Главная Коллекция "Otherreferats" Производство и технологии Редуктор с электродвигателем

Редуктор с электродвигателем

Назначение и принцип действия передаточного механизма. Выбор электродвигателя, кинематический расчет редуктора, ориентировочный расчет модуля зацепления, геометрический расчет зубчатых колес. Расчеты на прочность деталей. Материалы, покрытия, смазки.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 01.03.2012
Размер файла 520,0 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/

3

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ, МЕХАНИКИ И ОПТИКИ

Кафедра Мехатроники

Курсовой проект

по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»

Редуктор с электродвигателем

Пояснительная записка

МТ4.128.6.000.000 ПЗ

Факультет ТМиТ:

Группа 4670

Студент: Аветисян Артур

Преподаватель: Ноздрин Михаил

Александрович

Санкт-Петербург

2011

Содержание

редуктор электродвигатель передаточный кинематический

1. Техническое задание

2. Назначение и принцип действия передаточного механизма

3. Выбор электродвигателя

4. Кинематический расчет редуктора

5. Ориентировочный расчет модуля зацепления

6. Геометрический расчет зубчатых колес

7. Динамические расчеты:

7.1. Определение крутящих моментов на валах

7.2. Расчеты на прочность:

7.2.1. Зубчатых колес

7.2.2 Выходного вала

7.2.3 Винтов

7.2.4 Штифтов

7.2.5 Шпонки

7.2.6 Шариковых подшипников на грузоподъемность

7.3 Расчет времени разгона

7.4 Расчет фрикционной муфты

7.5 Расчет момента трогания механизма

8. Расчет точности

8.1 Расчет кинематического мертвого хода

8.2 Расчет упругого мертвого хода

8.3 Расчет кинематической погрешности

8.4 Расчет размерной цепи

9. Выбор материалов, покрытия, смазки

10. Выбор посадок

Список литературы

1. Техническое задание

Исходные данные:

Момент нагрузки статический

Мнагр.статич.

Частота оборотов на выходе

nвых.

Момент инерции нагрузки Jнагр

Угловое ускорение вых

Степень точности

Н·см

об/мин

кг·см2

с-2

25

100

0,5

250

8-G

Вид компоновки: на двух платах, перпендикулярных оси двигателя.

Условие определение числа ступеней и распределения общего передаточного отношения: минимизация габаритов.

На выходе установить предохранительную фрикционную муфту.

Принципиальная кинематическая схема:

2. Назначение и принцип действия передаточного механизма

Редуктор - это механизм простого ряда, осуществляющий передачу вращательного движения, который понижает число оборотов и повышает крутящий момент на выходном валу. В редукторе осуществляется передача крутящего момента с электродвигателя на выходной вал через зубчатые колеса.

Механизм состоит из электродвигателя дет. поз.20 [МТ4.128.6.000.000СБ], установленного в разрезной втулке поз.8, которая крепится к плате поз.2. От электродвигателя вращающий момент передаётся на вал поз.6 посредством зубчатой передачи, состоящей из колёс поз. 17 и поз. 9, далее вращение передаётся на вал поз. 5 посредством зубчатых передач, состоящих из колёс поз. 18 и поз. 10, и вал поз. 4 поз. 19 и поз. 3. Для предохранения механизма от нагрузок на выходном вале поз. 4 расположена фрикционная муфта поз. 13, поз. 14. Если крутящий момент сопротивления достигает определённого значения, то передача муфтой вращательного движения прекращается, так как при этом начинается проскальзывание по поверхностям.

3. Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя осуществляется по полезной мощности, которая вычисляется из расчетной мощности нагрузки механизма с учетом коэффициента запаса.

Мощность электродвигателя вычисляется по формуле:

,

где k - коэффициент запаса, в данной работе принимаем значение коэффициента запаса, равное 2.

- мощность нагрузки механизма вычисляется по формуле:

,

где - мощность нагрузки статическая, Вт,

- мощность нагрузки динамическая, Вт.

1) ,

где - статический момент нагрузки, Н·м.

- частота вращения выходного вала, с-1

(с-1)

(Вт)

2) ,

где Мнагр.дин - динамический момент нагрузки, Н·м.

,

где Jнагр- момент инерции нагрузки, ,

вых- угловое ускорение на выходе, с-2.

Исходя из расчетов мощности электродвигателя, был выбран двигатель модели ДПМ-35-Н1-02. Механические параметры двигателя приведены в таблице:

Полезная мощность

Номинальная частота вращения

Номинальный момент

Пусковой момент

Напряжения питания

Потребляемый

ток

Момент инерции ротора

Масса

Диаметр корпуса

Гарантийная наработка

Диаметр конца вала

Вт

об/мин

Н·см

Н·см

В

А

кг·см2

кг

мм

ч

мм

5.5

3500

1.5

5

0.75

0,062

0,34

35

500

3

4. Кинематический расчет редуктора

Расчет передаточного отношения механизма:

Число ступеней механизма найти по формуле, для минимизации габаритов

и округлить до ближайшего целого числа.

n = 3

Разбиение передаточного отношения по ступеням:

Для определения передаточного отношения каждой пары воспользуемся формулой см. табл. 2.1 [4, с. 9]:

Расчёт числа зубьев различных зубчатых колёс, входящих в редуктор:

z1 = 16 z2 = 52

z3 = 16 z4 = 52

z5 = 16 z6 = 53

Действительное передаточное отношение механизма:

= = 34.988

[i] = - = 35-34,988= 0,012

, значит полученное значение удовлетворяет условию точности.

6. Расчетное значение скорости выходного вала:

С учетом полученный данных была начерчена кинематическая схема, представленная на рисунке 1.

Риc. 1

5. Ориентировочный расчет модуля зацепления

Выбираем формулу для модуля зацепления из расчёта на прочность по напряжениям изгиба для цилиндрических зубчатых колёс[5, с. 43]:

,

где М1, Z1- крутящий момент и число зубьев шестерни последней пары:

Z1 = 16, М1 = = 79.25 Нмм;

YF1 = 3,87 - коэффициент, учитывающий форму зубьев при расчете на изгиб цилиндрических и конических колес [5, с. 46, график 7.1];

Yв = 1-в/140 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев на изгибную прочность;

в=0 - делительный угол наклона линии зуба;

KFв = 1.25 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при НВ?350 [5, с. 47, табл. 7.3];

KFV = 1.3 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зубчатом зацеплении [5, с. 48, табл. 7.6];

- коэффициент, выбираемый в пределах

- допускаемое напряжение

где SF = 2,2 - коэффициент безопасности;

KFC = 1,0 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

KFL = 1,5 - коэффициент долговечности;

- предел выносливости зубьев на изгиб при базовом числе циклов перемены напряжения NFC, где НВ - твердость по Бринелю;

НВ = 255 - для материала Сталь 60 ГОСТ 1050-88;

МПа

С учетом коэффициента запаса выберем модуль из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 1.0 мм.

6. Геометрический расчет зубчатых колес

Параметр зацепления

Формула или числовое значение

Результаты расчета

I пара

II пара

III пара

1

2

3

4

5

6

Число зубьев

Z

16

52

16

52

16

53

Модуль расчетный

m

1,0

Угол наклона зубьев

в

0°

Параметр нормального исходного контура ГОСТ 9587-81

Угол

профиля

б

20°

20°

Коэффициент высоты головки

1,0

1,0

Коэффициент радиального зазора

c*

0,25, 1,0?m

0,35, 0,5?m<1

0,40, 0,1?m<0,5

0,25

Коэффициент граничной высоты

2,0

2,0

Передаточное отношение

i12

3,25

3,25

3,3125

Диаметр делительной окружности

d

16

52

16

52

16

53

Угол профиля торцовый

бt

20°

Коэффициент смещения

X

+0,2

-0,2

0,2

-0,2

0,2

-0,2

Угол зацепления

бtw

20°

Межосевое расстояние делительное

a

34

34

34,5

Межосевое расстояние

aw

34

34

34,5

Высота ножки зуба

hf

1,05

1,45

1,05

1,45

1,05

1,45

Коэффициент воспринимаемого смещения

y

0

Коэффициент уравнительного смещения

Дy

X1+X2-y

0

Высота головки зуба

ha

1.2

0.8

1.2

0.8

1.2

0.8

Диаметр окружности впадин

df

9,36

31,92

9,36

31,92

9,36

31,92

Диаметр окружности вершин

da

18,4

53,6

18,4

53,6

18,4

54,6

Минимальное число зубьев, свободное от подрезания

Zmin

13,68

13,68

13,68

Коэффициент минимального смещения

Xmin

0,06

-2,04

0,06

-2,04

0,06

-2,1

Диаметр измерительных роликов

D

1,732

Угол развернутости эвольвенты в точке касания измерительных роликов

бD

20° 1'

20°

20° 1'

20°

20° 1'

20°

Размер по роликам

M

Z неч

17,732

53,732

17,732

53,732

17,732

54,732

Z чет

7. Динамический расчет

7.1 Определение крутящих моментов на валах

Моменты определяются по мощности.

Крутящие моменты валов определяются по формуле:

где - КПД зубчатых передач, с поправочным коэффициентом С

f = 0.08 коэффициент трения скольжения в зацеплении

при < 30 H, С = 1 при Fn > 30 H

Суммарный момент нагрузки:

Момент нагрузки на 3 валу:

Момент нагрузки на 2 валу:

Момент нагрузки на 1 валу:

Результаты расчетов сведены в таблице

(Н)

С

()

Первый вал

1,06

3,23

0.9337

0,00856

Второй вал

3,33

1,78

0,9634

0,02598

Третий вал

10,54

1,26

0,9742

0,08134

7.2 Расчеты на прочность

7.2.1 Расчет зубчатых колес на прочность

Материалом для зубчатых колес была выбрана Сталь 60 ГОСТ 1050-88, имеющая следующие характеристики:

- предел текучести МПА

- предел прочности МПА

- твердость НВ=255

- режим термообработки: нормализация, t =

Расчет зубчатых колес на прочность, будет осуществляться на изгибную и контактную выносливость[5].

Напряжения изгиба:

где - наибольший из действующих в зацеплении моментов

YF = 3,87 , коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрации напряжений шестерни;

Yв = 1-в/140 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев на изгибную прочность;

в=0 - делительный угол наклона линии зуба;

KF = 1.25 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

KFV = 1.3 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зубчатом зацеплении.

Коэффициент ширины зубчатого венца:

SF = 2.2, коэффициент безопасности;

KFC = 0,65, коэффициент долговечности;

KFL = 1.5, коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки;

Условие прочности из расчета по напряжению изгиба выполнено.

Контактные напряжения:

где - расчетное контактное напряжение, МПа;

dw - начальный диаметр последней шестерни, dw = 44мм;

М - крутящий момент на ведомом звене передачи:

М = 262.5 Нмм;

i5,6 - передаточное отношение последней ступени редуктора,

i5,6 = 3,3125;

KH = 1.13 , коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

KHV = 1.1, коэффициент, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении;

КH = 1, коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

bw = 3 мм - рабочая ширина венца;

tw - угол зацепления, tw = 20о ;

Допускаемое контактное напряжение:

МПа

где - предел контактной выносливости;

SH - коэффициент безопасности, SH = 1.1;

zR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев zR = 1,0;

KHL - коэффициент долговечности, KHL = 1;

Условие прочности из расчета на контактное напряжение выполнено.

7.2.2 Расчет выходного вала на прочность

Материала для вала была выбрана Сталь 20 ГОСТ 1050-88, имеющая следующие характеристики :

- предел текучести МПА

- предел прочности МПА

- твердость НВ=150

- термообработка нормализация,

На основании чертежа определяются линейные размеры самого вала и расположения зубчатых колес на валу. При этом вал рассматривается как балка, лежащая на двух опорах (опоры условно располагаются посередине ширины шарикоподшипников).

Размещено на http://www.allbest.ru/

3

Так как на выходном валу установлено одно зубчатое колесо, то можно ограничиться определением только равнодействующего усилия в зацеплении, направленного по нормали:

, где

М3 = 262.5 Нмм - момент кручения на выходном валу,

m = 1.0 мм - модуль зубчатого колеса,

z6 = 53 - число зубьев колеса,

= 20 - угол зацепления,

(Н)

Из чертежа:

s =10.5 мм

u = 31 мм

(Н)

(Н)

,

где = 262.5 Н•мм - момент кручения,

d = 5мм - диаметр вала в опасном сечении.

МПа

Допускаемое напряжение определяется в зависимости от величины разрушаемого напряжения и коэффициента запаса n (n=5). Для пластичных материалов разрушаемое напряжение принимают предел текучести

МПа

Вывод: Условие прочности для выходного вала выполнено.

7.2.3 Расчет винтов на прочность

При действии на элементы резьбового соединения недопустимо больших нагрузок могут возникнуть такие разрушения, как: разрыв стержня винта; изгиб витков; срез витков; смятие поверхности витков[6].

a

Винт В.М3-6gx10.58.016 ГОСТ11644-75

Материал винта: сталь 20 .

Класс прочности 5.8, предел текучести

1. Приведенное напряжение в стержне винта:

,

где - напряжение растяжения;

F - площадь поперечного сечения винта по внутреннему диаметру резьбы;

Q - усилие, растягивающее стержень винта;

Допустимое напряжение растяжения:

,

где n=2, коэффициент запаса.

Винт В.М3-6gx10.58.016 ГОСТ11644-75 выдержит нагрузку.

2. Напряжение среза в витках резьбы корпуса:

,

где l - длина свинчивания,

3. Напряжение смятия:

,

где z - число витков на длине свинчивания:

,

где р =мм - шаг резьбы.

Условие прочности винтов и условия расчета на напряжения смятие, среза, растяжения выполнено.

7.2.4 Расчет штифта на прочность

Штифт в соединении воспринимает усилие, направленное по касательной к поверхности контакта соединяемых деталей. Штифт соединяет детали, изготовленные из конструкционных сталей, поэтому необходимо провести расчет штифта на срез.[6].

Напряжение среза:

Для стандартного штифта в зависимости от ответственности соединения.

Условие прочности штифтов из расчета на напряжения среза выполняется минимальный диаметр штифта 0.98 мм.

7.2.5 Расчет шпонки на прочность

Шпонки в соединении испытывают напряжение среза, смятия, изгиба. Основным расчетом является условный расчет на смятие [6].

Напряжение смятия.

Среднее напряжение смятия определяется из выражения:

,

где - крутящий момент передаваемый валом,

d =5мм - диаметр вала,

- глубина захода шпонки в ступицу,

- рабочая длина шпонки

Допускаемое напряжение смятия

Условие прочности при расчете на смятие выполнено.

7.2.6 Расчет шариковых подшипников на грузоподъемность

На выходном валу установлены подшипники 1000096 ГОСТ 8338-75

с динамической грузоподъемностью С=1470 Н

Для вычисления, эквивалентной нагрузки вводим следующие показатели[7]:

Коэффициент вращения,

Радиальная нагрузка

Коэффициент безопасности

Температурный коэффициент

Эквивалентная нагрузка

Расчетное значение динамической грузоподъемности

Сp<C

Условие динамической грузоподъемности выполнено.

7.3 Расчет времени разгона

Время разгона механизма:

,

где Т - константа времени разгона вычисляется по формуле

,

где

- приведенный момент инерции механизма

Приведенный момент инерции механизма рассчитывается по формуле:

,

где - приведенный момент инерции редуктора;

,приведенный момент инерции ротора двигателя.

Приведенный момент инерции редуктора:

,

где - момент инерции i -го колеса.

Моменты инерции зубчатых колес и поводка приближенно рассчитываются по формуле:

где m - масса зубчатого колеса найденная из выражения:

где = 7,85 , плотность материала колеса;

- диаметр вершины зубьев;

b - рабочая ширина зубчатого венца.

Объединив две формулы, получим:

К- жесткость механизма

7.4 Расчет пружины фрикционной муфты

Удельное давление[8].

f - коэффициент трения скольжения пары материалов. В данной работе f=0.1 для пары материалов сталь-сталь.

- сила трения пружины, обеспечивающая контакт полумуфт.

Крутящий момент М, при котором начинается проскальзывание одной полумуфты:

- суммарный момент нагрузки

Удельное давление при этом будет:

Расчетное удельное давление меньше допустимого .

Расчет пружины[8].

Принимаем D = 16 мм - средний диаметр пружины;

d = 2 мм - диаметр проволоки;

i = 8 - индекс пружины.

S2 = 10 мм - рабочая деформация пружины

Коэффициент, учитывающий кривизну витка пружины:

Минимальный диаметр пружины:

[]= 0,32в,

в =1770 МПа.

мм

Число витков:

Принимаем число витков n = 6

Тогда

Длина пружины при полностью поджатых витках:

Жесткость пружины:

Максимальная деформация:

Длина пружины в свободном состоянии:

Условие прочности пружины:

Условие прочности пружины выполняется.

7.5 Расчет собственного момента трогания механизма

Расчет ведется с последнего вала.

Собственный момент трогания механизма будет равен

, где

- момент трогания первого вала редуктора

- момент трогания двигателя.

Собственный момент трения шарикоподшипников рассчитывается по эмпирической формуле:

где d - внутренний диаметр шарикоподшипников.

Мощности на валах равны:

,

где с - поправочный коэффициент,

=1, коэффициент перекрытия;

f=0,09, коэффициент трения.

Статический момент трения на 2 валу:

Статический момент трения на 1 валу:

Собственный момент трогания механизма:

8 Расчет точности

8.1 Расчет кинематического мертвого хода

Мертвым ходом зубчатой передачи называется перемещение ведомого колеса за время покоя ведущего колеса в процессе реверсирования. Определение кинематического мертвого хода механизма, приведённого к его выходному валу, осуществляется по формуле (см. табл. 10.6 [5, с.69]):

Максимальный кинематический мертвый ход передачи, приведённый к её ведомому колесу с числом зубьев z и модулем m, осуществляется по формуле (см. табл. 10.6 [5, с.69]):

, угл. мин.

где m - модуль колес

- число зубьев ведомого колеса

jn max - максимальный боковой зазор в зацеплении, мкм (см. табл. 10.6 [5, с.70]):

где jn min - минимальный гарантированный зазор, из табл. 10.9 [5, с.72]:

Для 1, 2, 3 передач: jn min=13 мкм

jn1 - зазор, вызванный радиальным биением зубчатой передачи, мкм:

где Fr1, Fr2 - допуски на радиальное биение зубчатого венца ведущего и ведомого колес, мкм. Из табл.10.8 [5, с.71]:

Для 1, 2, 3 передач: Fr1=28 мкм Fr2=38 мкм

tw - угол зацепления: tw= 20

Для 1, 2, 3 передач: jn1 = (28+38) Sin200 = 22,57 мкм

jn2 - зазор, вызванный допуском на межосевое расстояние:

где fа - допуск на межосевое расстояние, мкм. Из табл. 10.9 [4, с.72]:

Для 1, 2, 3 передач: fa=35 мкм

tw - угол зацепления: tw= 20

Для 1, 2, 3 передач: jn2 = 2 35 Sin200 = 23,94 мкм

Определяем максимальный боковой зазор:

Для 1, 2, 3 передач: jn max = 13+22,57+23,94 = 59,51 мкм

Определяем мертвый ход для каждой передачи:

1,2 пары колес , угл. мин.

3 пара колес , угл. мин.

Определяем общий мертвый ход редуктора:

угл.мин.

8.2 Расчет упругого мертвого хода

Упругий мертвый ход возникает за счет упругих деформаций из-за скручивания валов под действием крутящих моментов.

,

где Мпр=МН= 262.5 Н . мм - крутящий момент на выходном валу;

l = 42.75 мм- длина отрезка вала на котором действует крутящий момент;

Jp- полярный момент инерции:

,

где d = 5мм - диаметр выходного вала.

G - модуль упругости второго рода:

,

где МПА

= 0,3- коэффициент Пуассона;

Рассчитаем:

1. Полярный момент инерции:

мм4

2. Модуль упругости второго рода:

Мпа

3. Упругий мертвый ход

8.3 Расчет кинематической погрешности

Максимальная кинематическая погрешность передачи, приведённая к его выходному валу, вычисляется по формуле:

где - максимальная кинематическая погрешность передачи, приведенная к её выходному колесу с числом зубьев z и модулем m:

, угл. мин.

, рад

где - максимальная кинематическая погрешность передачи по делительной окружности колес:

, мкм

где - допуски на кинематическую погрешность соответственно ведомого и ведущего колес, мкм.. Из табл. 10.2 [5, с.65]:

Для 1, 2, 3 передач: =47 мкм; =68 мкм

k - коэффициент фазовой компенсации, k=1

Для 1, 2, 3 передач: мкм

Для 1, 2 передач:

Для 3 передачи:

Вычислим кинематическую погрешность:

8.4 Расчет размерной цепи

В размерной цепи, представленной на рисунке, требуется определить допуск на размер А.

Расчет будем вести по методу максимума-минимума.

1). Определение номинального размера замыкающего звена.

,

где j=1, 2,…m - порядковый номер звена;

m - общее число звеньев;

А=А1-А2-А3 =45,5 - 17 - 27,3=1,2мм

2). Определение координаты середины поля допуска.

Ес=-Ес1+Ес2+Ес3+Ес4

Ecj=(Esj+Eij)/2

где Esj, Eij - верхнее и нижнее предельные отклонения соответственно.

3) Определение поля допуска.

Допуски замыкающего и составляющих звеньев плоской размерной цепи связаны выражением:

Т=Т1+Т2+Т3=0.62+0.43+0.013=1.063 мм.

4) Определение предельных отклонений.

Es=Ec+T/2=0.3035+1.063/2=+0.835мм

Ei=Ec-T/2=0.3035-1.063/2=-0,228мкм

Схема поля допуска на размер замыкающего звена представлена на рисунке:

Результаты вычислений представлены в таблице:

Звено

Поле допуска

Размер

А1

H14

45,5+0,62

1

А2

h6

27,3-0,013

-1

А3

js14

170,215

-1

А

-

-

9. Выбор материалов, покрытия смазки

№ позиции

Наименование детали

Материал детали

Защитно-декоративное покрытие

Количество

4, 5, 6

Вал

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

3

23, 24, 25

Винт

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

8

7,8

Втулка

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

2

26

Гайка

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

1

9,10

Колесо зубчатое

Сталь 60 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

2

11

Кольцо установочное

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм

2

12

Плата

Д16 Т ГОСТ 4784-74

Ал.Окс.чёрный.

1

13,14

Полумуфта

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

2

15

Пружина

Сталь 60С2Г ГОСТ 14959-79

Хим.Окс.прм.

1

16

Хомут

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

1

27,28

Шайба

Сталь 20 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

5

29, 30, 31

Шайба пружинная

Сталь 65Г ГОСТ 14959-79

Хим.Окс.прм.

5

17, 18, 19

Шестерня

Сталь 60 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

3

32

Шпонка

Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

2

33, 34, 35, 36, 37

Штифт

Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Хим.Окс.прм.

9

Подвижные соединения смазать смазкой ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74.

Роль смазки при работе механизма состоит в снижении потерь на трение, защите трущихся поверхностей, а также в предохранении открытых поверхностей от коррозии. Смазка должна хорошо удерживаться на рабочих поверхностях, иметь стабильные свойства и не вызывать коррозии трущихся поверхностей.

10. Выбор посадок

Список литературы

1. Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1989.

2. Красковский Е.Я., Дружинин Ю.А., Филатова Е.М. Расчет и конструирование механизмов проборов и вычислительных систем М.: Высшая школа, 1991

3. Попова Г.Н. Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение. Справочник. С-Пб.: Политехника, 1994

4. Электромеханические элементы оптико-электронных. оптико-механических приборов и автоматических систем. Учебное пособие. Л., 1988

5. Зубчатые передачи в приборах. Учебное пособие. Л., 1985

6. Разъемные соединения деталей приборов. Учебное пособие. Издание второе. С-Пб., 1991

7. Проектирование передаточного механизма. Методические указания к выполнению РГР. Л., 1988

8. Пружины в механизмах приборов. Методические указания к курсовому проекту по применению, расчету и конструированию силовых пружин. Л., 1990

9. Оформление чертежей и пояснительной записки курсовых проектов и расчетно-графических работ. Методические указания. С-Пб., 1992

10. Выбор конструкционных материалов. Методическое пособие. Л., 1978

11. Расчет размеров, допусков и посадок деталей приборов. Методические указания для расчетно-графической работы. Л., 1988

12. Марочник сталей и сплавов под ред. А.С. Зубченко. М.: Машиностроение, 2001

Размещено на www.allbest.ru


Подобные документы

  • Привод ленточного конвейера

    Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010

  • Проектирование привода винтового толкателя

    Определение общего КПД привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Определение передаточного числа редуктора, конструктивных особенностей зубчатых колес и деталей редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной передач. Ориентировочный расчет валов.

    курсовая работа [366,1 K], добавлен 07.04.2013

  • Проектирование электромеханического привода

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, включающего редуктор, муфту и ременную передачу. Прочностные расчеты зубчатых колес, валов, шпоночных соединений, подшипников качения. Выбор смазки зубчатых колес и расчет открытой передачи.

    курсовая работа [284,6 K], добавлен 24.07.2011

  • Двухступенчатый редуктор

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Выбор сорта масла. Посадки деталей редуктора.

    курсовая работа [458,5 K], добавлен 18.01.2008

  • Расчет редуктора

    Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.06.2014

  • Конструирование редуктора

    Кинематический 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

  • Проектирование механического привода

    Расчет режимов работы и описание схемы проектируемого механического привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя привода. Определение частоты и угловых скоростей вращения валов редуктора. Материалы зубчатых колес и система смазки редуктора.

    курсовая работа [2,8 M], добавлен 21.04.2015

  • Редуктор конический

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные особенности шестерни и колеса и конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор посадок для зубчатых колес цепной передачи электродвигателя.

    курсовая работа [5,0 M], добавлен 02.03.2023

  • Сборка и расчет редуктора

    Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.

    курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016

  • Проектирование привода ленточного питателя

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

    курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены