Механический привод
Техническая характеристика привода. Выбор электропривода, материала для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. Геометрические размеры колес. Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр.
| Рубрика | Физика и энергетика |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 26.12.2018 |
| Размер файла | 3,9 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.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
- Введение
- 1. Нормативные ссылки
- 2. Техническая характеристика привода
- 3. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
- 3.1 Определение общего КПД рассматриваемого механического привода
- 3.2 Выбор электродвигателя
- 3.3 Определение кинематических и силовых параметров валов привода
- 4. Выбор материала для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- 5. Расчет закрытой зубчатой передачи
- 5.1 Расчет межосевого расстояния
- 5.2 Расчет предварительной ширины колеса и шестерни
- 5.3 Расчет модуля зубчатых колес
- 5.4 Определение числа зубьев колес
- 5.5 Нахождение фактического передаточного числа передачи
- 5.6 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям
- 5.7 Определение степени точности и значения коэффициента
- 5.8 Проверка условия контактной прочности зубчатой передачи
- 5.9 Определение других геометрических размеров колес
- 6. Расчет открытой цепной передачи
- 7. Проектный расчет и конструирование валов
- 8. Конструирование корпуса редуктора
- 9. Первый этап эскизной компоновки редуктора
- 10. Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр
- 11. Выбор и расчет подшипников качения
- 12. Расчет шпоночных соединений
- 13. Проверочный расчет тихоходного вала на статическую прочность
- 14. Выбор смазки зацепления и подшипников
- 15. Выбор посадок
- 16. Выбор и расчет муфты
- 17. Краткое описание сборки привода
- 18. Указания по безопасности жизнедеятельности
- Заключение
- Список использованных источников
Введение
Механический привод - важная часть современных машин и технологического оборудования. От рациональности выбора кинематический схемы привода и правильности его кинематического и силового расчета во многом зависят требования к увеличению мощности при тех же габаритах, повышение скорости и производительности, повышения коэффициента полезного действия (КПД), минимальная масса, низкая себестоимость изготовления. Все конструкции многовариантны. Конструктор всегда стремится найти лучший или оптимальный вариант, в наибольшей степени удовлетворяющий поставленной задачи.
Целью выполнения данного курсового проекта является изучить методы проектирования; закрепить, расширить и углубить теоретические знания, развить навыки по проведению инженерных расчетов по критериям работоспособности конструкции, технико-экономическому обеспечению конструкторских решений.
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащего для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования. В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной муфты, цилиндрического одноступенчатого вертикального редуктора и открытой цепной передачи.
Проектируемый вертикальный одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя параллельными осями. В месте соединения поверхности картера и крышки пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком.
Шестерня проектируется заодно с ведущим валом (вал-шестерня). Колесо насажено на ведомый вал по посадке Н7/р6, вращающий момент передается призматической шпонкой.
Ведущий и ведомый валы редуктора установлены на радиальных шариковых подшипниках. Подшипники регулируются подбором металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными прокладками со стороны глухих торцовых крышек.
Смазка передачи и подшипников осуществляется разбрызгиванием жидкого масла, заливаемого через заливное отверстие закрываемое пробкой-отдушиной. Уровень масла проверяют маслоуказателем в виде пробок. Отработанное масло сливают через отверстие, расположенное в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой.
электропривод зубчатая передача вал колесо эпюра
1. Нормативные ссылки
Стандартизацией называется установление и применение обязательных норм, правил, примеров, технических и качественных характеристик, которым должны соответствовать изделия.
Стандарт - нормативно-технический документ по стандартизации, устанавливающей комплекс требований к объектам стандартизации.
Курсовой проект выполнен в соответствии с единой системой конструкторской документации (ЕСКД), чем обеспечивается единство требований к выполнению и оформлению конструкторской документации: пояснительной записки, чертежей общего вида эскизного и технического проектов, чертежей деталей.
При выполнении расчетов использовались ссылки на следующие стандарты:
ГОСТ 1050-74. Качественные углеродные стали.
ГОСТ 4543-71. Легированные стали.
ГОСТ 21354-87. Расчеты на прочность цилиндрической зубчатой передачи.
ГОСТ 9563-80. Модули эвольвентных зубчатых передач.
ГОСТ 2185-80. Основные параметры цилиндрических передач.
ГОСТ 25301-82. Основные параметры цилиндрических редукторов.
ГОСТ 13568-75. Приводные роликовые цепи.
ГОСТ 23360-78. Призматические шпонки.
ГОСТ 6636-69. Нормальные линейные размеры.
ГОСТ 19523-81. Асинхронные электродвигатели серии 4А.
ГОСТ 8338-75. Шарикоподшипники радиальные однорядные.
ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам.
ГОСТ 2.106-96. Текстовый документ.
ГОСТ 2.104-68. Основные подписи.
СТП 4.2.6-2008. Курсовое проектирование, общие требования.
При выполнении чертежей использованы стандарты:
ГОСТ 2.107-68. Основные требования к рабочим чертежам.
ГОСТ 2.109-73. Правила выполнения чертежей деталей, сборочных общих видов, габаритных и монтажных.
ГОСТ 2.119-73. Эскизный проект.
ГОСТ 2.120-73. Технический проект.
ГОСТ 2.301-68…ГОСТ 2.305-68. Формы, масштабы, линии, шрифты чертежей, изображения, виды, размеры, сечения.
ГОСТ 2.307-68. Нанесение размеров и предельных отклонений.
ГОСТ 2.309-73. Обозначение шероховатости поверхностей.
ГОСТ 2.316-68. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.
ГОСТ 2.403-75. Правила выполнения расчетных чертежей цилиндрических зубчатых колес.
ГОСТ 25346-82. Единая система допусков и посадок, общие положения, ряды допусков и основных отклонений.
ГОСТ 25347-82. Единая система допусков и посадок. Поля пропусков и рекомендуемые посадки.
ГОСТ 7808-70. Болты.
ГОСТ 2524-70. Гайки.
ГОСТ 6402-70. Шайбы пружинные.
ГОСТ 8752-79. Манжеты резиновые армированные.
ГОСТ 3129-70. Штифты конические.
ГОСТ 18511-73 Крышка торцовая глухая.
2. Техническая характеристика привода
В задании на курсовой проект в качестве исходных данных выступают мощность Р4, кВт, и частота вращения n4, об/мин, на приводном валу рабочей машины, а также коэффициент перегрузки Кп.
частота вращения на приводном валу рабочей машины n4= 135 об/мин;
мощность на приводном валу рабочей машины Р4 = 9,5 кВт;
коэффициент перегрузки Кп = 1,9;
нагрузка постоянная;
работа одну смену;
срок службы - 4,5 года.
Коэффициент полезного действия общ = 0,8872
Передаточное число редуктора Uззп = 6,3
Вращающий момент на выходном валу Tвых. = 672,956 Нм
Номинальная мощность электродвигателя Рдв =11 кВт
Общее передаточное число Uобщ. = 21,7
1 - электродвигатель;
2 - муфта упругая;
3 - редуктор цилиндрический
вертикальный;
4 - открытая цепная передача;
5 - выходной вал привода;
6 - подшипники.
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
3. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
3.1 Определение общего КПД рассматриваемого механического привода
Определим общий КПД рассматриваемого механического привода
общ= мззпцп (пп) 3 (3.1)
где м - КПД муфты, м = 0,99 (таблица 1);
ззп - КПД зубчатой цилиндрической передачи,ззп = 0,97;
цп - КПД открытой цепной передачи, принимаем цп = 0,945;
пп - КПД пары подшипников, пп = 0,9925.
общ = 0,945 0,97 0,99 (0,9925) 3 = 0,8872.
Определение требуемой мощности электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле
(3.2)
Pдв. тр. = 9,5/0,8872 = 10,71 кВт.
3.2 Выбор электродвигателя
Из таблицы 1 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую номинальную мощность Pном=11 кВт по отношению к требуемой мощности Pдв. тр=10,71 кВт, рассчитанной по формуле (3.2).
Таблица 1 - Выбор электродвигателя
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность Рном, кВт |
Номинальная частота вращения, nном, об/мин |
Общее передаточное число привода Uоб. рас., |
|
|
4А132М2У3 |
11 |
2930 |
21,70 |
|
|
4А132М4У3 |
11 |
1460 |
10,81 |
|
|
4А160S6У3 |
11 |
975 |
7,22 |
|
|
4А160М8У3 |
11 |
730 |
5,41 |
Общее передаточное число привода определяется по формуле
Uобщ=Uззп•Uцп (3.4)
где Uззп - передаточное число закрытой зубчатой передачи;
Uозп - передаточное число открытой зубчатой передачи.
Из таблицы 3 [1] выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал Uобщ.
Uззп= (2…6,3), Uцп= (2…4)
Uобщ = (2,0.6,3) • (2,0.4) = (4,0.25,2).
Найдем U озп по формуле
U озп = Uоб. рас. / Uззп (3.5)
U озп = 21,7/6,3 ? 3,45
Примем значения U цп = 3,45 и Uззп= 6,3.
Подобрав числа Uззп и Uцп, я выяснил, что нам подходит двигатель, параметры которого приведены в табл.2. В результате выбираем двигатель марки 4А132М2У3.
Таблица 2 - Параметры выбранного электродвигателя
|
Тип двигателя |
Номинальная мощность Рном, кВт |
Номинальная частота вращения nном, об/мин |
Общее передаточное число привода Uоб. рас . |
|
|
4А132М2У3 |
11 |
2930 |
21,70 |
3.3 Определение кинематических и силовых параметров валов привода
Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода:
вал электродвигателя n1 = nном = 2930 об/мин; входной вал редуктора
n2= n1 = 2930 об/мин. (3.6)
выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи)
n3= n2/Uззп = 2930/6,3 = 465,1 об/мин; (3.7)
приводной вал открытой зубчатой передачи
n4 = n3/Uозп = 465,1/3,45 = 134,8 об/мин.
Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода:
вал электродвигателя
Т1 =, (3.8) Т1 = 34,8977 Н·м;
входной вал редуктора
Т2 =Т1 •Uм •м ·пп, (3.9)
Т2 =34,8977•1·0,99•0,9925= 34,2896 Н·м;
выходной вал редуктора
Т3 =Т2 ·Uззп•ззп•пп, (3.10)
Т3 =34,2896•6,3•0,97•0,9925=207,9722 Н·м;
приводной вал открытой цепной передачи
Т4 =Т3 •Uцп •цп ·пп, (3.11)
Т4= 207,9722•3,45•0,945•0,9925 =672,9561 Н·м.
4. Выбор материала для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
По заданию на курсовой проект необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.
В настоящее время при индивидуальном и мелкосерийном производстве цилиндрические прямозубые колеса закрытых передач изготавливают из сталей 40, 45, 40Х, а для упрочнения материала проводят термическую обработку: нормализацию, улучшение, закалку [3]. Твердость материала колес меньше или равна 350 НВ (по шкале Бринелля), что обеспечивает чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокую точность изготовления и хорошую прирабатываемость зубьев. Меньшее колесо в паре называют шестерней (при расчетах её параметрам присваивается индекс 1), а колесу присваивается индекс - 2.
При работе передачи зубья испытывают контактные H и изгибные F напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовом проекте проводится только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. При условиях работы передачи, отличных от заданий на курсовую работу, можно воспользоваться источником [4]. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи в курсовой работе можно принять материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 5 [2].
Таблица 3 - Материалы колес и их механические характеристики
|
Характеристики |
Шестерня |
Колесо |
|
|
Марка стали |
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71 |
Сталь 45 ГОСТ1050-88 |
|
|
Метод получения заготовки |
Поковка |
Поковка |
|
|
Термическая обработка |
Улучшение |
Улучшение |
|
|
Интервал твердости, НВ |
269…302 |
235…262 |
|
|
Средняя твердость, НВср |
285,5 |
248,5 |
|
|
Предел текучести, Т, Мпа |
750 |
540 |
|
|
Предел прочности, В, Мпа |
900 |
780 |
|
|
Допускаемое контактное напряжение: шестерни - [Н1], колеса - [Н2], МПа |
583 |
515 |
|
|
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках [Н мах], МПа |
2100 |
1512 |
5. Расчет закрытой зубчатой передачи
Рисунок 2 - Кинематическая схема редуктора
5.1 Расчет межосевого расстояния
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи межосевое расстояние (рисунок 3).
Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле
, (5.1)
где - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Н·мм;
- коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес = 1;
- коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор = 0,4;
- передаточное число зубчатой передачи, ;
- допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней. =515 МПа.
Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния
140,9 мм.
Принимаем а = 140 мм.
Рисунок 3 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
5.2 Расчет предварительной ширины колеса и шестерни
Предварительная ширина колеса и шестерни равна
0,4•140 = 56 мм, (5.2)
1,12•56 = 62,72 мм. (5.3)
Значения и округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): 63 мм; 56 мм.
5.3 Расчет модуля зубчатых колес
Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:
m'= (0,01.0,02) а = (0,01.,.0,02) 180 = 1,40…2,80 мм. (5.4)
Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модуля. Выбираем модуль m = 2 мм.
5.4 Определение числа зубьев колес
Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения
140. (5.5)
Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (5.4). Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения:
19,2. (5.6)
Полученные значения и округляют до ближайшего целого значения 140 и 19. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса
121. (5.7)
Таким образом, 121 и 19.
5.5 Нахождение фактического передаточного числа передачи
Уточним фактическое передаточное число передачи
121/19 = 6,37. (5.8)
Отклонение фактического передаточного числа составляет
-1,11% (5.9)
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
5.6 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности
, (5.10)
где - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости
5,89 м/с. (5.11)
5.7 Определение степени точности и значения коэффициента
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с - 8-я степень точности, до V2 = 10 м/с - 7-я степень точности.
Значения коэффициента приведены в таблице 6 [1].
По данным рассматриваемого примера V2 =5,89 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента с помощью линейной интерполяции. = 1,2356.
Действительное контактное напряжение по условию (5.10) равно
497,4 МПа.
5.8 Проверка условия контактной прочности зубчатой передачи
Допускаемая недогрузка передачи (< []) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка (> []) до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние а, и повторить расчет передачи.
Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит
(5.12) 3,4 %,
что меньше 15%, а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
(5.13)
Для рассматриваемого примера расчета передачи
685,6 МПа МПа.
Проверка условия прочности при пиковой нагрузке выполняется.
Проверка усталостной прочности зубчатого колеса при изгибе
99,9 МПа 255 МПа. (5.14)
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
189,8 671 МПа.
Условия прочности выполняются.
5.9 Определение других геометрических размеров колес
Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3.
Делительные диаметры равны
(5.15)
d1 = m•z1 = 2•19 = 38 мм.
d2 = m•z2 = 2•121 = 242 мм.
Диаметры вершин зубьев равны
(5.16)
da1 = d1+2•m = 38+2•2 = 42 мм.
da2 = d2 +2•m = 242+2•2 = 246 мм.
Диаметры впадин зубьев равны
(5.17)
df1 = d1 - 2,5•m = 38 - 2,5•2 = 33 мм.
df2 = d2 - 2,5•m = 242 - 2,5•2 = 237 мм.
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
. (5.18)
140 мм.
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.
Окружные силы определяют по зависимости
. (5.19)
1721,3 Н.
Радиальные силы определяют по зависимости
, (5.20)
где = 20° - угол зацепления.
626,5 Н.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
. (5.21) 1831,8 Н.
Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 5 и приведены в таблице 4. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dк3 под колесо, который будет получен в пункте 7. dк3 = 55 мм.
Таблица 4 - Размеры зубчатого колеса, мм
|
Параметр |
Формула |
Расчет |
|
|
Диаметр ступицы |
dСТ=l,6dк |
dСТ = l,6 55 = 90 мм. |
|
|
Длина ступицы |
LCT =b2…1,5 dк |
LCT = 56…90 Примем LCT = 80 мм. |
|
|
Толщина обода |
= (2,5.4,0) m |
= (2,5.4,0) 2 = 5…8 мм Примем =7 мм. |
|
|
Диаметр обода |
D0=da2-2-4,5m |
D0 = 246 - 2 7 - 4,5 2 = 223 мм. |
|
|
Толщина диска |
с= (0,2…0,3) b2 |
с = 0,25 56 = 14 мм. |
|
|
Диаметр центров отверстий в диске |
Dотв=0,5 (D0+dCT) |
Dотв =0,5 (223+90) = 157 мм. |
|
|
Диаметр отверстий |
dотв= (D0-dCT) /4 |
dотв = (223 - 90) / 4 = 33 мм. |
|
|
Фаски |
n = 1 m |
n = 1 2= 2 мм. |
Рисунок 4 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес
Рисунок 5 - Цилиндрическое зубчатое колесо
6. Расчет открытой цепной передачи
Рисунок 6 - Кинематическая схема открытой цепной передачи
Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры:
вращающий момент на валу ведущей звездочки Т3 = 207,9722 Н мм;
частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n3 = 465,1 мин-1;
передаточное число цепной передачи u = uЦП= 3,45.
Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:
, (6.1)
где КЭ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи:
. (6.2)
Выбрав коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент КЭ:
.
Определим Z/1 - предварительное число зубьев ведущей звездочки
(6.3)
Полученное предварительное значение Z/3 округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z2 и четным числом звеньев цепи Lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z3 = 23. Тогда Z4 = Z3 u = 23 3,45 = 79,35. Принимаем Z4 =79 (нечетное число).
Уточним передаточное число цепной передачи
= Z4/Z3 = 79/23 = 3,43. (6.4)
Допускается отклонение от расчетного значения не более 4 %
. (6.5)
Последним параметром в формуле (6.1) является [p] - допускаемое давление в шарнире цепи, Н/мм2. Оно определяется в зависимости от скорости цепи по ряду [4]:
Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением = 2 … 3 м/с. Примем = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм2.
Рассчитаем по зависимости (6.1) шаг цепи
26,5 мм.
Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 - t = 31,75 мм.
Определим фактическую скорость цепи
(6.6)
Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 14,51 Н/мм2.
Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи
. (6.7)
Обязательно должно выполняться условие прочности цепи
. (6.8)
Для рассматриваемого примера условие (6.8) выполняется. В противном случае необходимо увеличить шаг цепи t (таблица Б.1) или число зубьев ведущей звездочки Z3 и повторить расчет. По таблице Б.1 по шагу выбираем цепь приводную однорядную нормальной серии ПР - 31,75 - 88,5 ГОСТ 13568 - 75. По условию долговечности цепи рекомендуется [3] выбирать межосевое расстояние цепной передачи при эскизной компоновке привода в интервале = (30…50) t. Для курсовой работы можно рассчитать предварительное значение межосевого расстояния
. (6.9)
Определим число звеньев в цепном контуре
. (6.10)
133.
Чтобы не применять переходное соединительное звено, полученное значение округляется до целого четного числа, т.е. примем Lt = 134.
После этого необходимо уточнить фактическое значение межосевого расстояния цепной передачи по формуле
. (6.11)
=1286,5мм.
Полученное значение не округлять до целого числа.
Выбранная цепь будет иметь следующую длину:
. (6.12)
Проверим частоту вращения ведущей звездочки по условию [3, с.96]:
. (6.13)
Сравним расчетное число ударов шарниров цепи о зубья звездочек в секунду с допускаемым значением [3, с.96]. Должно выполняться условие:
. (6.14)
Определим - расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
. (6.15)
Определим - допускаемое число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
. (6.16)
Видим, что 5,32 с-1 16 с-1. Следовательно, условие (6.14) выполняется.
Окончательной проверкой для выбранной цепи является сравнение расчетного коэффициента запаса прочности с его допускаемым значением . Должно выполняться следующее условие:
. (6.17)
, (6.18)
где FP - разрушающая нагрузка цепи, Н. Она зависит от шага цепи и выбирается по таблице Б.1. Для примера FP = 60000 Н;
Ft - окружная сила, передаваемая цепью, Н, (рисунок 7)
; (6.19)
КД - коэффициент из таблицы 8;
F0 - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н
, (6.20)
где - коэффициент провисания цепи. Для горизонтальных цепных передач = 6 [3, с.97];
m - масса одного метра цепи, кг/м. Определяется для выбранной цепи по таблице Б.1. Для разбираемого примера m = 3,8 кг/м;
а - межосевое расстояние передачи, м;
g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения.
Определим предварительное натяжение цепи для рассматриваемого примера
;
FV - натяжение цепи от центробежных сил, Н
. (6.21)
Таким образом, фактический коэффициент запаса прочности цепи по зависимости (6.18) равен
= 40,2.
= 40,210,72. Условие (6.17) выполняется.
Определим силу давления цепи на валы FП, Н:
. (6.22)
Основные геометрические размеры звездочек показаны на рисунке 8. Расчет профиля зубьев звездочек регламентирован ГОСТ 592 - 81. Рассчитаем размеры только ведущей звездочки, так как она изображается на чертеже общего вида редуктора:
диаметр делительной окружности ведущей звездочки , мм
; (6.23)
диаметр окружности выступов ведущей звездочки , мм
, (6.24)
где - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки. Он равен
; (6.25)
- геометрическая характеристика зацепления
, (6.26)
где d3 = 19,05 мм - диаметр ролика цепи (выбирается по таблице Б.1).
Рассчитаем диаметр , мм, по зависимости (6.24)
.
Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм
(6.27)
211,45 мм.
Расчет остальных размеров ведущей звездочки приведен в таблице 5. Для расчета параметров ступицы звездочки используется диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора dВ3, который будет получен в пункте 7.
Таблица 5 - Размеры ведущей звездочки, мм
|
Параметр |
Формула |
Расчет |
|
|
Фаска зуба |
f = 0,2 14,62 = 3,5 мм. |
||
|
Радиус перехода |
|||
|
Толщина диска |
С = 14,62 + 2 2 = 21,5 мм. |
||
|
Диаметр ступицы |
= 61 мм. |
||
|
Длина ступицы |
=63мм. |
||
|
Диаметр проточки |
Dс= t ctg (180/z3) - 1,3h |
Dс = 31,75 сtg (180/23) - 1,3 24,2 = 191,5 мм |
|
|
Угол скоса |
= 200 |
= 200 |
Рисунок 7 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи
Рисунок 8 - Геометрические параметры ведущей звездочки
7. Проектный расчет и конструирование валов
При работе вал испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [] =15.20 МПа. Меньшее значение [] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ2, мм, (рисунок 9) равен:
(7.1)
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала . мм, (рисунок 10) равен:
, (7.2)
где ТII, ТIII - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).
22,53 мм. 37,32 мм.
Окончательно выбираем dВ2 = 32 мм, dВ3 = 38 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.
Рисунок 9 - Быстроходный вал (вал-шестерня)
Рисунок 10 - Тихоходный (выходной) вал
Для быстроходного вала (рисунок 9): dупл2=dп2= dB2 + (5…10) = (37…42) мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1). Принимаем dyпл2 = dп2 = 40 мм; dб2= dп2 + (5…10) = (45…50) мм - диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем dб2=45 мм; df1, d1, da1, b1 - размеры шестерни (пункт 5.9).
Для тихоходного вала (рисунок 10): dyпл3=dB3+ (5…10) = (43…48) мм - диаметр вала под уплотнение. Принимаем dyпл3=45 мм. dп3=dупл3+ (5…10) = (50…55) мм.
Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с.67, таблица Б.5). Принимаем dп3=50 мм; dк= dп3+ (5…10) = (55…60) мм - диаметр под зубчатое колесо. Принимаем dк=55 мм; dб3 =dк+ (5…10) = (60…65) мм - диаметр буртика для упора колеса. Принимаем dб3=60 мм. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка.
Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора непосредственным измерением или расчетом размерных цепей.
8. Конструирование корпуса редуктора
Корпус служит для закрепления в нем деталей редуктора и защиты зубчатых колес и подшипников от грязи. Корпус редуктора - разъемный, состоящий из литых чугунных картера и крышки.
Крышка корпуса крепится к основанию болтами с наружной шестигранной головкой и гайками. Для облегчения разъединения крышки с корпусом редуктора во фланце крышки предусмотрены два отверстия для отжимных болтов.
В верхней части крышки корпуса расположена пробка-отдушина, служащая для сообщения внутренней полости корпуса с внешней средой и предотвращения, таким образом, повышения давления внутри редуктора.
Для слива загрязненного продуктами износа масла в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой. Под пробку установлена уплотняющая прокладка из паронита. Уровень масла проверяют маслоуказателем в виде пробок.
Для подъема и транспортировки редуктора предусмотрены проушины на крышке корпуса.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенных в нем зубчатых колес и подшипников. Конструктивные размеры элементов корпуса редуктора приведены ниже:
Толщина стенки корпуса редуктора
(8.1)
мм.
Принимаем мм.
Толщина крышки
мм. (8.2)
мм.
Принимаем мм.
Диаметр стяжных болтов
мм. (8.3)
Диаметр фундаментных болтов dфун=1,25dст=1,512=18 мм.
Принимаем dфун =18 мм
Толщина фланца
?15 мм
Ширина фланца
Bфл=2,25dст=2,2512=33 мм
Толщина фундаментного фланца
?20 мм
Ширина фундаментного фланца
Bфун. фл=2,25dф=2,2518=41 мм.
Число фундаментных болтов
n=4, т.к.
Толщина уха
мм.
Уклон дна
Толщина ребра =8 мм.
Диаметр штифта Dшт=0,5dст=6 мм
Диаметры бобышек
Dб=1,25Dп + 10. (8.4)
Dб1=1,2580 +10=110 ? 110 мм.
Dб2=1,2590 +10=122,5 ? 124 мм.
Радиусы скруглений R=2 мм.
9. Первый этап эскизной компоновки редуктора
Компоновку обычно выполняют в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии a = 140 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Предварительно намечаем подшипники легкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
dп2= 40 мм, Dп2=80 мм;
dп3 =50 мм, Dп3=90 мм.
10. Составление расчетных схем валов, определение реакций в опорах и построение эпюр
После выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо провести проверочные расчеты валов и подшипников.
В данном курсовом проекте проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала. К тихоходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и открытой зубчатой передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков тихоходного вала а = 62 мм, b = 85,5 мм были получены после эскизной компоновки редуктора.
На участке вала от точки С до конца выходного участка (рисунок 11, а) действует также и крутящий момент 207972,2 Нмм, эпюра которого показана на рисунке 11, в.
Рассмотрим вертикальную плоскость XОY (рисунок 11, г). Окружные силы в зацеплении зубчатых колес переносим на ось вала.
?MA = 0 (10.1), 313,25 H., ?MB = 0 (10.2)
313,25 H.
Знак "плюс" говорит о том, что реакции направлены правильно.
?Y = -+ = 0 (10.3)
0=0
Тождество выполняется, значит, реакции в опорах определены правильно.
Определим изгибающие моменты в сечениях вала.
В точке C изгибающий момент равен
•a = 19421,5 H•мм. (10.4)
В точке В изгибающий момент равен
0 H•мм. (10.5)
По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 11, д).
Рассмотрим горизонтальную плоскость XОZ (рисунок 11, е). Радиальные силы в зацеплении зубчатых колес перенесем на ось вала. От их действия возникают реакции в опорах.
?MA = 0 (10.6), - 4856 Н., ?MB = 0 (10.7), 769,9 Н.
Знак "плюс" говорит о том, что реакции направлены правильно.
?Z = -++ = 0 (10.8)
0=0
Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно.
Определим изгибающие моменты в сечениях вала.
В точке C изгибающий момент равен
•a = 47734,9 H•мм. (10.9)
В точке B изгибающий момент равен
•b = 202190,4 H•мм. (10.10)
По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 11, ж)
Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , мм, (рисунок 11, з) по зависимости
. (10.11)
В точке С суммарный изгибающий момент равен
51534,6 Нмм.
В точке В суммарный изгибающий момент равен
202190,4 Нмм.
Опасное сечение в точке В. Расчетный диаметр для проверки прочности тихоходного вала 50 мм.
Рисунок 11 - Расчетная схема ведомого вала и эпюры внутренних силовых факторов
11. Выбор и расчет подшипников качения
В редукторах применяют в основном подшипники качения. Выбор типа подшипника зависит от нагрузок, действующих на вал. Если действуют только радиальные силы, то применяются радиальные шарикоподшипники (1, с.67, таблица Б.5). Выбор его типоразмера зависит от диаметра вала под подшипник. Посадочный диаметр подшипника для быстроходного вала d=dП2=40 мм, для тихоходного вала d=dП3=50 мм.
Выбираем подшипники легкой серии для быстроходного и тихоходного валов.
Таблица 6 - Выбор радиальных шарикоподшипников
|
Наименование вала |
Обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
|||||
|
d |
D |
В |
r |
С |
C0 |
|||
|
Быстроходный |
208 |
40 |
80 |
18 |
2 |
32 |
17,8 |
|
|
Тихоходный |
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
35,1 |
19,8 |
Рисунок 12 - Соотношение размеров подшипника
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
В опоре B (рисунок 11, а) суммарная реакция , Н, равна
4866,1 Н. (11.1)
В опоре A (рисунок 11, а) суммарная реакция , Н, равна
831,2 Н. (11.2)
Выбранные подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора B, радиальная сила в которой равна 4866,1 Н.
Долговечность выбранных шарикоподшипников Lh, ч, определяется по формуле:
, (11.3)
где n = 465,1 мин-1 - частота вращения быстроходного вала;
С =35100 Н - динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала;
Р - приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости
(11.4)
где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается.
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1;
Ср - коэффициент режима нагрузки, Cp=1;
Кт - температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100°, то можно принять Kт=1.
Приведенная нагрузка по формуле (11.4) равна
Р = 4866,1 ·1· 1· 1 = 4866,1 Н.
Долговечность подшипника по формуле (11.3) равна
13441 ч.
Вычислим допускаемую долговечность подшипника по формуле:
(11.5)
где Г - годы работы, по заданию 4,5 года.
РД - число рабочих дней в году, по заданию РД=250.
С - число рабочих смен, по заданию С=1 смена.
Ч - число рабочих часов, Ч=8 часов. [Lh] =9000ч.
Lh> [Lh] 13441ч > 9000ч значит, подшипник легкой серии удовлетворяет условию долговечности.
12. Расчет шпоночных соединений
В соответствии с заданием на курсовой проект конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления элементов открытых передач и полумуфты.
Рисунок 13 - Шпоночное соединение
Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d (таблица Б.12). Длина шпонки выбирается на 5.10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности
, (12.1)
где - расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле
(12.2)
где Tp - вращающий момент, Н·мм, передаваемый валом, определяется по формуле
Tp=Ti· Кп, (12.3)
где Ti - вращательный момент на соответствующем валу;
Кп - коэффициент пиковой нагрузки;
d, h, b, t1 - размеры соединения, мм, [1. c.73, таблица Б.12];
1р - расчетная длина шпонки, мм,
lp=l-b; - исполнение 1
lp =lшп - исполнение 2 (12.4)
l=lшп=lуч. вала- (5…10) (12.5)
-допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80.120 МПа. Расчет шпонки на выходном участке быстроходного вала. Шпоночные соединения подбираются по диаметру вала, на котором они установлены. Размеры шпонки, установленной на быстроходном валу, определяются по диаметру выходного участка вала dв2=32 мм. Шпонка 10x8x45.
b=10 мм - ширина шпонки;
lp=35 мм - расчетная длина шпонки;
l= 45 мм - длина шпонки;
t1=5 мм - глубина паза вала;
h=8 мм - высота шпонки.
Проверочный расчет шпонки на смятие
= 2·34289,6·1,9/ (32· (8-5) ·35) =20,4 МПа.
20,4?120 - условие выполняется; действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.
Расчет шпонки под ступицей зубчатого колеса
Для диаметра тихоходного вала под колесом dк = 55 мм выбираем размер шпонки. Шпонка 16x10x70
Тогда по зависимости: lp= 70-16 = 54 мм
b=16 мм - ширина шпонки;
lp=54 мм - расчетная длина шпонки;
l= 70 мм - длина шпонки;
t1=6 мм - глубина паза вала;
h=10 мм - высота шпонки.
= 2·207972,2·1,9/ (55· (10-6) ·54) =35,0 МПа.
, 35,0?120 видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.
Расчет шпонки на выходном участке тихоходного вала.
Размеры шпонки, установленной на тихоходном валу, определяются по диаметру выходного участка вала dв3=38 мм.
Примем значение длины шпонки равной lшп=56 мм.
lp=lшп - b =56-10=46 мм;
Размеры шпонки 10x8x56.
lшп=56 мм
lp = 46 мм
b = 10 мм
h = 8 мм
t1 = 5 мм.
Выполним проверочный расчет шпонки на смятие:
= 2·207972,2·1,9/ (38· (8-5) ·46) =79,3 МПа.
79,3?120 видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.
13. Проверочный расчет тихоходного вала на статическую прочность
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего условия в опасном сечении вала
, (13.1)
где , - расчетное эквивалентное и допускаемое напряжение. (Для валов общего назначения =515 МПа).
Согласно теории наибольших касательных напряжений
. (13.2)
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа равны
, (14.3)
где
- максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 11, з); - момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала
, (13.4)
где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, 50 мм.
16,2 МПа.
Касательное напряжение равно
, (13.5)
где Мкр - крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 11, в);
Wp - полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала
(13.6)
8,3 МПа.
Расчетное напряжение рассчитаем из выражения (13.2)
44,1 МПа.
44,1 МПа 515 МПа, условие прочности выполняется.
14. Выбор смазки зацепления и подшипников
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.
По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.
Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.
Смазку зубчатых колес осуществляем картерным способом.
Кинематическая вязкость масла u40=50
Это вязкости соответствует масло И-Г-А ГОСТ 1013-76.
Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, производят с помощью пробок.
Так как для нашего случая величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V больше 2,5 м/с (V=3,68 м/с), то подшипники смазываются "масляным туманом".
Объем масла V определяем из расчета
V= (0,3…0,5) Рдв. тр. (14.1)
V= (0,3…0,5) 10,71= (3,2…5,4) л.
Выбираем V=4 л.
При этом высота масляной ванны составит 145 мм.
15. Выбор посадок
Таблица 7 - Рекомендуемые посадки для соединений
|
Посадка по ГОСТ 25347-82 |
Примеры применения |
|
|
H7 Р6 |
Цилиндрические прямозубые колеса на валы при передаче вращающего момента шпоночным соединением |
|
|
H7 k6 пв |
Полумуфты |
|
|
H7 s6 |
Элементы открытых передач: звездочки, шкивы и т.д. |
|
|
H7 h8 |
Крышки торцовых узлов на подшипниках качения в корпус |
|
|
H9 h9 |
Посадка призматических шпонок на валу: соединение нормальное |
|
|
L0 k6 |
Подшипник качения нормальной точности (класс РО) на валу при циркуляционном нагружении внутреннего кольца (вращающийся вал) |
|
|
l7 10 |
Подшипник качения нормальной точности (класс РО) в корпусе при местном нагружении наружного кольца (вращающийся вал) |
16. Выбор и расчет муфты
Муфта предназначена для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору или от редуктора к механизму, компенсации осевых и радиальных нагрузок, гашения колебаний и вибраций от электродвигателя. В зависимости от типа передачи, конструкционных особенностей, выбирают тот или иной тип муфты, в нашем случае муфта предназначена для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к валу редуктора, будет весьма целесообразно применить муфту с торообразной оболочкой. Такие муфты передают вращающий момент при помощи деформируемой оболочки, которая находится между двумя полумуфтами, соединяющими валы. Они применяются для уменьшения динамических нагрузок, смягчения толчков и ударов, также она компенсирует сравнительно большее смещение осей соединяемых валов, является надежной компактной и простой в эксплуатации. Материал сталь 35, материал оболочки высокопрочная резина.
Выбор муфты производится по максимальному вращающему моменту и по большему диаметру из двух валов, которые она соединяет.
Tmax=TiКп (16.1)
где Ti=T1=207,972210-3кНм
Кп - коэффициент пиковой нагрузки, согласно варианту Кп=1,9.
Tmax=207,972210-31,9=0,395кНм.
Подобные документы
Анализ кинематической схемы привода. Определение мощности, частоты вращения двигателя. Выбор материала зубчатых колес, твердости, термообработки и материала колес. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Силовая схема нагружения валов редуктора.
курсовая работа [298,1 K], добавлен 03.03.2016Разработка кинематической схемы привода, определение срока его службы. Выбор двигателя и его обоснование, проверка на перегрузку и определение силовых, кинематических параметров. Вычисление допускаемых напряжений. Расчет прямозубой конической передачи.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 11.10.2012Подбор электродвигателя, определение кинематических параметров на валах привода. Расчет клиноременной передачи, проектный и проверочный. Выбор материала и параметры колес зубчатой передачи. Этапы компоновки редуктора. Выбор смазочных материалов.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 08.07.2012Определение расчетной мощности электродвигателя. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Определение допускаемых напряжений изгиба. Выбор коэффициента диаметра червяка. Уточнение передаточного числа. Расчет клиноременной передачи, ведущего шкива.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 18.07.2014Исследование механических параметров на валах привода, выбора материала и термической обработки, напряжения изгиба, частоты вращения двигателя с учётом скольжения ротора. Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня.
курсовая работа [677,4 K], добавлен 20.11.2011Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Силовой расчет частоты вращения валов привода, угловой скорости вращения валов привода, мощности на валах привода, диаметра валов. Силовой расчет тихоходной передачи.
курсовая работа [262,3 K], добавлен 07.12.2015Принципы работы механического привода электродвигателя редуктора. Кинематический и силовой расчёты привода, его мощности, выбор электродвигателя, вычисление основных его характеристик. Расчёт зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступени редуктора.
курсовая работа [132,0 K], добавлен 10.05.2010Решение задачи на построение эпюр продольных сил и нормальных напряжений ступенчатого стержня. Проектирование нового стержня, отвечающего условию прочности. Определение перемещения сечений относительно неподвижной заделки и построение эпюры перемещений.
задача [44,4 K], добавлен 10.12.2011Построение нагрузочной диаграммы электродвигателя привода. Определение необходимой мощности асинхронного двигателя привода. Расчет продолжительности пуска электродвигателя с нагрузкой. Электрическая схема автоматического управления электродвигателем.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 07.05.2019Назначение и техническая характеристика станка, требования к его электроприводу. Анализ недостатков существующей схемы. Выбор рода тока и величины питающих напряжений. Расчет мощности, выбор приводного двигателя токарного станка, контакторов, пускателей.
курсовая работа [250,4 K], добавлен 09.11.2014
