; V=1 - вращается внутреннее кольцо.
Kд - коэффициент безопасности; Kд=1,2.
KT - температурный коэффициент; KТ=1.
Н
=2000 млн. обр. - необходимый ресурс работы подшипника.
кН
кН
13. Расчёт шпонок
Назначим на все валы призматические шпонки из стали Ст 45 нормализованная ( МПа).
13.1.1 Шпонка на выходном конце ведущего вала под шкивом клиноременной передачи.
Согласно ГОСТ 23360-78 подбираем шпонку:
диаметр вала мм;
сечение ;
глубина паза вала мм, втулки мм;
фаска ;
длина шпонки l= 45 мм.
13.1.2 Расчет шпонки на срез и смятие.
- условие прочности на смятие;
- условие прочности на срез.
T - крутящий момент на валу, Н·м.
=100120 МПа для шпонок из стали.
=0,6=6072 МПа
МПа
МПа
Условие прочности выполнено.
13.2.1 Шпонка на ведущем валу под шестерней зубчатой передачи.
Согласно ГОСТ 23360-78 подбираем шпонку:
диаметр вала 38мм;
сечение ;
глубина паза вала мм, втулки 3,3мм;
фаска ;
длина шпонки l= 63 мм.
13.2.2 Расчет шпонки на срез и смятие.
- условие прочности на смятие;
- условие прочности на срез.
T - крутящий момент на валу, Н·м.
=100120 МПа для шпонок из стали.
=0,6=6072 МПа
МПа
МПа
Условие прочности выполнено.
13.3.1 Шпонка на ведомом валу под колесом зубчатой передачи.
Согласно ГОСТ 23360-78 подбираем шпонку:
диаметр вала мм;
сечение ;
глубина паза вала мм, втулки мм;
фаска ;
длина шпонки l= 56 мм.
13.3.2 Расчет шпонок на срез и смятие.
- условие прочности на смятие;
- условие прочности на срез.
T - крутящий момент на валу, Н·м.
=100120 МПа для шпонок из стали.
=0,6=6072 МПа
МПа
МПа
Условие прочности выполнено.
14. Проверочный расчёт валов на выносливость по опасным сечениям
- условие прочности в опасных сечениях вала по запасу прочности s.
14.1Ведущий вал, Ст 45 - нормализация (рис.2).
МПа-предел прочности.
-пределы выносливости.
14.1.1 Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через клиноременную передачу рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
- коэффициент запаса по касательным напряжениям,
- коэффициент запаса по нормальным напряжениям,
где: и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (табличные величины),
и - масштабные факторы (табличные величины),
и - средние напряжения цикла нормальных и касательных напряжений,
и - коэффициент поправочный на материал (табличные величины),
и - амплитуда цикла нормальных и касательных напряжений.
=, =мм3
момент сопротивления сечения кручению.
= МПа
=1,68; =0,1; =0,77
Н·м - изгибающий момент в сечении А-А.
=мм3 - момент сопротивления сечения изгибу.
МПа; =0
=1,59; =0,88; =0
Коэффициент запаса прочности
14.1.2 Сечение Б-Б. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. (38мм; ; 5,0мм, 3,3мм; l= 63 мм.)
=1,59; =1,49; =0,825; =0,715
=59,3 Н·м
Н·м
=мм3
=мм3
= МПа
МПа; =0
14.2 Ведомый вал, Ст 45 - нормализация (рис.3).
МПа-предел прочности.
-пределы выносливости.
14.2.1 Сечение А-А. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки (60мм; ; мм, мм; l= 56 мм.).
=1,59; =1,49; =0,825; =0,715
=230 Н·м
=мм3
=мм3
= МПа
Н·м
МПа; =0
Диаметр ведомого вала был увеличен по сравнению с расчетным, поэтому проверять сечения Б-Б и В-В нет необходимости.
Сводим результаты в таблицу:
|
А-А |
Б-Б. |
А-А |
|
|
6,22 |
3,98 |
17,87 |
15. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
Посадка зубчатого колеса на валпо ГОСТ 25347-82
Посадка шкива плоскоременной передачи на вал редуктора
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Распорные втулки на валах редуктора .
16. Смазка зацеплений и подшипников
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
Масло выбираем из стандартов.
Для подшипников применим картерную систему смазки, так как они не изолированы от общей системы смазки узла.
Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в маслом, заливаемое в картер, обеспечивающего погружение колеса на 18 мм. При контактных напряжениях МПа и скорости подбираем необходимую кинематическую вязкость масла равную 28*10-6 м2/с. По найденному значению вязкости выбираем соответствующее масло по справочной таблице:
И-25А ГОСТ 20799-75
Определим необходимое количество масла (л) в картере.
Объём масляной ванны редуктора принимаем:
л
Здесь - объём масляной ванны (л),
3 кВт - передаваемая мощность.
Список литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988-416с.
2. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3-х т. Т.2. - 5 изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 559 с., ил.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3-х т. Т.3. - 5 изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 557 с., ил.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проэктирование: Учеб. пособие для машиностроит. Техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1990. - 399с.: ил.
5. . Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали Машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М., "Высшая школа", 1975
6. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. - М.: Высш. шк., 2006-408с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач. Рассмотрение эскизной компоновки редуктора. Расчет схемы валов, реакций, эпюры изгибных и крутящих моментов. Подбор подшипников, выбор и проверка шпонок. Смазка зубчатого зацепления и подшипников.
отчет по практике [277,0 K], добавлен 02.06.2015Проектирование и расчет одноступенчатого редуктора с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей. Выбор электродвигателя и определение его мощности и частоты вращения. Расчет цилиндрической передачи и валов, проверка подшипников, подбор шпонок и муфты.
курсовая работа [87,7 K], добавлен 07.12.2010Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010Кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи. Расчет тихоходного вала привода. Расчет быстроходного вала привода. Подбор подшипников быстроходного вала. Подбор подшипников тихоходного вала. Выбор сорта масла.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.05.2007Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012Редуктор как механизм в приводе машин и служащий для снижения угловых скоростей ведомого вала с целью повышения крутящих моментов. Расчет энергосиловых и кинематических параметров привода. Подсчет зубчатой передачи валов. Подбор подшипников и шпонок.
курсовая работа [11,2 M], добавлен 18.04.2011Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
курсовая работа [859,3 K], добавлен 06.05.2012
