Привод электромеханический
Разработка ременно-цилиндрического привода, его кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя, расчет зубчатых и клиноременных передач. Эскиз валов, эпюры изгибающих моментов. Расчет шпоночных соединений. Выбор муфты и смазки, сборка редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.09.2017 |
| Размер файла | 3,4 M |
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.
32
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки РФ
ФГБОУ ВПО Марийский Государственный Университет
Электроэнергетический факультет
Кафедра электромеханики
Привод электромеханический
Пояснительная записка к курсовому проекту
по курсу "Техническая механика"
Выполнил: студент гр. ЭЭ-21 Хасанов.Б.Л.
Руководитель, доц., к. т. н. Иванов О.Г.
Йошкар-Ола 2017
Техническое задание на выполнение курсового проекта по курсу "Техническая механика"
Исходные данные для выполнения курсового проекта:
Привод ременно-цилиндрический.
Частота вращения приводного вала nрм =150 об/мин.
Мощность на приводном валу Ррм = 0,8 кВт. Привод реверсивный.
Режим нагружения VI - легкий (работа большую часть времени с нагрузками ниже средних).
Срок службы привода t = 25000 часов.
Задание:
Спроектировать привод. Представить расчетно-пояснительную записку с полным расчетом привода и тремя листами чертежей:
чертеж общего вида привода в 3-х проекциях со спецификацией;
сборочный чертеж редуктора в 3-х проекциях со спецификацией;
рабочие чертежи тихоходного вала и зубчатого колеса.
Содержание
- Техническое задание на выполнение курсового проекта по курсу "Техническая механика"
- Введение
- 1. Кинематический и силовой расчет привода
- 1.1 Выбор электродвигателя
- 1.2 Определение передаточных чисел привода, частоты вращения, мощностей и крутящих моментов на валах
- 2. Расчет зубчатых передач
- 2.1 Выбор материала, определение допускаемых напряжений
- 2.2 Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи
- Принимаем mn= 1,5 мм.
- 2.3 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи
- 3. Расчет клиноременной передачи
- 3.1 Тип сечения
- 3.2 Расчетный диаметр малого (ведущего) шкива
- 3.3 Расчетный диаметр большого (ведомого) шкива
- 3.4 Фактическое передаточное число
- 3.5 Окружная скорость ремня
- 3.6 Межосевое расстояние
- 3.7 Расчетная длина ремня
- 3.8 Фактическое межосевое расстояние
- 3.9 Угол обхвата малого шкива
- 3.10 Число пробегов
- 3.11 Число ремней
- 3.12 Усилие предварительного натяжения ремней
- 3.13 Усилия действия на валы
- 4. Расчет валов
- 4.1 Проектировочный расчет
- 4.2 Эскиз валов (подбор размеров валов)
- 4.5 Эпюры изгибающих моментов
- 5. Расчет подшипников качения
- 5.1 Предварительный выбор подшипника
- 5.2 Подшипниковый узел
- 5.3 Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
- 5.4 Требуемый ресурс подшипника
- 5.5 Динамическая грузоподъемность
- 6. Расчет шпоночных соединений
- 6.1 Длина шпонки
- 6.2 Условие прочности шпонки на смятие
- 6.3 Условие прочности шпонки на срез
- 7. Выбор муфты
- 8. Выбор смазки
- 9. Выбор посадок зубчатого колеса, подшипников и других элементов
- 10. Сборка редуктора
- Заключение
- Список литературы
Введение
Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.
Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.
Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.
Редукторы служат для уменьшения числа оборотов, увеличения крутящего момента и состоят из зубчатых, червячных пар, планетарных рядов или из различных их сочетаний.
Для увеличения числа оборотов и снижения момента применяются мультипликаторы.
В основном в редукторах используются зубчатые передачи и это связано со сравнительно малой их стоимостью, возможностью обеспечения высокой надежности при минимальном весе, габаритах и потерях на трение.
Потери на трение в одной зубчатой паре качественно изготовленного редуктора не превышают одного процента передаваемой мощности и могут снижаться.
При конструировании к редукторам предъявляют высокие требования.
1. Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
Исходные данные Pрм = 0.8 кВт, nрм =150 об/мин.
Общее КПД привода можно рассчитать по формуле:
зобщ= з1пер •з2пер •з3пер • з3подш = 0,95•0,97•0,98•0,993 =0,87
где з - общее КПД привода;
зрем - КПД цепной передачи, зрем= 0,95;
зм - КПД муфты, зм= 0,98;
зп - КПД пары подшипников, зп = 0,99;
зц - КПД цилиндрической передачи, зц = 0,97.
Требуемая мощность двигателя
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
,
,
где - минимальные и максимальные рекомендуемые передаточные отношения привода.
, ,
- передаточное отношение редуктора;
- передаточное отношение передачи с гибким тяговым органом.
На основании полученных данных принимаем двигатель, мощность которого превышает значение требуемой мощности. Таким двигателем является АИР80B4, Рдвн= 1,5 кВт, nдвн= 1395мин-1
1.2 Определение передаточных чисел привода, частоты вращения, мощностей и крутящих моментов на валах
Определим передаточное число привода
Примем передаточное число цилиндрической передачи редуктора uц = 4. Тогда передаточное число ременной передачи
Определим фактические значения чисел оборотов валов n1,2
.
Тогда фактические значения чисел оборотов валов
Мощность на каждом валу Р1,2,3
Момент и угловую скорость на i-ом валу редуктора Тi (Н•м) и i (c-1) можно найти по формуле:
Момент и угловая скорость для каждого вала равны:
Срок службы привода по заданию t =25000часов.
Полученные данные сведем в таблицу 1.
Таблица 1.1 - Исходные данные для расчета передач привода
|
Пара- метр Номер вала |
P, кВт |
T, Нм |
n, об/мин |
, с-1 |
Передаточное отношение |
|
|
двигатель |
0,92 |
6,3 |
1395 |
146,01 |
uц=4 uрем=2,325 |
|
|
1 |
0,92 |
6,3 |
1395 |
146,01 |
||
|
2 |
0,874 |
17,36 |
600 |
50,34 |
||
|
3 |
0,83 |
66 |
150 |
12,58 |
||
|
рм |
0,814 |
64,7 |
150 |
12,58 |
привод электромеханический редуктор электродвигатель
2. Расчет зубчатых передач
2.1 Выбор материала, определение допускаемых напряжений
Выбор материала. Основными условиями для выбора материалов и термообработки колес являются:
1) критерии работоспособности, условия нагружения и назначение машин. Наиболее типовым критерием работоспособности зубчатых колес является контактная прочность рабочих поверхностей зубьев. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а допускаемая нагрузка передач по контактной выносливости пропорциональна квадрату твердости. Износостойкость и противозадирные свойства возрастают с увеличением твердости поверхностей зубьев, поэтому целесообразно широкое использование зубчатых колес с высокой поверхностной твердостью зубьев;
2) условие равно прочности зубьев шестерни и колеса. Для обеспечения одинаковой контактной выносливости зубьев шестерни и колеса рекомендуется назначать такое сочетание материалов колес, чтобы твердость поверхности зубьев шестерни превышала твердость зубьев колеса на 25…70 НВ;
3) при твердости рабочих поверхностей зубьев обоих колес НВ 350 передачи являются плохо прирабатывающимися, при твердости НВ ? 350 хотя бы одного из колес возможна приработка зубьев. В связи с этим для колес с твердостью НВ 350 назначаются марки стали, подвергаемые закалке с нагревом ТВЧ, цементации, азотированию, а при НВ ? 350 - стали, подвергаемые улучшению, редко - нормализации;
4) технология изготовления зубчатых колес;
5) конструкция, размеры, точность зубчатых колес, методы обработки зубьев и виды термообработки.
Для колеса и шестерни выбираем материал - сталь 40Х, вид термообработки - улучшение.
Твердость поверхности колеса 235…262 НВ, шестерни - 269…302НВ
Определение допускаемых напряжений.
Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле:
где Н1,2 - допускаемое контактное напряжение, МПа;
Нlim1,2 - предел выносливости материала, МПа;
[SН] 1,2 - коэффициент безопасности;
КHL1,2 - коэффициент долговечности.
Предел выносливости Нlim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:
где - среднее значение твердости материала.
Подставив численные значения в формулу получим:
Коэффициент безопасности назначаем в зависимости от вида термообработки (в данной работе - улучшение) и принимаем [SН] 1,2 = 1,1
Коэффициент долговечности принимаем равным 1, так как режим нагрузки привода спокойный.
По вычисленным данным определяем допускаемое контактное напряжение по формуле:
При небольшой разности твердости () за расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее - по колесу 515,5 МПа.
Допускаемые напряжения изгибаF1,2 вычисляются по формуле:
где Flim1,2 - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;
[SF] 1,2 - коэффициент безопасности;
KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверсивность передач);
KFL1,2 - коэффициент долговечности.
Коэффициент безопасности принимаем [SF] 1,2 = 1,75
При реверсивной нагрузке KFC = 0,8
При спокойной нагрузке =1.
Предел выносливости Flim1,2 назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки:
где - среднее значение твердости материала.
По полученным данным определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:
2.2 Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи
Межосевое расстояние aW (мм) для цилиндрических прямозубых передач рассчитывают по следующей формуле:
где КH - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца КH =1,05
bа - коэффициент ширины колесаbа = 0,4
Межосевое расстояние aW равно:
Из стандартного ряда межосевых расстояний принимаем aw= 100мм.
Модуль mn равен:
mn= (0,01…0,02) aw = 1…2мм.
Принимаем mn= 1,5 мм.
Число зубьев шестерни:
Принимаем 27.
Число зубьев колеса:
Принимаем 107
Определим основные геометрические параметры колес зубчатого зацепления.
Диаметры делительных окружностей рассчитывают по формуле:
Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно равны:
Диаметры впадин:
Диаметры вершин:
Уточним межосевое расстояние
мм.
Ширина колеса:
Примем ширину зубчатого венца для колеса b2 = 40мм, а для шестерни b1 =b2+ (4…8) = 45 мм (по ряду Ra40).
Назначение степени точности передачи проводим по значению окружной скорости.
Окружную скорость передачи определяют по формуле:
Назначаем для зубчатой передачи 8 степень точности.
Для прямозубой цилиндрической передачи (рис.2.1) номинальную нагрузку (тангенциальную составляющую силы в зацеплении) можно рассчитать по формуле:
Радиальная составляющая силы в зацеплении
2.3 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи
Уточнение коэффициентов нагрузки.
.
КНв = 1,05, КFв = 1,1
где КFв, КНв - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчете их на прочность.
КHV= 1,08и КFV = 1,2,гдеКFV, КНV - коэффициенты, учитывающие динамические нагрузки в зацеплении при расчете их на прочность.
КН = 1,07
КF = 1,00 для прямозубых колес,
гдеКF, КН - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями при расчете их на прочность.
Проверочный расчет фактических контактных напряжений.
Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев уН, МПа, определяют по формуле:
.
Контактные напряжения не выходят за пределы допускаемых.
Проверочный расчет фактических изгибных напряжений.
Фактические напряжения изгиба на колесеуF2, МПа определяются по формуле:
где YF2 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираем изтаблице по эквивалентным числам зубьев zV.
Эквивалентное число зубьев для прямозубых колес
zV1= z1 = 27, zV2= z2 = 107
тогда для z1 = 27, YF1= 3,91
дляz2 = 107, YF2 = 3,59.
Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба шестерни определяют по упрощенной зависимости:
Изгибные напряжения не выходят за пределы допускаемых.
3. Расчет клиноременной передачи
исходные данные:
Мощность на:
ведущем шкиве: Р1=0,92 кВт
ведомом шкиве: Р2=0,874 кВт
Передаточное число ременной передачи U=2,325
Частота вращения:
ведущего шкива: n1=1395об/мин
ведомого шкива: n2=600об/мин.
Вращающий момент
ведущего шкива: T1 =6,3Н•м
ведомого шкива: T2 =17,36Н•м
3.1 Тип сечения
при х<5 м/с сечение А
3.2 Расчетный диаметр малого (ведущего) шкива
d1===68мм
3.3 Расчетный диаметр большого (ведомого) шкива
d2= d1 (1-е) U
е - коэффициент, учитывающий сопряжение ремня (0,01…0,02), принимаем е=0,015
d2= 68 (1-0,015) 2,325=155
Округляем до стандартного
d1=68
d2=160
3.4 Фактическое передаточное число
Uф===2,388
=•100%=1,4%<10%
3.5 Окружная скорость ремня
х===5,18 м/с
3.6 Межосевое расстояние
наибольшее
amax=2 (d1+ d2) =2 (68+ 160) =388
наименьшее
amin=0,55 (d1+ d2) +h
h-высота сечения ремня
по таблице h=8 (в зависимости от типа сечения)
amin=0,55 (68+ 160) +8=164
рекомендуемое =1 при U=3
a=1•d2=1•160=160
принимаем a=160 мм.
3.7 Расчетная длина ремня
L=2a+ (d1+ d2) +=2•160+ (68+ 160) +=846
Принимаем стандартное значение L=850 мм.
3.8 Фактическое межосевое расстояние
аф=
аф==202
3.9 Угол обхвата малого шкива
б1-угол обхвата на наименьшем шкиве.
б1=180-57=180-57•=143?? [б1] [б1] =120?
3.10 Число пробегов
V===6c-1? [V] =10 c-1
3.11 Число ремней
z?
-окружная сила
===222 Н
S1-площадь сечения одного ремня
по таблице S1=81 мм2
[уп] - допускаемое напряжение
[уп] = [уo] •Сб•СV•Cp•Cи
[уo] - допускаемое приведенное напряжение при у0=0,9 Н/мм2
у0 - начальное напряжение
[уo] =1,23Н/мм2
Сб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата
Сб=1-0,003 (180?-б1)
Сб=1-0,003 (180?-143) =0,88
СV - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил
СV=1,05-0,0005V2
СV=1,05-0,0005•62=1,03
Ср-коэффициент нагрузки и режима работы
по таблице Ср=1
Cи - коэффициент, учитывающий вид передачи
по таблице Cи=1
[уп] =1,23•0,88•1,03•1•1=1,11
z??2,47z=3
3.12 Усилие предварительного натяжения ремней
S0=F•у0=z•F0•у0
F - суммарная прочность поперечного сечения ремней
F0 - площадь сечения одного ремня
S0=3•81•0,9=219
3.13 Усилия действия на валы
Fвал=2S0•cos
Fвал=2•219•cos=139H
4. Расчет валов
исходные данные:
,
,
,
,
4.1 Проектировочный расчет
В зависимости от условий работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напряжением.
Для валов рекомендуется использовать стали Ст.5, Ст.6, 35, 40, 45.
Для этих материалов задаются допускаемым касательным напряжением в пределах . Принимаем
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
Принимаем стандартное значение
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
Принимаем стандартное значение
4.2 Эскиз валов (подбор размеров валов)
Эскиз ведущего вала
dш=40 мм
dш - делительный диаметр шестерни
Принимаем диаметр вала под подшипники dп=40 мм
Конструкция шестерни.
Диаметр окружности выступов шестерни dа1 = 36 мм.
Так как отношение dа1/d1 = 30/17 = 1,7, что меньше 2, то шестерня передачи изготавливается вместе с валом.
Эскиз ведомого вала dк=162
dк - делительный диаметр колеса
диаметр под подшипник dп=30 мм
диаметр под колесо d3=32 мм
диаметр болтика dб=34 мм
Проектировочный расчет ведущего вала
Расстояние между опорами:
l=+2x+W
- длина ступицы шестерни
= =45+5=50 мм
x= (8…15) =8 мм
W - ширина стенки редуктора
W= (30…60) =30 мм
l=50+16+55=121 мм
f= (45…65) принимаем 55 мм
Проверочный расчет ведущего вала
Расчетная схема
Проектировочный расчет ведомого вала
Расстояние между опорами:
l=+2x+W
- длина ступицы шестерни
= =45+5=50 мм
x= (8…15) =8 мм
W - ширина стенки редуктора
W= (30…60) =30 мм
l=50+16+55=121 мм
f= (45…65) принимаем 55 мм. Проверочный расчет ведомого вала
Расчетная схема
4.5 Эпюры изгибающих моментов
Строим эпюры для ведущего вала
Строим эпюры для ведомого вала
5. Расчет подшипников качения
исходные данные
n= 150 об/мин
= 40 мм
5.1 Предварительный выбор подшипника
Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный одноразрядный "Подшипник 306 ГОСТ 8338-75" средней серии для тихоходного вала. Выписываем значения подшипника , , , =22000H, =15100 Н
Для быстроходного вала выбираем "Подшипник 304 ГОСТ 8338-75" средней серии. Выписываем значения подшипника , , , =12500H, =7940 Н
5.2 Подшипниковый узел
Подшипниковый узел фиксирующей опоры шестерни образуют два одинаковых подшипника (шариковый радиальный одноразрядный) ЃЛ для комплекта из двух шарикоподшипников имеем
для тихоходного вала:
=1,625= 1,625=35750H
для быстроходного вала:
=1,625= 1,625=12902 H
5.3 Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
где V - коэффициент кольца подшипника; при вращении внутреннего кольца V=1,0;
X,Y - коэффициенты приведения загрузки (для радиального підшипника X = 1,Y = 0);
Kб - коэффициент безопасности Kб = 1
Kt - температурный коэффициент Kt = 1
210,8
5.4 Требуемый ресурс подшипника
, n=3 (для шарикоподшипников)
для тихоходного вала:
=406472089 ч [L], где [L] =25000 ч
для быстроходного вала:
=19106172 ч [L], где [L] =25000 ч
5.5 Динамическая грузоподъемность
L= - количество оборотов за планируемый срок
L==225 млн. оборотов
=1560H
для тихоходного вала: =35750H
для быстроходного вала: =12902 H
Данные подшипники пригодны для данных валов.
6. Расчет шпоночных соединений
Задаемся видом шпоночного соединения в зависимости от класса машины, конструкции соединяемых деталей, угловой скорости, величины и характера нагрузки.
1) Для выходного конца быстроходного вала:
Для увеличения прочности вала из конструкционных соображений примем, что шестерня изготовлена как одно целое с валом
2) Для выходного конца тихоходного вала:
диаметр вала d = 26 мм
Вращающий момент T = 66 Н•м
Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68, принимаем призматическую шпонку с размерами сечения bxh
- ширина шпонки
- высота шпонки
- глубина паза вала
- глубина паза втулки
6.1 Длина шпонки
В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда. Рекомендуется но не более длины ступицы.
мм
6.2 Условие прочности шпонки на смятие
Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.
,
где Т - передаваемый момент;
d - диаметр вала;
- рабочая глубина паза в ступице
- для шпонок с плоскими торцами
Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и стальных ступицах
Условие выполнено.
6.3 Условие прочности шпонки на срез
Допускаемое напряжение на срез шпонок при спокойной нагрузке Условие выполнено.
7. Выбор муфты
В курсовом проектировании не предусмотрен расчет муфты, а муфта выбирается по стандарту в зависимости от диаметра вала и расчета вращающего момента. Большинство муфт стандартизировано.
Нм - номинальный вращающий момент на валу
- коэффициент эксплуатации
1,25 - нагрузка спокойная
=82,5 Нм [T] [T] = 125Н•м
Фланцевая отрытая муфта (в соответствии с ГОСТ 20761?75)
d = 25 мм
D = 110мм
L=124мм
l=60 мм
8. Выбор смазки
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Принимаем вязкость масла в зависимости от окружной скорости.
Для материала зубчатых колес - сталь, при окружных скоростях от 2 до 5, кинематическая вязкость 2810-6 м2/с.
Используем масло И-Г-А-32. Подшипники смазываем тем же маслом что и детали передачи.
9. Выбор посадок зубчатого колеса, подшипников и других элементов
Выбираем следующие посадки:
- зубчатое колесо на вал;
стаканы подшипников в корпус;
крышки на подшипниках качения;
- муфты при тяжелых ударных нагрузках;
- сальники;
внутренние кольца подшипников качения в корпус;
наружные кольца подшипников качения в корпус;
призматические шпонки в канавках валов;
призматические шпонки в канавках шестерни.
10. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°, затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в основание корпуса редуктора.
На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора.
Устанавливают крышку редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком, затягивают гайки, крепящие крышку к корпусу.
После этого, в гнезда подшипников устанавливаются крышки с комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов крышек подшипников, в целях избегания перекоса подшипников, постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый цилиндрический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
1. Высокая надежность, долговечность;
2. Относительно небольшие габариты редуктора;
3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;
4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
1. Большой вес редуктора;
2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.
Список литературы
1. Попов И.И. Детали машин и основы конструирования / И.И. Попов, Г.С. Юнусов - МарГУ, Йошкар-Ола, 2004 г. - 195 с.
2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - 7-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2001 г. - 447с.
3. Колпаков А.П. Проектирование и расчет механических передач/А.П. Колпаков, Карнаухов И.Е. - Москва "Колос", 2000 г. - 328 с.
4. О.А. Ряховский Атлас конструкций узлов и деталей машин /О.А. Ряховский. - Москва, “Машиностроение”, 2005 г. - 533с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор 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 двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. Параметры конической зубчатой и цилиндрической косозубой передач. Разработка конструкций валов, зубчатых колес и корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов, выбор муфты.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 25.10.2012Выбор 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 19.06.2014Обзор процесса компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет частоты вращения и моментов на валах, зубчатых передач и шпоночных соединений. Сборка и смазка редуктора. Регулировка радиально-упорных подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.11.2017Выбор 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 25.02.2011Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011Выбор 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 29.02.2016Выбор 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 18.12.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Определение параметров цилиндрической передачи редуктора, проектный расчет валов. Конструктивное оформление корпуса и крышки, оформление зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [769,1 K], добавлен 24.01.2016Кинематический расчет привода. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет первой и второй ступени редуктора. Подбор и расчет валов и подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты и сборка редуктора.
курсовая работа [711,5 K], добавлен 29.07.2010
