Механический привод
Описание конструкции проектируемого привода. Кинематический расчет конвейера, выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Тип и схема установки подшипников качения. Схема компоновочная и нагружения валов привода. Расчет элементов корпуса редукторов.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.01.2018 |
| Размер файла | 483,4 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.
48
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство Образования Республики Беларусь
Белорусский Национальный Технический Университет
Машиностоительный факультет
Кафедра "Детали машин и ПТМ и М"
Курсовой проект по специальности
"Прикладная механика"
Механический привод
Минск 2012 г.
Содержание
- 1. Описание конструкции проектируемого привода
- 2. Кинематический расчет конвейера
- 2.1 Выбор электродвигателя
- 2.2 Назначение передаточных чисел передач привода
- 2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
- 2.3.1 Таблица нагрузочных и кинематических характеристик
- 3. Расчет передач привода
- 3.1 Расчет зубчатой передачи
- 3.1.1 Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес
- 3.1.2 Расчет критериев прочности колес
- 3.1.3 Проектный расчет зубчатой передачи
- 3.1.4 Проверочный расчет ЗП
- 3.1.4 Проверочный расчет зубчатой передачи
- 3.1.5 Расчет сил зацепления
- 3.2 расчет передач с гибкой связью
- 4. Предварительный расчет валов
- 5. Выбор типа и схемы установки подшипников качения
- 6. Разработка компоновочной схемы и схемы нагружения валов привода
- 7. Расчет валов на прочность и выносливость. Расчетная схема валов редуктора
- 7.1 Определение реакций в подшипниках
- 7.2 Определение реакций в подшипниках
- 8. Проверка подшипников качения на долговечность
- 9. Расчет элементов корпуса редуктора
- 10. Выбор параметров зубчатых колес, шкивов и звездочек
- 11. Подбор шпонок и их проверочный расчет
- 12. Назначение посадок валов и шероховатостей их поверхностей
- 13. Способ смазки передач и подшипников качения
- 15. Список литературы
1. Описание конструкции проектируемого привода
Выбираем цилиндрический одноступенчатый косозубый редуктор с горизонтальным положением колёс.
Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-79. Сборка и разборка редуктора производится при снятой крышке. Контроль зацепления колёс производится через смотровой люк.
Вал ведомого колеса и вал-шестерня изготовляются из стали 45Х. Для опор валов используются подшипники качения.
Вал колеса и вал-шестерня воспринимают радиальную нагрузку, поэтому они опираются на радиально-упорные подшипники. Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве, предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.
Смазка зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора.
Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования, как техники безопасности, так и производственной санитарии.
Для транспортировки от редуктора отсоединяют муфту с вала-шестерни, снимают звездочку с ведомого вала и открепляют редуктор от фундамента (или рамы привода). Затем с помощью подъемника транспортируют в нужное место. Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора предусмотрен маслоуказатель открытого типа.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Для предупреждения этого и сообщения полости корпуса с внешней средой предусмотрена ручка-отдушина, которую используют также в качестве ручки смотрового люка.
Схема привода:
механический привод редуктор подшипник
Рис.1.1 Кинематическая схема
2. Кинематический расчет конвейера
Исходные данные:
v = 1,95 м/с, v - окружная скорость ведущей звездочки;
F=1400 Н, F-окружное усилие на ведущей звездочке;
Зададимся значениями КПД различных передач:
|
з1 |
з2 |
з3 |
з4 |
|
|
0.98 |
0.96 |
0.99 |
0.92 |
|
|
Муфта УВП |
Зубчатая закрытая передача |
Подшипники качения 3 пары |
ременная передача |
Определяем мощность на выходном валу:
Рассчитываем КПД привода:
Рассчитаем частоту вращения входного вала:
об/мин
Где D - диаметр звездочки, определяем по формуле:
Рассчитаем требуемую мощность электродвигателя:
Найдем частоту вращения электродвигателя:
2.1 Выбор электродвигателя
Выбираем трехфазный асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором на основании рассчитанной требуемой мощности и частоты вращения входного вала:
|
Тип |
Номинальная мощность, кВт |
Синхронная частота вращения, Об/мин |
Асинхронная частота вращения, Об/мин |
|
|
4А100L4У3 |
4 |
1500 |
1435 |
2.2 Назначение передаточных чисел передач привода
Зададимся передаточными числами:
|
Вид передачи |
Значение передаточного числа |
|
|
Закрытая цилиндрическая косозубая |
3,15 |
|
|
Открытая КРП |
2,8 |
Общее число:
Пересчитаем общее передаточное число:
Разбиваем передаточное число по ступеням:
u=3,15 - передаточное число редуктора
- передаточное число ременной передачи.
2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
Обороты на валах:
Крутящие моменты:
Угловая частота:
рад/с, рад/с
рад/с
2.3.1 Таблица нагрузочных и кинематических характеристик
|
Наименование |
Нагрузочные и кинематические характеристики |
||||||
|
Р, кВт |
, 1/с |
n |
u |
||||
|
Ротор эл. двигателя |
3,25 |
21,62 |
150,27 |
1435 |
|||
|
Быстроходный вал |
2,96 |
55,12 |
53,67 |
512,5 |
2,8 |
0,91 |
|
|
Тихоходный вал |
2,81 |
165,1 |
17,0 |
162,5 |
8,83 |
0,87 |
|
|
Вращ. рабочий орган |
2,73 |
160,44 |
17,0 |
162,5 |
8,83 |
0,84 |
3. Расчет передач привода
3.1 Расчет зубчатой передачи
3.1.1 Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес
Исходные данные:
- частота вращения шестерни;
- частота вращения зубчатого колеса;
u = 3,15 - передаточное число редуктора;
Ресурс привода, нагрузка постоянная, плавная.
Режим работы - двухсменный.
Выбираем Сталь 45X улучшение для шестерни и Сталь 45X улучшение для колеса.
Выбираем твердость стали для шестерни и колеса, с индексом 1 обозначаем шестерню, с 2 - колесо:
Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания, для косозубой передачи рекомендуется твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни назначить больше твердости зубьев колеса на 20…50 единиц НВ:
HB1 = 270 МПа - твердость шестерни;
HB2 = 245 МПа - твердость колеса.
3.1.2 Расчет критериев прочности колес
Определим базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса
Курмаз " Курсовое проектирование": ,
Определяем эквивалентное число циклов:
,
где С - число зацеплений зуба за один оборот, С=1; - коэффициент, учитывающий число зацеплений зуба за один оборот в соответствии с циклограммой нагружений, =0,7.
Найдем коэффициент режима загрузки:
- коэффициент режима нагрузки
- показатель степени кривой усталости при расчетах на контактную выносливость, =6
Найдем допустимое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:
для зубчатых колес с однородной структурой;
МПа;
МПа.
МПа; МПа;
МПа.
- предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев;
коэффициент режима нагрузки;
- коэффициент запаса прочности.
Рассчитаем напряжение изгиба:
Примем базовое число циклов напряжений равным:
Найдем эквивалентное число циклов:
,
где - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи с циклограммой.
.
Найдем коэффициент долговечности:
При этом для НВ, а при .
Предел выносливости при изгибе зубьев:
; - Предел выносливости зубьев при изгибе, определяем из табл.4.1.3 Курмаз "Курсовое проектирование".
МПа; МПа.
Определим допускаемые изгибные напряжения, МПа:
, где YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки Ya=1.0.
- допускаемые изгибные напряжения, МПа;
МПа; МПа;
МПа.
3.1.3 Проектный расчет зубчатой передачи
Исходные данные:
, момент на ведущей шестерне;
, момент на ведомом колесе;
, частота вращения ведущей шестерни;
, частота вращения ведомого колеса;
u=3,15 - передаточное число зубчатой передачи;
- допускаемое изгибочное напряжение.
Определяем межосевое расстояние:
,
где:
aw - межосевое расстояние;
Ка = 43 МПа1/3 - числовой коэффициент для косозубой передачи;
- передаточное число зубчатой передачи;
Т2 - крутящий момент на ведомом колесе;
КН = 1,0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Цилиндрическое расположение колес симметрично;
ba = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого венца. Рекомендуемое значение межосевого расстояния берем по ГОСТ 21354_75;
Ka =1,0 коэффициент внешней динамической нагрузки для равномерно работающего электродвигателя.
мм
Рассчитаем ширину венцов зубчатого колеса и шестерни:
мм
мм
Уточним аw в соответствии с ГОСТ 2185-66 примем аw = 200 мм (межосевое расстояние было выбрано на один типоразмер больше, с учетом высокой нагруженности редуктора, в соотв. ГОСТ 2185-66 должно было составлять 160 мм).
Примем предварительно Z1' =19 и в' =15 град.
Найдем модуль зацепления:
Уточним m' в соотв. с ГОСТ 9563-60, примем m = 5
Найдем суммарное число зубьев передачи:
Округлим до ближайшего целого, получим Z=77.
Найдем действительный угол наклона зубьев:
град
Определим число зубьев шестерни:
, округлим до целого, получим Z1=19
Определим число зубьев колеса:
Находим действительное передаточное число:
Найдем делительные диаметры зубчатых колес:
мм
мм
Найдем диаметры вершин зубьев зубчатых колес:
мм
м
Найдем диаметры впадин зубчатых колес:
мм
мм
3.1.4 Проверочный расчет ЗП
Окружная сила в зацеплении:
Н;
Окружная скорость колес:
м/с;
Удельная окружная динамическая сила:
Н/мм,
где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, выбираем в соотв. с ГОСТ 21354-87, =0,02;
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, в соотв. с ГОСТ 21354-87, =8,2.
Находим расчетную окружную силу в зоне её наибольшей концентрации:
Н/мм,
где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, в соответствии с ГОСТ 21354-87 =1,2.
Найдем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
;
Найдем удельную расчетную окружную силу:
Н/мм
Найдем расчетные контактные напряжения:
МПа;
где, ZH коэффициент учитывающий форму сопряженных зубьев, ZH = 1,77cos (в);
ZE коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес,
ZE = 275МПа1/2;
Zе коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
,
Где условие выполнено.
3.1.4 Проверочный расчет зубчатой передачи
Удельная окружная динамическая сила:
Н/мм,
где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, =0,06 в соотв. с ГОСТ 21354-87.
Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:
Н/мм,
Найдем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила при изгибе:
Н/мм
Найдем коэффициент учитывающий форму зубьев:
рис.4.2.3 Курмаз "Курсовое проектирование",
где Расчет производим для элемента пары "шестерня-колесо", у которого меньшая величина отношения
;
4,2;
Расчет будем производить по отношению т.к.
Рассчитаем напряжение изгиба зуба:
где коэффициент, учитывающий наклон зубьев,;
. Условие выполнено: (10,38<171,01)
3.1.5 Расчет сил зацепления
Окружные Н;
РадиальныеН;
Осевые Н;
Здесь
3.2 расчет передач с гибкой связью
Исходные данные:
P1 = 3,25 кВт, мощность ведущего шкива;
P2 = 2,96 кВт, мощность ведомого шкива;
n1 = 1435 об/мин, число оборотов в минуту ведущего шкива;
n2 = 512,5 об/мин, число оборотов в минуту ведомого шкива;
u = 2,8 - передаточное число ременной передачи;
T1 = 21,62 Н*м, момент на ведущем шкиве;
T2 =55,12 Н*м, момент на ведомом шкиве;
Определим диаметр ведущего шкива:
;
в соотв. с ГОСТ 17383-73 выбираем расчетный диаметр ведущего шкива: [1, стр.14, т.2.1.1]
d1 = 112 мм.
Найдем диаметр ведомого шкива:
мм
в соотв. с ГОСТ 17383-73 выбираем расчетный диаметр ведомого шкива [1, стр.14, т.2.1.1]:
d2 = 315 мм.
Найдем действительное передаточное число передачи:
где е = 0,02 - коэффициент упругого скольжения.
Выберем межосевое расстояние по [1, стр.14, т.2.1.2]
при u = 2.8, межосевое расстояние находится из соотношения: . Принимаем а=560 мм.
Найдем расчетную длину ремня,
мм;
из учета того, что ремень будет поставляться мерной длиною,
найдем действительную длину ремня по [1, стр.15, т.2.1.9]: мм.
Выбираем ремень сечения А с Bр=11,0 mm, B=13 mm, Hp=8mm, H=2,8mm.
Рассчитаем действительное межосевое расстояние передачи:
мм.
Рассчитаем угол обхвата ремнем ведущего шкива:
град.
Найдем коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на ведущем шкиве: .
Найдем скорость ремня:
м/c.
Мощность передаваемая одним ремнем Ро=1.82 кВт. [1, стр.17, т.2.2.7]
Коэффициент, учитывающий число ремней: Cz=0,95
Рассчитаем число ремней:
Принимаем число ремней Z=3
Найдем окружное усилие:
Н.
Рассчитаем усилия:
Плотность ремня р=1250 кг/м3
Модуль упругости при изгибе прорезиненного ремня: МПа
Предел выносливости ремня:
Напряжение растяжения в ремне:
.
Напряжение изгиба в ремне:
Напряжения от центробежной силы:
.
Максимальное напряжение в сечении ремня:
Что не превышает максимального значения . Таким образом ремень выбран правильно.
Сi - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, Сi=1,7.
Долговечность ремня:
.
Таким образом долговечность ремня превышает указанную в задании долговечность L=25000 ч.
Таким образом окончательно выбираем ремень сечения А в количестве 3 шт.
Определим диаметры вершин шкивов:
мм.
мм.
Определим диаметры впадин шкивов:
мм.
мм.
Ширина шкивов:
мм
мм
Толщина обода:
мм
Принимаем С=10мм.
Сила, нагружающая вал передачи:
Подбор и проверочный расчет муфты
Выбор муфты:
Согласно задания выбираем муфту упруго-втулочно пальцевую:
Муфта 250-35-1 ГОСТ 21424-93.
250 - номинальный момент передаваемый муфтой,
35 - диаметр вала,
1 - исполнение первон.
Рассчитаем напряжение смятия резиновой части муфты по формуле:
Где, =2.4 МПа;
Tp - расчетный момент, передаваемый муфтой,
D1 - диаметр расположения элементов зацепления, D1=100 мм
Z - количество элементов зацепления, Z =6.
dп - диаметр элементов зацепления, dп =16 мм
l - длина элементов зацепления, l=40
Соответственно муфта выбрана правильно.
4. Предварительный расчет валов
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора:
Ведущий вал: мм;
Ведомый вал: мм;
5. Выбор типа и схемы установки подшипников качения
Подшипники качения классифицируются по следующим признакам: направлению воспринимаемой нагрузки относительно оси вала (радиальные, радиально-упорные, упорные); форме тела качения (шариковые, роликовые); числу рядов тел качения (однорядные, двухрядные, четырехрядные, многорядные).
Соотношение габаритных размеров определяют серию подшипника: сверхлегкую, особо легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую. Выпускают и применяют преимущественно подшипники легкой и средней серии.
Подшипники качения подбирают на основе расчетных формул по ГОСТ 18855_82.
Поскольку на подшипники действует радиальная сила и небольшая осевая сила, выбираем шариковые радиально-упорные подшипники.
Предварительно принимаем подшипники для вала-шестерни:
тип: шариковые радиально-упорные
серия: легкая
№ 36205 ГОСТ 831_75
C=16,7 кН; C0=9,1 кН; D=52 мм; B=15мм.
Предварительно принимаем подшипники для вала зубчатого колеса:
тип: шариковые радиально-упорные
серия: легкая
№ 36207 ГОСТ 831_75;
С=30,8кН; C0=17,8 кН; D=72; B=17.
6. Разработка компоновочной схемы и схемы нагружения валов привода
Рис.6.1 Схема нагружения валов привода
|
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
||
|
Ft, H |
981.2 |
|||
|
Fr, H |
322.68 |
|||
|
Fa, H |
152.4 |
|||
|
Fm, H |
Fоп, Н |
156,8 |
571,44 |
|
|
Т, Нм |
24,3 |
71,8 |
||
|
w, об/мин |
955 |
303 |
7. Расчет валов на прочность и выносливость. Расчетная схема валов редуктора
7.1 Определение реакций в подшипниках
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал)
Дано: Ft1 = 981,2 H; Fr1 = 322,68 Н; Fa1 = 152,40 H; Fm = 156,8 H; lб = 0,094 м; lм = 0,0725 м; d1 = 0,051 м
1. Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
У M2 = 0 Н?м; Fr1?lб/2+Fa1?d1/2-RBy?lб = 0; RBy = (Fr1?lб/2+Fa1?d1/2) /lб = 202,68 H;
У M4 = 0 Н?м; RAy?lб - Fr1?lб/2+Fa1?d1/2 = 0; RAy = (Fr1?lб/2-Fa1?d1/2) /lб =120,00 H.
Проверка: У y = 0; RAy-Fr1+RBy = 0.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1.4, Н?м:
Мx1 = 0 Н?м; Мx2 = 0 H?м; Мx3 =-RayLб/2=-5,64; Мx4 = 0 Н?м; Мx3 = - RBy?lб/2 = - 3,53 H?м.
2. Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
У M2 = 0 Н?м; - Fm?lm-Ft1?lб/2+Rbx?lб=0; RBx = (Fm?lm + Ft1?lб/2) / lб =611,44 H;
У M4 = 0 Н?м; - Fm? (lm+ lб) - Rax?lб + Ft1?lб/2= 0; RAx = (Ft1?lб/2-Fm? (lm + lб)) / lб = 212,76 H.
Проверка: У x = 0; +RAx-Ft1+RBx+Fm = 0.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1.4, Н?м:
Мy1 = 0 Н?м; Мy2 =Fm?lm=11,37 Н?м; Мy3 = RBx?lб/2 = 28,74 Н?м; Мy4 = 0 Н?м.
3. Строим эпюру крутящих моментов, Н?м: Mк = Мz = Ft1?d1/2 = 981,2?0,051/2 = 25,02 Н?м.
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
RA = vRAy 2 + RAx 2 = 244,27 H;
RB = vRBy 2 + RBx 2 = 644,15 H.
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н?м:
М2 = vМy2 2 + Мx2 2 = 11,37 H?м;
М3 = vМy3 2 + Мx3 2 = 30.28 H?м.
|
RA, H |
244,27 |
|
|
RB, H |
644,15 |
|
|
М2, H?м |
11,73 |
|
|
М3, Н?м |
30.28 |
7.2 Определение реакций в подшипниках
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал)
Дано: Ft2 = 981,2H; Fr2 = 322,68 Н; Fa2 = 152,40 H; Fоп = 571,44 H; Fy=Fопsin20=195,4 H, Fx=Fопcos30=537,0 H lт = 0,096 м; lоп = 0,076 м; d2 = 0, 199 м
У M1 = 0 Н?м; - Fy? (lоп+lт) /2 - RDy?lт +Fa2?d2/2+Fr2? lт /2= 0; RDy = 1/2? (Fr2?lт+Fa2?d2-Fy (lоп+ lт) /lт = - 30,9 H;
У M3 = 0 Н?м; - Fy ? lоп +Fa2?d2/2 - Fr2? lт /2+RCy?lт = 0; RCy = (Fy ? lоп - Fa2?d2/2+Fr2? lт /2) /lт = 158,1 H.
Проверка: У y = 0; - RCy+Fr2-RDy - Fy = 0.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1.4, Н?м:
Мx1 = 0 Н?м; Мx2 = RCy?lт/2 = 7,59 H?м; Мx4 = 0 Н?м; Мx3 = Fy?lт =14,85 Н?м; Мx2 = Fy (lоп+ lт/2) +Rdy?lт/2 =22,75 Hм.
2. Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
У M1 = 0 Н?м; - Ft2?lт/2+RDx?lт+Fx? (lт+lоп) = 0; RDx = 1/2? (Ft2?lт-2?Fx? (lоп+lт)) /lт =471,59 H;
У M3 = 0 Н?м; +Fх?lоп+Ft2?lт/2-RCx?lт = 0; RCx = 1/2? (2?Fх?lоп+Ft2?lт) /lт = 915,61 H. Проверка: У x = 0; - RCx+Ft2-RDx-Fx = 0.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1.4, Н?м:
Мy1 = 0 Н?м; Мy2 = - Fх? (lоп+lт/2) +RCx?lт/2 = - 22,64 Н?м; Мy3 = - Fоп?lоп = - 40,81 Н?м; Мy4 = 0 Н?м.
3. Строим эпюру крутящих моментов, Н?м: Mк = Мz = Ft2?d2/2 = 981,2?0, 199/2 = 71,8 Н?м.
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
RC = vRCy 2 + RCx 2 =929,16 H;
RD = vRDy 2 + RDx 2 = 472,6 H.
5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н?м:
М2 = vМy2 2 + Мx2 2 = 23,87 H?м;
М3 = vМy3 2 + Мx3 2 = 43,43 H?м.
|
RC, H |
929,16 |
|
|
RD, H |
472,6 |
|
|
М2, H?м |
23,87 |
|
|
М3, Н?м |
43,43 |
Эпюры вала-шестерни
Рис.7.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Эпюры тихоходного вала
Рис.7.2 Расчетная схема тихоходного вала.
Расчет валов на выносливость
Для первого вала (быстроходного):
Проверку будем осуществлять по трем опасным сечениям, обозначать их будем индексами 1, 2, 3.
Выбираем тип концентратора напряжения
Найдем коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:;
- предел выносливости гладких стандартных циклических образцов при симметричном цикле нагружения МПа., табличное значение
М - изгибающий момент
- момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала (табл.7.6.3 "Курмаз, Курсовое проектирование")
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
(рис.6.7.3, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис.6.7.4, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.6.7.2).
|
у-1 МПа |
|
|
610 |
|
|
kd |
|
|
0,85 |
|
|
kF |
|
|
0,92 |
|
|
kv |
|
|
1,3 |
Результаты расчетов:
|
d1, mm |
d2, mm |
d3, mm |
|
|
20 |
20 |
56 |
|
|
T H*m |
|||
|
24,3 |
24,3 |
24,3 |
|
|
M H*m |
|||
|
11,36 |
21,1 |
33,56 |
|
|
kу |
|||
|
2 |
3,5 |
3,5 |
|
|
kф |
|||
|
1,9 |
2,1 |
2,1 |
|
|
уa |
|||
|
14,47 |
14,40 |
1,95 |
|
|
kуд |
|||
|
1,88 |
3,23 |
3,23 |
|
|
Sу |
|||
|
22,47 |
13,10 |
96,89 |
Найдем коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям:
- предел выносливости гладких стандартных циклических образцов при симметричном цикле кручения МПа., табличное значение
Т - крутящий момент
- момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала (табл.7.6.3 "Курмаз, Курсовое проектирование")
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
(рис.6.7.3, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности при кручении (рис.6.7.4, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.6.7.2).
шt - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асиметрии цикла изменения напряжений (табл.6.7.1).
|
kd |
|
|
0,85 |
|
|
kF |
|
|
0,92 |
|
|
kv |
|
|
1,3 |
|
|
шt |
|
|
0,1 |
|
|
T-1 |
|
|
210 |
Результаты расчетов:
|
ktd |
|||
|
1,79 |
1,97 |
1,97 |
|
|
Ta, MПa |
|||
|
7,74 |
7,73 |
0,35 |
|
|
ST |
|||
|
14,39 |
13,13 |
288,29 |
Найдем общий запас сопротивления усталости:
|
S |
|||
|
12,12 |
9,27 |
91,84 |
Условие выполнено. Для второго вала (тихоходного):
Проверку будем осуществлять по трем опасным сечениям, обозначать их будем индексами 1, 2, 3.
Выбираем тип концентратора напряжения
Найдем коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям:
- предел выносливости гладких стандартных циклических образцов при симметричном цикле нагружения МПа., табличное значение
М - изгибающий момент
- момент сопротивления изгибу с учетом ослабления вала (табл.7.6.3 "Курмаз, Курсовое проектирование")
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, (рис.6.7.3, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности (рис.6.7.4, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.6.7.2).
|
у-1 МПа |
|
|
610 |
|
|
kd |
|
|
0,85 |
|
|
kF |
|
|
0,92 |
|
|
kv |
|
|
1,3 |
Результаты расчетов:
|
d1, mm |
d2, mm |
d3, mm |
|
|
30 |
30 |
28 |
|
|
T H*m |
|||
|
71,8 |
71,8 |
71,87 |
|
|
M H*m |
|||
|
84,86 |
83,90 |
82,62 |
|
|
kу |
|||
|
1,75 |
1,75 |
2 |
|
|
kф |
|||
|
1,6 |
1,6 |
1,9 |
|
|
уa |
|||
|
32,01 |
31,65 |
38,34 |
|
|
kуд |
|||
|
1,65 |
1,65 |
1,88 |
|
|
Sу |
|||
|
11,54 |
11,68 |
8,48 |
Найдем коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям:;
- предел выносливости гладких стандартных циклических образцов при симметричном цикле кручения МПа., табличное значение
Т - крутящий момент
- момент сопротивления кручению с учетом ослабления вала (табл.7.6.3 "Курмаз, Курсовое проектирование")
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,
(рис.6.7.3, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности при кручении (рис.6.7.4, "Курмаз, Курсовое проектирование");
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.6.7.2).
шt - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асиметрии цикла изменения напряжений (табл.6.7.1).
|
kd |
|
|
0,85 |
|
|
kF |
|
|
0,92 |
|
|
kv |
|
|
1,3 |
|
|
шt |
|
|
0,1 |
|
|
T-1 |
|
|
210 |
Результаты расчетов:
|
ktd |
|||
|
1,51 |
1,51 |
1,79 |
|
|
Ta, MPa |
|||
|
6,77 |
6,77 |
8,33 |
|
|
ST |
|||
|
19, 20 |
19, 20 |
13,37 |
Найдем общий запас сопротивления усталости:
|
S |
|||
|
9,89 |
9,98 |
7,16 |
Условие выполнено.
8. Проверка подшипников качения на долговечность
Исходные данные для быстроходного вала:
Подшипники ГОСТ 831-75 № 36204, серия легкая
|
Fa, H |
Fr1, H |
Fr2, H |
d, mm |
n, min-1 |
|
|
152,4 |
244,37 |
644,15 |
20 |
955 |
C=15,7 кН; C0=8,31 кН; D=47 мм; B=14мм;
Проверка подшипников быстроходного вала, фиксирующей опоры:
Найдем соотношение Fa/C0:
Fa/C0= 0,018;
Из табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование") выбираем значение параметра е, е=0,30;
V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;
Найдем отношение Fa/ (VFr2):
Fa/ (VFr2) = 0,23; т.к. Fa/ (VFr2) <е, то коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X и Y равны соответственно: X=1; Y=0 (табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
Найдем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н
Pr= (XVFr2+YFa) kдkт;
kд - Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл.7.5.3 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kд=1;
kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл.7.5.4 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kт=1;
Pr= 644,15 H;
Найдем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность, Н:
Коэффициент p для шариковых подшипников равен 3
;
Условие выполнено, т.к. С>Cрасч.
Расчет на долговечность:
млн об;
ч;
-условие выполняется.
Проверка подшипников быстроходного вала, плавающей опоры:
Найдем соотношение Fa/C0:
Fa/C0= 0,018;
Из табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование") выбираем значение параметра е, е=0,30;
V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;
Найдем отношение Fa/ (VFr1):
Fa/ (VFr1) = 0,62; т.к. Fa/ (VFr1) >е, то коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X и Y равны соответственно: X=0.45 Y=1.46 (табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
Найдем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н
Pr= (XVFr1) kдkт;
kд - Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл.7.5.3 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kд=1;
kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл.7.5.4 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kт=1;
Pr= 332 H;
Найдем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность, Н:
Коэффициент p для шариковых подшипников равен 3
;
Условие выполнено, т.к. С>Cрасч.
Расчет на долговечность:
млн об;
ч;
-условие выполняется.
Исходные данные для тихоходного вала:
Подшипники ГОСТ 831-75 № 36206, серия легкая
|
Fa, H |
Fr3, H |
Fr4, H |
d, mm |
n, min-1 |
|
|
152.4 |
929.16 |
472.6 |
30 |
303 |
C=22 кН; C0=12 кН; D=62 мм; B=16мм;
Проверка подшипников быстроходного вала, фиксирующей опоры:
Найдем соотношение Fa/C0:
Fa/C0= 0,0127;
Из табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование") выбираем значение параметра е, е=0,30;
V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;
Найдем отношение Fa/ (VFr3):
Fa/ (VFr3) = 0,153; т.к. Fa/ (VFr3) >е, то коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X и Y равны соответственно: X=1 Y=0 (табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
Найдем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н
Pr= (XVFr3+YFa) kдkт;
kд - Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл.7.5.3 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kд=1;
kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл.7.5.4 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kт=1;
Pr= 929,16 H;
Найдем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность, Н:
Коэффициент p для шариковых подшипников равен 3
;
Условие выполнено, т.к. С>Cрасч.
Расчет на долговечность:
млн об;
ч;
-условие выполняется.
Проверка подшипников тихоходного вала, плавающей опоры:
Найдем соотношение Fa/C0:
Fa/C0= 0,0127;
Из табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование") выбираем значение параметра е, е=0,30;
V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца по отношению к направлению нагрузки;
Найдем отношение Fa/ (VFr1):
Fa/ (VFr4) = 0,32 т.к. Fa/ (VFr4) <е, то коэффициенты радиальной и осевой нагрузки X и Y равны соответственно: X=0,45 Y=1,46 (табл.7.5.2 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
Найдем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н
Pr= (XVFr4) kдkт;
kд - Коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл.7.5.3 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kд=1;
kт - коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл.7.5.4 ("Курмаз, Курсовое проектирование"));
kт=1;
Pr= 212,66 H;
Найдем расчетную динамическую радиальную грузоподъемность, Н:
Коэффициент p для шариковых подшипников равен 3
;
Условие выполнено, т.к. С>Cрасч.
Расчет на долговечность:
млн об;
ч;
-условие выполняется.
9. Расчет элементов корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространённый способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна (например, СЧ15).
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию, редукторная пара вписывается в параллелепипед.
В проектируемых малонагруженных редукторах (T2 <500H*м) с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания принимаются одинаковыми:
мм, принимаем толщину стенки 8 мм, т.к. мм.
Фундаментальный фланец основания корпуса, предназначен для крепления редуктора к фундаментальной раме (плите).
Смотровой люк служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1.1.15 мм) или полосы из резины (толщиной 2.3 мм).
10. Выбор параметров зубчатых колес, шкивов и звездочек
Основным материалом для изготовления зубчатых цилиндрических колёс является сталь различных марок.
Чтобы не обрабатывать большие поверхности, на дисках колёс, делаем небольшие углубления.
Расчет по [1, стр.135]
В зубчатом колесе принимаем:
Толщина ступицы gст= (0,25.0,3) *d=0,3*30=9мм
диаметр ступицы dст =d+2gст =30+2*9=48 мм;
длину ступицы lст = (1,0…2,0) d = 2,0*30=60 мм;
Толщина диска С ? 0,4b =0,4*50= 20 мм;
Размер фаски f ? 0,5m =0,5*2.5=1.25=2 мм;
Толщина венца: g= (2,4…4) m=3*2.5=8mm;
Диаметр расположения отверстий: Dотв=0,5 (da-4,5m-2g+dст) =0,5* (204-4,5*2.5-2*8+46) =111 мм
Диаметр отверстий: dотв= (0,35.0,4) * (da-4,5m-2g-dст) =
=0,35* (204-4,5*2.5-2*8-46) =46 мм
Литейные радиусы: R=4mm.
Основным материалом для изготовления звездочек является сталь различных марок.
Диаметр элемента зацепления цепей роликовых: Dц=d1=15,88 мм
Ширина пластины цепи наибольшая: h=21,3мм
Диаметр вала dвал=27 мм.
Расстояние между внутренними пластинами цепи: b=22,00мм
Радиус закругления зуба rз=1.7Dц=1.7*15.88=27.00 мм.
Расстояние от вершины зуба до центров линии закрглений: hз=0.8Dц=0.8*15.88=12.71 мм.
Диаметр обода (наибольший): Dc=t*ctg (180/z) - 1.3h=38*ctg (180/24) - 1.3*21.3=260,95 мм
Ширина зуба звездочки: b1=0.93b-0.15=0.93*22.00-0.15=20.31 мм
Диаметр ступицы: dст= (1.6.2.0) dвал=1.8*27=50 мм
Длина ступицы: lст= (1.5.2.0) dвал=1.6*27=45 мм
Диаметр делительной окружности (ты уже считал): dg=t/sin (180/z) =291 мм
Диаметр окружности выступов: De=t (k+ctg (180/z)) =38* (0.532+ctg (180/24)) =308.85.
Диаметр окружности впадин: Di=dg-2r=291-2*8.03=274.94
Где r - радиус впадины, r=0,5025* Dц+0.05=0.5025*15.88+0.05=8.03 мм
Выбор муфты:
Согласно задания выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую:
Муфта 63-18-2 ГОСТ 21424-93.
63 - ном. Момент передаваемый муфтой,
18 - диаметр вала,
2 - исполнение второе.
11. Подбор шпонок и их проверочный расчет
Шпонки подбираются по диаметру вала.
Всего в данном проекте три шпонки (зубчатое колесо, муфта, звездочка).
Для зубчатого колеса:
Выбираем шпонку по d=30 (диаметр вала), с B=10 mm (ширина), H=8 mm (глубина) и L=56 мм (длина). Обозначение: шпонка 10х8х56 ГОСТ 23360-78.
Под муфту:
Выбираем шпонку по d=18 (диаметр вала), с B=6 mm (ширина), H=6 mm (глубина) и L=36 мм (длина). Обозначение: шпонка 6х6х36 ГОСТ 23360-78.
Под звездочку:
Выбираем шпонку по d=28 (диаметр вала), с B=8 mm (ширина), H=7 mm (глубина) и L=45 мм (длина). Обозначение: шпонка 8х7х45 ГОСТ 23360-78.
Расчет на смятие боковых граней, выступающих из вала
,
где:
=120 МПа - допускаемое напряжение при смятии
T - передаваемый вращающий момент;
d - диаметр вала;
lp - рабочая длина шпонки; lp=L-B
t1 - глубина паза вала;
h - сечение шпонки.
Под зубчатое колесо
<120 МПа
Условие выполнено.
Под муфту
<120 МПа,
Условие выполнено.
Под звездочку:
<120 МПа
Условие выполнено.
Все вычисления сведем в таблицу:
|
№ |
Наименование вала |
Момент |
Параметры шпонки |
|||||||||
|
T, Нм |
B, мм |
Н, мм |
L, мм |
t1, мм |
t2, мм |
Lp, мм |
dвал, мм |
усм, МПа |
[у], МПа |
|||
|
1 |
Тиходный вал (зубчатое колесо) |
71,8 |
10 |
8 |
56 |
5 |
3,3 |
46 |
30 |
34,66 |
120 |
|
|
2 |
Тиходный вал (звездочка) |
71,8 |
8 |
7 |
45 |
4 |
3,3 |
37 |
28 |
37,06 |
120 |
|
|
3 |
Быстроходный вал (муфта) |
25,02 |
6 |
6 |
36 |
3,5 |
2,8 |
30 |
18 |
46, 20 |
120 |
12. Назначение посадок валов и шероховатостей их поверхностей
Посадка зубчатого колеса на вал p6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка плоскоременной передачи на вал редуктора Н7/к6.
Посадка муфты на вал редуктора Н7/к6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Втулки, крышки, прокладки устанавливаются с зазором (в сторону уменьшения точности базирования) Н7/h6 - сверхточная, Н7/g6 - мазеотталкивающие кольца.
Шестерни, шкивы с дополнительным креплением (в сторону уплотнения уменьшения зазора) Н7/js6, H7/k6, H7/N6.
Шкивы, шестерни без дополнительного крепления: Н7/р6, Н7/r6, H7/s6.
Ссылка на ГОСТы: ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25346-87.
Обозначение шероховатостей по ГОСТ 2309-73 и ГОСТ 2789-73.
13. Способ смазки передач и подшипников качения
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь нужную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазки передач широко применяют картерную систему смазки. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерное смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении передач до v12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.
Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба. В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сторону.
Кинематическая вязкость: 28•10-6 м2/с
Сорт масла: Индустриальное
Марка: И_30А
Объем масла заливаемый в масляную ванну:
V=0,4•N=0,4•2,5=1 литр.
где: N - мощность, передаваемая редуктором.
14. порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на вал надевают шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле.
Собранный вал укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, предварительно покрывая поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают винты.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.
15. Список литературы
1. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование: учебное пособие. Минск: Технолит 2001 298с.: ил.
2. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. М: Высш. шк., 1991.432с.: ил.
3. А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. Расчеты деталей машин: справочное пособие - изд.3-е, перераб. и доп. - Минск: Вышэйшая школа 1986 340с.
4. С.А. Чернавский, И.М. Чернин и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие - изд.2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416с.: ил.
5. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. Спец. Техникумов. - М.: Высш шк., 1984. - 336с. ил.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода, тихоходной и быстроходной ступеней. Конструирование элементов передач привода, компоновка редуктора, смазывание и смазочные устройства. Выбор типов подшипников качения и скольжения, схем установки.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.09.2010Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014Описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, открытых передач, закрытой передачи (цилиндрического редуктора). Предварительный расчет валов, выбор стандартных изделий (подшипники, крышки, уплотнения), элементов корпуса.
курсовая работа [379,7 K], добавлен 03.12.2011Описание 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 14.10.2011Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Энергетический, кинематический и силовой расчет привода, быстроходной и тихоходной передач винтового домкрата; компоновочная схема редуктора. Выбор подшипников качения, расчёт валов, предохранительной муфты, шпоночного соединения; система смазывания.
курсовая работа [674,1 K], добавлен 23.07.2012Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Передаточное отношение привода. Скорость вращения валов. Выбор материалов зубчатой пары. Схема нагружения тихоходного вала. Выбор и проверка шпоночных соединений.
курсовая работа [662,1 K], добавлен 06.05.2012
