Проектирование главного редуктора вертолета
Кинематическая схема редуктора. Определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Определение крутящих моментов на валах редуктора. Проектирование цилиндрической передачи. Материал зубчатых колес. Определение основных габаритов передачи.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.10.2011 |
| Размер файла | 176,7 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/
Задание
Кинематическая схема редуктора
Рис. 1
Исходные данные:
Сила тяги на несущем винте - 35,0 кН
Несущая сила на винте - 1,7 кН
Частота вращения выходного вала - 200 об/мин
Мощность на выходном валу - 160 кВт
Частота вращения входного вала - 2300 об/мин
Расчетная долговечность - 2000 ч
Расстояние от плоскости подвески до несущего винта - 500 мм
Привод работает спокойно без толчков и вибраций.
Режим нагружения постоянный.
Условные обозначения:
a [мм] - делительное межосевое расстояние
a [мм] - межосевое расстояние
BT - вид термообработки
b [мм] - рабочая ширина венца зубчатой передачи
с - число зацеплений за один оборот шестерни, колеса
d [мм] - делительный диаметр шестерни, колеса
d b [мм] - основные диаметры шестерни, колеса
d [мм] - начальные диаметры шестерни, колеса
d a [мм] - диаметры вершин зубьев шестерни, колеса
d f [мм] - диаметры впадин зубьев шестерни, колеса
HB - твердость на поверхности по Бринелю
HRC - твердость на поверхности по Роквеллу
HRC c - твердость сердцевины в HRC с
T1 [Нмм] - крутящий момент на валу шестерни
P1 [кВт] - мощность на валу шестерни
n [мин-1] - число оборотов шестерни ,колеса
U - передаточное число
t h [ч] - ресурс
H lim b [МПа] - базовое значение контактных напряжений
[H] [МПа] - допускаемое контактное напряжение зацепления
[H] 1,2 [МПа] - допускаемое контактное напряжение шестерни[1], колеса[2]
F lim b [МПа] - базовое значение напряжения изгиба
[F] 1,2 [МПа] - допускаемое изгибное напряжение шестерни, колеса
S [мм] - толщина зуба по делительной окружности шестерни, колеса
SH - коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность
[град] - угол наклона зубьев
W - вид зацепления
NНО - базовое число циклов
КНЕ - коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям
NНЕ - эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений
КHL - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям
КFE - коэффициент эквивалентности по изгибным напряжениям
NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба
КFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего нагружения
КFL - коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба
ba - коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния
К - коэффициент нагрузки
К - ориентировочный коэффициент нагрузки
К a - вспомогательный коэффициент
К v - коэффициент динамической нагрузки
bd - коэффициент ширины зубчатого колеса венца относительно начального диаметра шестерни
К - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
m F - показатель степени уравнения выносливости по изгибу
V [мс] - окружная скорость
m min [мм] - минимально допустимый модуль
m [мм] - модуль зацепления
Z эквивалентное число зубьев
Х1 - коэффициент смещения при нарезании зубьев шестерни
Х2 - коэффициент смещения при нарезании зубьев колеса
Х коэффициент суммы смещений
Х min - минимальное значение коэффициента смещения
Y коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
Y коэффициент, учитывающий наклон зубьев
YF - коэффициент формы зуба эквивалентного колеса
YF1 - коэффициент формы зуба шестерни
y - коэффициент вспомогательного смещения
Z1 - число зубьев шестерни
Z2 - число зубьев колеса
y - коэффициент уравнительного смещения
Z расчетное суммарное число зубьев
Z округленное суммарное число зубьев
Z м - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес
Z H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
t [ рад] - угол профиля зуба в торцевом сечении
t [град] - угол профиля зуба в торцевом сечении
t [ рад] - угол зацепления
t [град] - угол зацепления
[рад] - угол наклона линии зуба на основном цилиндре
коэффициент торцевого перекрытия
H [МПа] - расчетное контактное напряжение
F[МПа] - расчетное изгибное напряжение шестерни, колеса напряжения
l F [] - отклонение расчетного от допускаемого изгибного напряжения
l H[] - отклонение расчетного от допускаемого контактного напряжения
IR - режим работы
ST - степень точности
ккач - коэффициент, учитывающий качество
а1 - коэффициент, учитывающий …
а23 - козффициент, учитывающий гидродинамические условия смазки и качество стали
С - грузоподъемность подшипника
Введение
В курсовом проекте рассматривается проектирование главного редуктора вертолета. Для этого произведен кинематический расчет редуктора, определены допускаемые контактные и изгибные напряжения, определены основные габариты передач, определены модуль и число зубьев передач, определены геометрические параметры, произведен расчет на прочность по контактным напряжениям в передачах и расчет на прочность по напряжениям изгиба. Спроектирован альтернативный вариант редуктора. Произведена оценка диаметров валов, предварительный подбор подшипников. Рассчитаны силы в зацеплении. А также произведен расчет валов на прочность, подбор подшипников по заданному ресурсу и надежности, расчет шлицевых соединений, расчет болтов крепления редуктора к раме и смазка редуктора.
1. Кинематический расчет редуктора
1.1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
Известно, что передаточное число определяется
или
т. к
,то передаточное отношение будет равно
(для цилиндрической передачи)
Принимаю , тогда
для планетарной передачи передаточное отношение от сателлита к короне
1.2 Определение чисел оборотов валов
Дано об/мин
об/мин
об/мин
Для планетарной ступени:
об/мин - для “солнца”
об/мин - для сателлита
об/мин - для центрального неподвижного колеса “корона”
1.3. Ориентировочные значения КПД
Для цилиндрической передачи . Принимаю , тогда значение для планетарной передачи будет вычислено так:
1.4 Определение мощностей на валах
1.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора
Определяю число сателлитов из неравенства:
Принимаю
Определяю крутящий момент, который передается от центрального колеса к сателлиту:
Для трех сателлитов
Определяю крутящий момент, передающийся от сателлита к неподвижному центральному колесу:
2. Проектирование цилиндрической передачи
2.1 Выбор материала зубчатых колес
Для шестерни выбираю марку стали 12ХН3А, вид термообработки - цементация
HRC = 60; HB = 600; IR = 0; HRCC = 35
Т.к. шестерня из такой марки стали относится ко второй группе (HB350 ), то твердость рабочей поверхности зубьев колеса принимаю такое же , как у шестерни, т.е. выбираю для колеса сталь 12ХН3А
2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Расчет шестерни
Из предыдущих расчетов имею
T1 = 0,682 106 Нмм; n 1 = 2300 об/мин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 56-63
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А; вид термообработки - цементация
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений /1/ рассчитываю их
H lim b = 23 HRC = 1380 МПа
NНО = 12 107 ,т. к HRC56
К НЕ = 1
N НЕ = 60 n c t h К HE = 60 2300 1 2000 1 = 2,76 108
N НЕ N НО , поэтому К HL = 1
S H = 1,2
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
H lim b = 1380 МПа; NНО = 12 107; N НЕ = 2,76 108; К HL = 1
S H = 1,2; [ H ] = 1150 Мпа
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба /1/, имею:
F lim b = 800 МПа;
m F = 9 т. к HB350
К FЕ = 1
N FЕ = 60 n c t h К FЕ = 60 2300 1 2000 1 = 2,76 108
NFЕ 4 106 , поэтому К FL = 1
К FC = 1 - нагружение нереверсивное
S F = 1,7
Получил следующие данные при расчете:
F lim b = 800 МПа; NFЕ = 2,76 108; К FC = 1; К FL = 1;
S F = 1,2; [ F ] = 470,6 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
Расчет колеса
Из предыдущих расчетов имею
T2 = 1,351 106 Нмм; n 2 = 1150 об/мин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 56 - 63
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А; вид термообработки - цементация
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений рассчитываю их
H lim b = 23 HRC = 1380 МПа
NНО = 12 107 , т. к HRC56
К НЕ = 1
N НЕ = 60 n c t h К НЕ = 60 1150 1 2000 1 = 1,38 108
N НЕ N НО , поэтому К HL = 1
S H = 1,2
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
H lim b = 1380 МПа; NНО = 12 107; N НЕ = 1,38 108; К HL = 1
S H = 1,2; [ H ] = 1150 МПа
Принимаю
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба, имею:
F lim b = 800 МПа;
m F = 9, т. к HB350
К FЕ = 1
N FЕ = 60 n c t h К FЕ = 60 1150 1 2000 1 = 1,38 108
NFЕ 4 106 , поэтому К FL = 1
К FC = 1 - нагружение нереверсивное
S F = 1,7
Получил следующие данные при расчете:
F lim b = 800 МПа; NFЕ = 1,38 108; К FC = 1; К FL = 1;
S F = 1,2; [ F ] = 470,6 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
2.3 Определение основных габаритов передачи
редуктор цилиндрическая передача
Из предыдущих расчетов:
T1 = 0,682 106 Нмм; n 1 = 2300 об/мин; HRC = 58 - 63
Принимаю HRC = 60; = 0; HB = 600; IR = 0;[ H ] =1150 МПа;
U = 2; ВА = 0,45; К = 1,4; К a = 49.5, т.к. = 0
т.к. зацепление внешнее, то «+».
Принимаю:
Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем
КV = 1,25
Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем
K K , поэтому необходимо провести перерасчет с К = 1,2875
т.к. зацепление внешнее, то «+».
Принимаю:
Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем
КV = 1,25
Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем
K = K
В ходе вычислений получил:
2.4 Определение модуля и числа зубьев передачи
Из предыдущих расчетов
T1 =0,682106 Нмм; U = 2; [F] = 470,6 МПа; = 20; =0
Т.к. вид термообработки цементация, то по таблице
m min = 2,5мм; ZV = 20; X = 0; Y = 1
; принимаю
Принимаю: Z = 98
; ;
2.5 Определение геометрических параметров передачи
Из предыдущих расчетов
m = 2,75мм; Z1 = 33; Z2 = 65; U = 2; ; t =20
Принимаю ; X1 = X2 = X = Y = Y = 0
Определяю :
2.6 Расчет контактных напряжений в передаче
Исходные данные
T1 = 0,682106 Нмм; b = 60 мм; [H] = 1150 МПа; U = 2; n 1 = 2300 об/мин; ;
Принимаю Z = 1, т.к.
, при таком bd , K = 1,03
При такой окружной скорости Kv = 1,25; тогда
Принимаю ZM = 275
Определяю действительное контактное напряжение в передаче:
Тогда:
Условие контактной прочности обеспечено. Недогрузка 2,61 .
2.7 Расчет напряжений изгиба в зубе
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе шестерни.
Исходные данные:
T1 = 0,682106 Нмм; b = 60 мм; Z1 = 33; U1 = 2; = 0; m = 2,75мм; мм;
K = 1,2875; [F]1 = 470,6 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 3,77; Y = 1; Y = 1, при =0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе шестерни:
Тогда:
Изгибная прочность шестерни обеспечена. Недогрузка 6.
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе колеса.
Исходные данные:
T1 = 0,682106 Нмм; b = 60 мм; Z2 = 65; U1 = 2; = 0; m =2.75; мм;
K = 1,2875; [F]2 = 470,6 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 3,62; Y = 1; Y = 1, при = 0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе колеса:
Тогда:
Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 9,8 .
3. Проектирование планетарной передачи
3.1 Выбор материала зубчатых колес
Для шестерни выбираю марку стали 12ХН3А, вид термообработки - цементация
HRC = 60; HB = 600; IR = 0; HRCC =35
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Расчет центрального неподвижного колеса
Из предыдущих расчетов мы имеем
T3 = 7,64106 Нмм; об/мин; t h = 2000 ч; C = 3; BT = 4; HRC = 58-63,
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А;
вид термообработки - цементация.
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений рассчитываю их
H lim b = 23 HRC = 1380 МПа
NНО = 12107 т. к HRC56
К НЕ = 1
N НЕ = 60 n c t h К не = 60 200 3 2000 1 = 7,2107
N НЕ N НО , поэтому
S H = 1,2
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
H lim b = 1380 МПа; NНО = 12107; N НЕ = 7,2107; К HL = 1,089
S H = 1,2; [ H ] = 1252,35 МПа
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба, имею:
F lim b = 800 МПа;
m F = 9 т. к HB350
К FЕ = 1
N FЕ = 60 n c t h К FЕ = 60 200 3 2000 1 = 7,2107
NFЕ 4 106 , поэтому К FL = 1
К FC = 1 - нагружение нереверсивное
S F = 1,7
Получил следующие данные при расчете :
F lim b = 800 МПа; NFЕ = 7,2108; К FC = 1; К FL = 1;
S F = 1,2; [ F ] = 470,6 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
Расчет сателлита
Из предыдущих расчетов мы имеем
T3 = 7,64106 Нмм; об/мин; t h = 2000 ч; C = 1; BT = 4; HRC = 58-63,
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А;
вид термообработки - цементация.
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений рассчитываю их
H lim b = 23 HRC = 1380 МПа
NНО = 12107 т. к HRC56
К НЕ = 1
N НЕ = 60 n c t h К не = 60 506,7 1 2000 1 = 6,08107
N НЕ N НО , поэтому
S H = 1,2
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
H lim b = 1380 МПа; NНО = 12107; N НЕ = 6,08107; К HL = 1,12
S H = 1,2; [ H ] = 1288 МПа.
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба, имею:
F lim b = 800 МПа;
m F = 9 т. к HB350
К FЕ = 1
N FЕ = 60 n c t h К FЕ = 60 506,7 1 2000 1 = 6,08107
NFЕ 4 106 , поэтому К FL = 1
К FC = 0,8 - нагружение реверсивное
S F = 1,7
Получил следующие данные при расчете :
F lim b = 800 МПа; NFЕ = 6,08107; К FC = 0,8; К FL = 1;
S F = 1,2; [ F ] = 376,471 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
Расчет “солнечного” колеса
Из предыдущих расчетов мы имеем
T2 = 1,351106 Нмм; об/мин; t h = 2000 ч; C = 3; BT = 4; HRC = 58-63,
Принимаю HRC = 60; HB = 600; IR = 0; марка стали 12ХН3А;
вид термообработки - цементация.
Теперь по схеме алгоритма определения допускаемых контактных напряжений рассчитываю их
H lim b = 23 HRC = 1380 МПа
NНО = 12107 т. к HRC56
К НЕ = 1
N НЕ = 60 n c t h К не = 60 950 3 2000 1 = 3,42 108
N НЕ N НО , поэтому
S H = 1,2
- для поверхностного упрочнения.
Получил следующие данные при расчете:
H lim b = 1380 МПа; NНО = 12107; N НЕ = 3,42 108; К HL = 1
S H = 1,2; [ H ] = 1150 МПа.
Теперь по схеме алгоритма расчета допускаемого напряжения изгиба, имею:
F lim b = 800 МПа;
m F = 9 т. к HB350
К FЕ = 1
N FЕ = 60 n c t h К FЕ = 60 950 3 2000 1 = 3,42 108
NFЕ 4 106 , поэтому К FL = 1
К FC = 1 - нагружение нереверсивное
S F = 1,7
Получил следующие данные при расчете :
F lim b = 800 МПа; NFЕ = 3,42 108; К FC = 1; К FL = 1;
S F = 1,2; [ F ] = 470,6 МПа; К FЕ = 1 ; m F = 9
3.3 Определение основных габаритов передачи
Из предыдущих расчетов
Tag = 0,473106 Нмм; об/мин; HRC = 58 - 63
Принимаю HRC = 60; = 0; HB = 600; IR = 0;[ H ] =1150 МПа;
U = 1,875; ВА = 0,45; К = 1,18; К a = 49.5, т.к. = 0
т.к. зацепление внешнее, то «+».
Принимаю:
Теперь по таблице значений коэффициентов динамической нагрузки, найдем
КV = 1,15
Теперь по таблице значений коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, найдем
К =1,03
К = КV К = 1,151,03 =1,1845
К К
В ходе вычислений мы получили
3.4 Определение модуля и числа зубьев передачи
Из предыдущих расчетов
Tag = 0,473106 Нмм; U = 1,875; [F] = 376,471 МПа; = 20; =0
Т.к. вид термообработки цементация, то по таблице
m min = 2,5; ZV = 20; X = 0; Y = 1
; принимаю мм
; ;
Условие сборки
целое число
=целое число, т.е. условие сборки выполняется
3.5 Определение геометрических параметров передачи
Из предыдущих расчетов
m = 3мм ; Z1 = 26; Z2 = 49; U = 1,875; ; t =20
Принимаю ; X1 = X2 = X = Y = Y = 0
Определяю :
3.7 Расчет контактных напряжений в передаче
Исходные данные
Tag = 0,473106 Нмм; b = 51 мм; [H]ag = 1150 МПа; U = 1,875; об/мин; ;
Принимаю Z = 1, т.к.
, при таком bd , K = 1,03
При такой окружной скорости Kv = 1,15; тогда
Принимаю ZM = 275
Определяю действительное контактное напряжение в передаче:
Тогда:
Условие контактной прочности обеспечено. Недогрузка 0,8 .
3.8 Расчет напряжений изгиба в зубе
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе “солнечного” колеса.
Исходные данные:
Tag = 0,473106 Нмм; b = 51 мм; Z1 = 26; U1 = 1,875; = 0; m = 3; мм;
K = 1,1845; [F]a = 470,6 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 3,94; Y = 1; Y = 1, при =0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе “солнечного” колеса:
Тогда:
Изгибная прочность шестерни обеспечена. Недогрузка 21,39 .
Рассмотрим напряжения изгиба в зубе сателлита.
Исходные данные:
Tag = 0,473106 Нмм; b = 51 мм; Z2 = 49; U1 = 1,875; = 0; m = 3; мм;
K = 1,1845; [F]g = 376,471 МПа.
При таком ZV коэффициент YF = 3,65; Y = 1; Y = 1, при = 0.
Определю действительное напряжение изгиба в зубе сателлита:
Тогда:
Изгибная прочность колеса обеспечена. Недогрузка 8,97 .
3.9 Определение ширины неподвижного колеса
Ширину неподвижного колеса определим из условия контактной прочности и из условия изгибной прочности.
а) Из условия контактной прочности :
,
где Tgb = 0,878106 Нмм;; [H]gb = 1252,35 МПа.
Тогда
б) Из условия изгибной прочности :
,
где
YВ = Y = 1 при =0
Из двух полученных значений, исходя из прочностных соображений, выбираем наибольшее, т.е.
Принимаю мм.
4. Оценка размеров диаметров валов
Исходные данные :
Из условия прочности /2/:
Принимаю
[]1 = 65 Мпа; []2 = 70 Мпа; []3 = 75 МПа
1 = 0,8; 2 = 0,75; 3 = 0,7
Тогда
d01 = d1 = 45 0,8 = 36 мм
d02 = d2 = 55 0,75 = 41,25 мм
d03 = d3 = 90 0,75 = 63 мм
Принимаю dg = 30 мм
d0g = dg = 30 0,7 = 21 мм
Заключение
В результате проделанной работы были приобретены навыки расчета, проектирования и конструирования вертолетного редуктора, создание конструкторской документации, спецификации и сборочного чертежа спроектированного редуктора.
В работе спроектирован главный редуктор вертолета. Достоинством данного редуктора является его компактность, надежность и долговечность, а также сравнительно небольшая масса. Зубчатые передачи в редукторе обладают высоким КПД и передают большие нагрузки.
Список использованных источников:
1. Циприн А.М., Жильников Е.П. Расчет на прочность зубчатых передач в авиационных изделиях с использованием алгоритмов.- Куйбышев: КуАИ, 1981.
2. Лекции по курсу «Детали машин».
3. Иванов М.Н. Детали машин. -М.: Высшая школа, 1984.
4. Расчет валов и осей на прочность и жесткость: Метод. указания/ Сост. А.Г. Керженков, М.И. Курушин; КуАИ. Куйбышев, 1990.30с.
5. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. М., 1979.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М., 1979, т.1-2.
7. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин М.: Высшая школа, 1985 -416с.
8. Проектирование авиационных конструкций с применением нормализованных деталей и элементов/ Сост. Силаев Б.М., Захаров Ю.А., СГАУ Самара 1993. 48 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Определение размеров зубчатых колес тихоходной цилиндрической ступени редуктора. Кинематический расчет: определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Определение крутящих моментов на валу. Расчет валов по передаваемым моментам.
контрольная работа [64,5 K], добавлен 18.08.2014Кинематическая схема ходового механизма экскаватора. Определение геометрических размеров зубчатых колес и их кинематических параметров. Расчет мощности на валах механизма. Определение крутящих моментов на валах передачи. Промежуточный вал редуктора.
контрольная работа [1,2 M], добавлен 25.02.2011Определение передаточного отношения и разбиение его по ступеням, окружных и угловых скоростей зубчатых колес и крутящих моментов на валах с учетом КПД. Материал и термообработка зубчатых колес. Кинематический и геометрический расчет зубчатой передачи.
курсовая работа [54,1 K], добавлен 09.08.2010Определение основных параметров червячного редуктора и его коэффициента полезного действия, используя экспериментальное определение крутящих моментов на входном и выходном валах редуктора. Основные формулы для определения параметров червячной передачи.
лабораторная работа [58,1 K], добавлен 05.10.2011Конструкция главного редуктора вертолета для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Описание редуктора и принципа его работы. Кинематический и энергетический расчет. Обоснование целесообразности использования цилиндрических колёс.
курсовая работа [593,9 K], добавлен 04.11.2009Основные геометрические параметры и размеры конической передачи. Усилия, действующие в зацеплении цилиндрической передачи. Расчет и проектирование корпуса редуктора. Определение вращающих моментов на валах привода. Выбор и проверка подшипников и шпонок.
курсовая работа [318,4 K], добавлен 23.05.2013Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес и промежуточного вала. Определение реакций в опорах и построение изгибающих моментов. Проверка редуктора на статическую прочность.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.10.2014Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Проектирование червячной передачи. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи. Расчет мертвого хода редуктора. Точность зубчатых и червячных передач. Допуски формы и расположения поверхностей зубчатых колес, червяков. Конструктивные элементы валов.
курсовая работа [85,3 K], добавлен 02.05.2009Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011
