Проектирование косозубой передачи
Определение кинематических и энергетических параметров редуктора. Проектный расчет зубчатой передачи. Выбор материалов и термообработки. Расчет изгибающих напряжений. Проектный расчёт зубчатой передачи. Подбор подшипников. Проведение проверочных расчетов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 15.03.2012 |
| Размер файла | 485,5 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/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Проектирование косозубой передачи
1. Задание на проектирование
Исходные параметры.
Косозубое зацепление
760 Нм - крутящий момент на выходном валу;
112 - частота вращения выходного вала;
режим работы 2
9000 ч - время работы
2. Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора
2.1 Определение требуемой мощности
Определяем потребляемую мощность привода:
= = =8.92кВт (2.1)
Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
=
2.2 Определение КПД привода
=
где - КПД ременной передачи, = 0,96
- КПД раздвоенного шеврона, косозубой передачи, = 0,98
- КПД пары подшипников, = 0,99
= = = 0,92
2.3 Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя
= = 9,68кВт..
Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
, где =1,5 , =6
==1008
Определив мощность и частоту вращения электродвигателя, по таблице 24.9 подбираем электродвигатель с мощностью N, кВт, и частотой вращения n, ротора, ближайшими к = 9,7 кВт и оборотами 1008
Выбираем двигатель 160S6/970 синхронная частота 1000 мощностью 11 кВт, асинхронной частотой вращения
2.4 Определение передаточного числа редуктора и зубчатой передачи
= = = 8.66 (2.2)
=5,77
2.5 Определение крутящих моментов на валах редуктора
На колесе
===767,6Нм; (2.3)
На шестерне
= =135,7Нм (2.4)
На ведомом шкиве
= 137 Нм (2.5)
На ведущем шкиве
=95,1 Нм (2.6)
3. Проектировочный расчет зубчатой передачи
3.1 Выбор материалов и термообработки
По табл. 8.7 выбираем для изготовления шестерни и колеса материал
Материал шестерни Сталь 40Х, улучшение, твёрдость 269...302 НВ, материал колеса Сталь 40ХН, улучшение, твёрдость 235...262 НВ, временное сопротивление материала шестерни, МПа, временное сопротивление материала колеса, МПа, предел текучести материала шестерни, МПа, предел текучести материала колеса, =540 МПа.
Принимаем средние значения твёрдости для шестерни колеса
3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
(3.1)
предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 8.8 1
где - коэффициент долговечности, учитывает режим работы. - коэффициент безопасности. - базовый предел контактной выносливости материала.
Определение базового числа циклов:
циклов (3.2)
циклов;
Определяем эквивалентное время работы передачи:
==2250(ч)
t= - реальное время работы передачи
режим нагружения 2 - средний равномерный =0.25
- коэффициент эквивалентного режима нагружения
Эквивалентное время меньше фактического, так как эквивалентный режим считается постоянным при максимальной нагрузке, а степень повреждений материала в реальных и расчетных условиях одинакова.
Определим эквивалентное число циклов нагружения:
=15.12 циклов
циклов
Определим коэффициент
>, следовательно, число эквивалентных циклов шестеренки и колеса больше базового. Тогда передача рассчитана на неограниченную долговечность, а коэффициент долговечности =1.
, следовательно =1.
= 70 = 641 МПа (3.3)
= 70 = 567 МПа. (3.4)
Коэффициент безопасности колеса поскольку структура металла шестерни однородна по объёму
МПа
МПа
Допускаемое контактное напряжение для передачи:
МПа
3.3 Расчет допускаемых изгибающих напряжений
Определяем эквивалентное число циклов для изгибающих напряжений;
циклов
=8,45циклов
Определим коэффициент
Поскольку
то
Поскольку
то
где - эквивалентное число циклов,
=- базовое число циклов.
Определяем предел выносливости по напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса :
МПа
МПа
Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; - коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи, при нереверсивной передаче - коэффициент безопасности, принимаем = 1,8.
= МПа
==248,5 МПа
3.4 Проектный расчёт зубчатой передачи
Межосевое расстояние определяется по формуле
(3.5)
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния, = рекомендуемые значения = (0,3..0,5). Выбираем = 0,5.
- коэффициент концентрации нагрузки для контактных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. При = 0,931 назначаем по рис 2,3 3 = 1,2
E - приведённый модуль упругости. Е = МПа.
= = 168,8мм
Округляем по ряду Ra20 = 170 мм. (3.6)
==1,63
3.5 Геометрический расчет закрытой передачи
Модуль зацепления определяется по формуле:
m = = = 1,7…3,4 мм. (3.7)
Принимаем по стандартному ряду модулей m = 3 мм
Назначаем угол наклона зуба 30
Определим суммарное число зубьев колёс:
= 14,49 (3.8)
Принимаем = 15
Число зубьев второго колеса определим из соотношения:
83,65 (3.9)
Принимаем = 84 (3.10)
Уточняем передаточное отношение
= = = 5,6 (3.11)
Проверка соблюдения условия точности подбора чисел зубьев
(3.12)
- условие точности соблюдается. За передаточное
число редуктора принимаем U = 5,6
Коррекция угла зацепления:
= = = (3.13)
Делительные диаметры рассчитываются по формуле
= (3.14)
= мм
== 288,49 мм
Диаметры вершин колёс рассчитываются по формуле
= (3.15)
= == 57,51 мм
= = 294,49 мм
Диаметры впадин колёс рассчитываются по формуле
= (3.16)
= = 44,01 мм
= = 281,49 мм
Проверка соблюдения величины межосевого расстояния
= (3.17)
=
Рабочая ширина венца = = = 42,5 мм (3.18)
Принимаем = 42 мм
Приведение значения ширины венца зубчатого колеса к стандартной величине по стандартному ряду Ra40 ГОСТ6636-69.
Ширина венца шестерни = 2m + Принимаем = 48 мм
3.6 Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям
Расчетом должна быть проверена справедливость соблюдения следующего неравенства:
= (3.19)
где - рабочая ширина венца колеса,
- угол зацепления,
- диаметр шестерни,
- крутящий момент на шестерне,
- Коэффициент расчётной нагрузки при контактных напряжениях,
U - передаточное отношение
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям.
Определение степени точности передачи
Скорость в зацеплении определяется по формуле:
(3.27)
где - диаметр колеса, мм
- частота вращения колеса,
Скорость в зацеплении:
V= = 1,74
Согласно скорости по таблице 2.6 3 степень точности изготовления колёс
Момент на шестерне
= 135,7 Нм (3.20)
Расчет усилий в зацеплении
Окружное усилие в зацеплении колес рассчитывают по формуле:
= = = 2634,4 Н (3.21)
= = = 1097,79 H (3.22)
= = = 1468 H (3.23)
Определение коэффициента расчётной нагрузки
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Принимаем = 1,6
- коэффициент концентрации нагрузки для контактных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. При = 1,63 назначаем по рис 2,3 3 = 1,125
- коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по табл. 2.7 3 зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.
= 1,02
Коэффициент расчётной нагрузки = (3.24)
Таким образом, = = = 1,14
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям:
Для необходимо рассчитать - коэффициент торцового перекрытия:
= (3.25)
где и - числа зубьев зацепляющихся колёс
- угол зацепления.
= = 1,35
= (3.26)
Расчёт
= = =0,95
= Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
=
= 559,46=560 МПа
Определение недогрузки передачи
% = % = 2%
Расчётные контактные напряжения ниже допустимых: 2% 10%
3.7 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
Расчет выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колеса и их геометрических параметров. Проверяют справедливость соотношений расчетных и допускаемых напряжений изгиба:
= (3.27)
где - рабочая ширина венца колеса,
- тангенциальная сила в зацеплении,
- диаметр шестерни,
- коэффициент расчётной нагрузки при изгибных напряжениях,
- коэффициент формы зуба
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по изгибным напряжениям.
Определение коэффициента расчётной нагрузки
- коэффициент концентрации нагрузки для изгибных напряжений по длине зуба, зависит от расстояния передачи относительно опор. При = 1,63 назначаем по рис 2,3 3 = 1,225
- коэффициент внутренней динамической нагрузки. Назначаем по табл 2.7 3 в зависимости от скорости и степени точности методом линейной интерполяции.
=1,04
Коэффициент расчётной нагрузки =
Таким образом, = = = 1,274
- коэффициент повышения прочности косозубых передач по изгибным напряжениям:
= (3.28)
Для необходимо рассчитать коэффициент повышения изгибной прочности вследствие наклона изгибной линии:
= = 1- = 0,7 (3.29)
Расчёт
=== 0,518
Эквивалентные числа зубьев для косозубых колёс рассчитываются по формуле
= (3.30)
где и - числа зубьев зацепляющихся колёс
- угол зацепления.
= = = 22,5
= = = 126,03
Коэффициенты формы зуба назначаются по табл 2.9 3
= 4,05 = 3,75.
Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений
= = = 55,8 МПа
= = = 51,71 МПа
Проверка по напряжениям изгиба: должно выполняться
55,8 МПа 285,5 МПа
51,71МПа 248,6 МПа
4. Проектный расчет валов и подбор подшипников
4.1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Для быстроходного вала: Сталь 45, нормализация
Для тихоходного вала: Сталь 45, нормализация
4.2 Конструирование быстроходного вала
Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям.
=(0,6…0,7) =(0,6…0,7) = (30,83…35,97) мм
Принимаем цилиндрический конец вала исполнения 2 по ГОСТ 12080-66, = 32 мм.
= + = 32 + = 36 мм
Примем диаметр под подшипник = 35 мм
Диаметр бурта
= + = 35 + = 42,5 мм
Примем = 42 мм
4.3 Конструирование тихоходного вала
Определение минимального диаметра вала исходя из условия прочности по касательным напряжениям.
=(5…6) = (5…6)= (45,6…54,7) мм
Принимаем цилиндрический конец вала исполнения 2 по ГОСТ 12080-66, = 50 мм.
= + = 50 + = 58 мм
Примем диаметр под подшипник = 60 мм
Диаметр бурта
= + = 60 + = 70,5 мм
Примем = 72 мм
Диаметр вала под колесо
Примем = = 72 мм
Диаметр бурта колеса определяется как = +
= + = 72 + = 79,5 мм
Примем = 80 мм.
4.4 Подбор шпонок
Длины шпонок принимаются по ряду предпочтительных чисел по ГОСТ 23360-78.
Шпонка на конце быстроходного вала
Диаметр d = 29,1 мм
Длина шпонки L = 50 мм
Рабочая длина шпонки = 44 мм
Ширина шпонки b = 6 мм
Высота шпонки h = 6 мм
Глубина паза вала = 3,5 мм
Глубина паза под колесо = 2,8 мм
Шпонка на конце тихоходного вала
Диаметр d = 50 мм
Длина шпонки L = 70 мм
Рабочая длина шпонки = 58 мм
Ширина шпонки b = 12 мм
Высота шпонки h = 8 мм
Глубина паза вала = 5 мм
Глубина паза под колесо = 3,3 мм
Шпонка под колесом тихоходного вала.
Диаметр d = 72 мм
Длина шпонки L = 100 мм
Рабочая длина шпонки = 80 мм
Ширина шпонки b = 20 мм
Высота шпонки h = 12 мм
Глубина паза вала = 7,5 мм
Глубина паза под колесо = 4,9 мм
5. Расчёт элементов редуктора.
5.1 Расчёт элементов корпуса
Определение зазоров между вращающимися деталями
a = + 3 (5.1)
Длина редуктора:
L = + + = + 170 + = 340мм
Зазор:
a = + 3 = + 3 = 9,97 мм
Принимаем а = 10 мм
Для крепления используются винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ.
Диаметр фланцевых винтов крепления крышки корпуса к корпусу определяется по формуле
d = 10 мм (5.2)
d = = = 11,4 мм
Принимаем d = 12 мм.
Опорная поверхность выполнена в виде четырех расположенных в местах установки болтов платиков. Такое расположение позволяет снизить расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса, снижает нагрузки на резьбовые детали.
Диаметр фундаментных болтов определяется по формуле
= (5.3)
= = 15 мм
Необходимая точность фиксирования достигается штифтами. Используются два конических штифта с внутренней резьбой, которые устанавливаются по срезам углов крышки. Диаметр штифтов = = = (8,4...9,6) = 9 мм 2, 242
Толщина стенки корпуса
= 6 мм
= = = 6,83 мм
Принимаем = 7 мм
Толщина стенки крышки редуктора
= Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
= = 6,3 мм.
Радиусы сопряжений:
r = = = 3,5 мм
R = = = 10,5 мм
Размеры конструктивных элементов:
f = = = 3 мм
b = = = 10,5 мм
= = = 9 мм
l = = = 15 мм
Проушина для подъема и транспортировки выполняется в виде ребра с отверстием, диаметр которого D = = = 19 мм и шириной S = = = 19 мм.
Минимальная ширина фланца редуктора определяется из условия свободного размещения головки винта крепления крышки редуктора и толщины стенки редуктора
мм, принимаем мм.
Координата размещения оси болта мм, принимаем мм.
Минимальная ширина фланца редуктора мм.
5.2 Конструирование колеса
Форма зубчатого колеса может быть c плоской или выступающей ступицей
При среднесерийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой и в штампах.
Диаметр ступицы.
= + 10= + 10 = 118 мм
Примем = 120 мм.
Определение длины ступицы.
= == (57.6…86.4)мм
Примем = 62 мм
Определяем толщину обода зубчатого венца: S + 2 мм.
S = + 2 = 9,5 мм
Примем S = 9,5 мм
На колесе выполняется фаска под углом 45 градусов
f = = (1,8..2,1) мм
Принимаем f = мм
Диаметр обода: - = 281,49 - = 265,19 мм
Толщина обода: С = = = (12,6..16,8) = 14 мм
6. Уточнённый (проверочный) расчёт валов на прочность
Для валов расчет на сопротивление усталости является основным. Прежде всего устанавливаем характер цикла напряжений. Так как установить действительный цикл нагрузки машины в условиях эксплуатации трудно, расчет выполняем по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимаем: симметричный - для напряжений изгиба и отнулевой для напряжений кручения.
Цель расчета - определение запаса сопротивления усталости в опасном сечении. При совместном действии кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяем по формуле согласно
S = = 2.5 (6.1)
где запасы сопротивления по изгибу и кручению согласно
= (6.2)
= (6.3)
Определение коэффициентов концентрации напряжения согласно
(6.4)
(6.5)
где - масштабный коэффициент,
- фактор чистоты поверхности,
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала,
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,
По - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, - постоянные составляющие.
= 0.
= (6.6)
= = (6.7)
где - осевой момент сопротивления при изгибе,
- осевой момент сопротивления при кручении.
= (6.8)
= (6.9)
Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости:
Выбор материала вала
Материал вала Сталь 40Х
Временное сопротивление = 980 МПа,
Предел выносливости при изгибе = 410 МПа.
Предел выносливости при кручении = 240 МПа.
Предел текучести=780МПа
=0,1
Расчет вала на выносливость.
Проведём расчёт для опасного сечения
Опасный участок - посадка подшипника с натягом
= Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
=
= =
= = = 9,71 МПа
= = = = 5,19 МПа
Назначаем коэффициенты согласно 2
=2,2; =0,65; =1; ; ;
Коэффициент чистоты поверхности согласно табл 10.8 2
= 0,88 = 0,93
и - коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала,
= = 3,52
= = 3,23
= = = 4,79
= = = 9,94
S = = = 4,31
Опасным является посадка подшипника с натягом.
7. Проверка работоспособности подшипников
7.1 Предварительное назначение подшипников
Для быстроходного вала назначаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 207
Внутренний диаметр d = 35 мм
Наружный диаметр D = 72 мм
Ширина В = 17 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 25500 Н
Статическая грузоподъёмность = 13700 Н
Диаметр шарика = 11,11 мм
Для тихоходного вала назначаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 210
Внутренний диаметр d = 60 мм
Наружный диаметр D = 110 мм
Ширина В = 22 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 52000 Н
Статическая грузоподъёмность = 31000 Н
Диаметр шарика = 15,875 мм
7.2 Конструирование подшипниковых узлов
Крышка подшипника на быстроходном валу
Стенка крышки при диаметре внешнего кольца подшипника D = 72 по = 6 мм
Установочный поясок принимаем равным толщине крышки S = 6 мм
Канавка для выхода шлифовального круга b = 5 мм - принимается по табл 7.8 при диаметре внешнего кольца подшипника D = 72 мм
Длина пояска сопряжения l b =
Крышка подшипника на тихоходном валу
Стенка крышки при диаметре внешнего кольца подшипника D = 110 по = 7 мм
Установочный поясок принимаем равным толщине крышки S = 7 мм
Канавка для выхода шлифовального круга b = 6 мм - принимается по табл 7.8 при диаметре внешнего кольца подшипника D = 110 мм
Длина пояска сопряжения l b = 6 мм
7.3 Расчёт усилий в опорах вала
Для проверки подшипников на прочность необходимо определить силовые факторы, воздействующие на подшипниковые узлы
На конец вала действует сила от муфты
= = = 3446 Н
Расстояния между точками приложения усилий определяются замерами на чертеже: = 42мм, b= 69 мм, c= 76 мм
Реакции в опорах определяем на основании уравнений равновесия
Расчёт реакций в опорах вертикальной плоскости
=-4346H
=2523,3H
Проверка
= 0
3446 - ( - 4346) - 22634,4 - 2523,3 = 0
0 = 0
Расчёт реакций в опорах горизонтальной плоскости
Реакции в опорах определяем на основании уравнений равновесия
H
Определение максимальных усилий.
H
H
Результируюшая осевая сила = 1468H
Расчёт ведём по наиболее нагруженной опоре , = 4482,53 Н
7.4 Расчёт подшипника
Требуемый ресурс долговечности подшипников по заданию = 15000 ч
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по 2 шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 210 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр d = 60 мм
Наружный диаметр D = 110 мм
Ширина В = 22 мм
Динамическая грузоподъёмность С = 52000 Н
Статическая грузоподъёмность = 31000 Н
Диаметр шарика = 16,669 мм
Определяем эквивалентную радиальную нагрузку по формуле:
P = (7.1)
где V - коэффициент вращения; V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
X - коэффициент радиальной силы
Y - коэффициент осевой силы
= 1,3 - коэффициент безопасности;
= 1 - температурный коэффициент;;
Определяем ресурс подшипника:
Для случая с ненулевым значением осевой силы расчёт значений коэффициентов Х и Y проводится в соответствии с 5 Первоначально определяется по таблице 58 значение Для него рассчитывается следующее соотношение:
= = = 0,196
Следовательно, по табл 58 5 = 14,4
Далее для отношения определяется коэффициент е по табл 64
e=0,28()=
Определяем коэффициент
Так как >e, то по табл 64 5 X = 0,56, Y = 1,91
P = =
Н
Определяем эквивалентное время работы
= (7.2)
где n - частота вращения вала, n = 164
= = = 60,48 млн об
Определяем потребную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника и сравниваем ее с паспортной.
= (7.3)
= = 52000 Н
7.5 Построение эпюр моментов и определение максимального момента
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
= Нм
= Нм
= Нм
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
= Hм
Hм
Hм
Hм
Определение результирующих моментов:
= = = 188,27 Hм
= = = 258,22 Hм
= = = 355,44 Hм
= = = 248,94 Hм
= = 261,9 Hм
Максимальный момент
= 355,44 Нм
Построение эпюры
8. Проверочный расчёт шпоночных соединений
Из условия прочности на смятие имеем:
= (8.1)
Шпонка на конце быстроходного вала
= = = 49,52 МПа
Шпонка на конце тихоходного вала
= = = 23,6 МПа
Шпонка под быстроходной шестернёй
= = = 44,42 МПа
Поскольку все вычисленные напряжения смятия не выше допускаемого = 100 МПа, то все шпонки удовлетворяют условию прочности.
9. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса (картерная смазка).При вращении колёс внутри корпуса образуется взвесь частиц масла, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Объём масляной ванны для одноступенчатых цилиндрических редукторов рекомендуется принимать таким, чтобы на 1 кВт передаваемой мощности приходилось 0,35-0,7 л масла.
V = = = (3,12..6,24). Объём масла V = 6 л
Рекомендуемое значение вязкости масла для зубчатых колёс закрытых передач при контактном напряжении = 549,1 МПа и окружной скорости v = 1,74 = 34 Руководствуясь вязкостью масла, назначаем по ГОСТ 20799-88 Масло индустриальное И-Г-А-32
Принцип назначения сорта масла: чем выше контактные давления в передаче и чем меньше скорость, тем более вязкой должно быть масло.
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. При картерной системе смазки подшипники также смазываются брызгами масла. Глубина погружения колёс в масло.
= = = 6...72,12 мм.
Принимаем = 4...72 мм.
Список литературы
кинематический расчет зубчатая передача
1. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - изд., перераб. - М.: Высшая школа, 2002. - 408 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. - изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.
3. Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора: Учеб. пособие / М.Ш.Мигранов, О.Ф. Ноготков, А.А.Сидоренко, Л.Ш. Шустер. - М.: Изд-во МАИ, 2002. - 125 с.
4. Допуски и посадки: Справочник в ч. / Под ред. В.Д. Мягкова, изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983.- 447 с.
5. В.И. Анурьев "Справочник конструктора-машиностроителя" том 1. - 2001. - 920 с.
6. В.И. Анурьев "Справочник конструктора-машиностроителя" том 2. - 2001. - 912 с.
7. В.К. Итбаев, Р.Г. Ахматвалиев, А.А. Сидоренко, Б.А. Беляев. Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине "Прикладная механика". - Уфа, 2009. - 35 с.
8. Расчет зубчатых передач. Методические указания к выполнению курсового проектирования по дисциплине "Прикладная механика". изд., испр. и доп. Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т; Сост.: В.К. Итбаев, Р.Г. Ахматвалиев, А.А. Сидоренко, Б.А. Беляев. - Уфа, 2009. - 35 с.
9. Измерительные размеры зубчатых колес Сост.: О.Ф. Ноготков, В.Н. Рубцов, С. М. Минигалеев - Уфа, 2009. - 33 с.
10. СТО УГАТУ 016-2007. Графические и текстовые конструкторские документы. Требования к построению, изложению, оформлению. - Уфа: Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т, 2007. - 93 с.
Размещено на Allbest
Подобные документы
Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор материалов и расчёт допускаемых напряжений. Проектный и проверочный расчёт передачи. Проектный расчёт вала и выбор подшипников. Подбор и проверочный расчёт шпоночных соединений. Смазывание редуктора.
курсовая работа [222,1 K], добавлен 15.11.2008Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.
курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019Расчёт срока службы привода. Кинематический расчет двигателя. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчёт нагрузок валов редуктора. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование зубчатого колеса.
курсовая работа [950,8 K], добавлен 12.01.2011Мощность и КПД привода электродвигателя. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых напряжений. Расчет контактных напряжений, основных размеров и формы тихоходного вала. Подбор и расчет шпонок и подшипников.
курсовая работа [173,2 K], добавлен 20.12.2012Определение мощности электродвигателя и подбор электропривода. Проведение ряда проверочных и уточняющих расчетов зубчатой передачи редукторов, подшипников, плоскоременной передачи, муфты. Подбор материала шестерен и зубчатых колес. Подбор и расчет смазки.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.05.2011Кинематический 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 04.06.2019Кинематический 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. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.
курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014Особенности выбора электродвигателя, кинематических параметров привода, валов и подшипников редуктора. Методика расчета конической зубчатой передачи быстроходной ступени и цилиндрической зубчатой передачи тихоходной ступени. Правила смазки редуктора.
курсовая работа [393,0 K], добавлен 29.07.2010Редуктор 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 18.04.2011
