Проектирование механического привода общего назначения
Расчет общего коэффициента полезного действия привода и требуемой мощности электродвигателя. Выбор способа смазки зацепления и подшипников. Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес. Стандартизация деталей редуктора.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.09.2018 |
| Размер файла | 1,2 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.
, (53)
L3 = L7 = 112+2·10=132
где b1 - ширина шестерни, мм, (раздел 3);
L4, L8 - длины участков валов под подшипник, которые определяют- ся по формуле
, (54)
L4 = 27 мм
L8 = 24 мм
где В - ширина соответствующего подшипника, мм.
На четвертом этапе дорисовываются подшипники по своим габаритным размерам (таблица 21) и определяются для валов размеры а1, b1, мм, которые являются плечами приложенных к валу сил. Определение этих размеров позволяет провести проверочный расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.
6.6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
При выполнении чертежа общего вида редуктора необходимо пользоваться эмпирическими соотношениями для определения размеров конструкционных элементов корпуса редуктора, которые приведены в таблице 14.
Т а б л и ц а 14 - Эмпирические соотношения для определения размеров конструкционных элементов корпуса редуктора
|
Параметры |
Эмпирическое соотношение |
Разме- ры, мм |
|
|
Толщина стенки корпуса редуктора |
S = 0,025 ·а ? 6 |
9 |
|
|
Толщина стенки крышки редуктора |
S1 = (0,8…0,9)·S |
7,3 |
|
|
Толщина фланца корпуса редуктора |
S2 = (1,5…1,6) ·S |
13,5 |
|
|
Толщина фланца крышки редуктора |
S3 = (1,45…1,5) ·S |
13 |
|
|
Толщина фланца подошвы корпуса редуктора |
S4 = 2,5 · S |
22,5 |
|
|
Толщина ребер у корпуса и крышки |
S5 = 0,85·S |
7,6 |
|
|
Диаметр болта по разъему корпуса и крышки |
d = (0,029…0,031) ·а + + 6 |
14 |
|
|
Диаметр болта по утолщенной части фланца по разъему корпуса и крышки |
d1 = (0,032…0,034) ·а + +9 |
16 |
|
|
Диаметр отверстия под фундаментные болты |
d2 =(0,036…0,04) · а + + 13 |
26 |
|
|
Диаметр отверстия в проушине |
d3 = 3·S1 |
22 |
|
|
Радиус закругления проушины |
R = d3 |
22 |
|
|
Расстояние от края подошвы корпуса до оси фундаментного болта |
b = 2·d2 |
25 |
|
|
Межосевое расстояние |
250 |
Толщина стенки корпуса редуктора S = 0,025 ·250 = 6,25? 6 мм; принимаем S = 9 мм;
Толщина стенки крышки редуктора S1 = (0,8…0,9)·9 = 7,2…8,1 мм; принимаем S1 = 7,3 мм;
Толщина фланца корпуса редуктора S2 = (1,5…1,6) · 9 = 13,5…14,4 мм; принимаем S2 = 13,5 мм;
Толщина фланца крышки редуктора S3 = (1,45…1,5) · 9 = 13,05…13,5 мм; принимаем S3 = 13 мм;
Толщина фланца подошвы корпуса редуктора S4 = 2,5 · 9 = 22,5 мм;
Толщина ребер у корпуса и крышки S5 = 0,85·9 = 7,6 мм;
Диаметр болта по разъему корпуса и крышки d = (0,029…0,031) ·250 + 6 = 13,25…13,75 мм; принимаем d = 14 мм;
Диаметр болта по утолщенной части фланца по разъему корпуса и крышки d1 = (0,032…0,034) ·250 + 9 = 17…17,5 мм; принимаем d1 = 16 мм;
Диаметр отверстия под фундаментные болты d2 = (0,036…0,04) · 250 + 16 = 25…26 мм; принимаем d2 = 26 мм;
Диаметр отверстия в проушине d3 = 3·7,3 = 22 мм;
Радиус закругления проушины R = 22 мм;
Расстояние от края подошвы корпуса до оси фундаментного болта b = 2·26 = 52 мм.
6.7 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора
Т а б л и ц а 15 - Посадки для сопряжения основных деталей редуктора
|
Посадка по ГОСТ 25347-82 |
Примеры применения |
|
|
Цилиндрические прямозубые колеса на валы при передаче вращающего момента шпоночным соединениям |
||
|
Полумуфты и элементы открытых передач: звездочки, шкивы, шестерни на валы |
||
|
Стаканы под подшипники качения в корпусе, распорные втулки на валы |
||
|
Крышки торцевых узлов на подшипниках качения в корпусе |
||
|
Распорные кольца на валы |
||
|
Посадка призматических шпонок на валу, соединение нормальное, соединение плотное |
||
|
Подшипники качения нормальной точности (класс РО) в корпусе при местном нагружении внутреннего кольца |
||
|
Подшипники качения нормальной точности (класс РО) в корпусе при местном нагружении наружного кольца |
6.8 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора
При монтаже приводных установок необходимо обеспечивать соосность соединяемых валов. Если в процессе эксплуатации она сохраняется, то для соединения валов пригодны жесткие муфты. Однако не всегда может сохраняться соосность валов: под действием тепловых и силовых факторов возникают деформации, приводящие к смещению соединенных муфтой валов - осевому, радиальному, угловому. Для предотвращения опасных перегрузок, возникающих в результате таких смещений, ставят компенсирующие муфты.
Тип компенсирующей муфты известен из задания. Размер муфты выбирается в зависимости от диаметра вала и величины крутящего момента.
Муфта выбирается по большему диаметру концов соединяемых валов. Диаметр посадочных поверхностей под полумуфты могут быть различными.
Тип муфты - зубчатая (ГОСТ 50895-96) с параметрами:
- номинальный крутящий момент - 2500 Н·м;
- частота вращения не более 75 с-1.
6.9 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской.
На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100°С. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы устанавливают в расточку корпуса, укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрыв предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух цилиндрических штифтов.
Ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки осевого зазора.
Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают армированные уплотнения (манжеты).
Проверяют правильность сборки, проворачивая валы от руки. Ввертывают пробку маслопускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями
6.10 Стандартизация деталей редуктора
Стандартизация - установление обязательных норм, называемых стандартами, которым должны соответствовать определенные виды или отдельные параметры продукции. Назначение стандартизации - максимальное упрощение и удешевление производства путем использования наиболее целесообразных видов изделий, их исполнения, конструктивных форм, размеров, технических и качественных характеристик и других показателей.
Стандартизация деталей машин упрощает и ускоряет проектирование новых машин, снижает трудоемкость изготовления изделий и себестоимость продукции, уменьшает расход машиностроительных материалов и запасных частей, облегчает и ускоряет ремонт машин.
Т а б л и ц а 16 - Перечень использованных стандартов
|
СТП 053-2.10-84 |
Дипломные проекты. Общие требования и правила оформления. |
|
|
СТП 053-2.10-84 |
Курсовое проектирование. Общие требования. |
|
|
ГОСТ 2.102-68 |
Виды и комплектность конструкторских документов. |
|
|
ГОСТ 2.104-68 |
Основные надписи. |
|
|
ГОСТ 2.105-79 |
Общие требования к текстовым документам. |
|
|
ГОСТ 2.106-68 |
Текстовые документы. |
|
|
ГОСТ 2.108-68 |
Спецификация. |
|
|
ГОСТ 2.109-73 |
Основные требования к чертежам. |
|
|
ГОСТ 2.301-68 |
Форматы. |
|
|
ГОСТ 2.302-68 |
Масштабы. |
|
|
ГОСТ 2.304-81 |
Шрифты чертежные. |
|
|
ГОСТ 2.305-68 |
Изображения-виды, разрезы, сечения. |
|
|
ГОСТ 2.306-68 |
Обозначения графических материалов и правила их нанесения на чертежах. |
|
|
ГОСТ 2.307-68 |
Нанесение размеров и предельных отклонений. |
|
|
ГОСТ 2.308-79 |
Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей. |
|
|
ГОСТ 2.309-73 |
Обозначения шероховатости поверхностей. |
|
|
ГОСТ 2.315-68 |
Изображения упрощенные и условные крепежных деталей. |
|
|
ГОСТ 8338-75 |
Подшипники радиальные однорядные. |
|
|
ГОСТ 7798-70 |
Болты. |
|
|
ГОСТ 5915-70 |
Гайки. |
|
|
ГОСТ 6402-70 |
Шайбы стопорные. |
|
|
ГОСТ 8752-79 |
Манжеты резиновые армированные. |
|
|
ГОСТ 23360-78 |
Шпонки. |
|
|
ГОСТ 3128-70 |
Штифты. |
7. Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
В курсовом проекте проверочный расчет выполняем только для тихоходного вала редуктора, как более нагруженного. Расчет вала проводим на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составим расчетную схему вала (рисунок 10). К тихоходному валу прикладываем силы от закрытой зубчатой цилиндрической прямозубой передачи, значения которых получены в п. 3.
Размеры участков тихоходного вала а = 60 мм, b = 78 мм получены после эскизной компоновки редуктора.
Рассмотрим вертикальную плоскость YOX.
От действия радиальной силы Fr и окружной силы Ft, возникают реакции в опорах, которые находим из уравнения:
Определим изгибающие моменты в сечениях вала.
По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Рисунок 11 - Схема нагружения тихоходного вала, эпюры внутренних силовых факторов
Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , Н мм, по зависимости
. (55)
В точке K суммарный изгибающий момент равен
На участке вала от точки К до конца выходного участка действует также и крутящий момент Т3 =1068110 Нмм, эпюр которого показан на рисунке 11.
8. Проверочный расчет подшипников на долговечность
Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.
. (56)
(57)
В рассматриваемом опоры нагружены одинаково, радиальная сила равна . Долговечность выбранных шарикоподшипников , час, определяется по формуле [1, с.401]:
, (58)
где = 110 мин-1 - частота вращения тихоходного вала;
С = 61800 Н - динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала;
Р - приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости [1, с.401]
, (59)
где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается
При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;
Ср - коэффициент режима нагрузки (Ср = 1);
КТ - температурный коэффициент, можно принять .
Приведенная нагрузка по формуле (59) равна
Долговечность подшипника по формуле (58) равна
.
что больше нормативного срока службы [Lh] = 5·16·260 = 20800 ч. [1, с.369], значит, расчетная долговечность подшипников выполняется.
9. Проверочный расчет тихоходного вала
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
, (60)
где - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности для валов общего назначения не менее 2,5.
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен:
, (61)
где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам:
,
, (62)
где пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение: т =750 МПа, В = 900 МПа [1, с. 117]. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям [1, с. 117]
, (63)
, (64)
эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров: t/r = 2,5/1,0 = 2,5; r/d = 1/45 = 0,022. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициенты
Таблица 17 - Эффективные коэффициенты концентрации напряжений Ку и Кф [4, с. 336]
|
Размеры |
при , МПа |
при , МПа |
||||||
|
t/r |
r/d |
500 |
700 |
900 |
500 |
700 |
900 |
|
|
Для ступенчатого перехода с канавкой (рисунок 13) |
||||||||
|
1 |
0,01 |
1,35 |
1,40 |
1,45 |
1,30 |
1,30 |
1,30 |
|
|
0,02 |
1,45 |
1,50 |
1,55 |
1,35 |
1,35 |
1,40 |
||
|
0,03 |
1,65 |
1,70 |
1,80 |
1,40 |
1,45 |
1,45 |
||
|
0,05 |
1,60 |
1,70 |
1,80 |
1,45 |
1,45 |
1,55 |
||
|
0,10 |
1,45 |
1,55 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 |
||
|
2 |
0,01 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 |
|
|
0,02 |
1,80 |
1,90 |
2,00 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
||
|
0,03 |
1,80 |
1,95 |
2,05 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
||
|
0,05 |
1,75 |
1,90 |
2,00 |
1,60 |
1,60 |
1,65 |
||
|
3 |
0,01 |
1,90 |
2,00 |
2,10 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
|
|
0,02 |
1,95 |
2,10 |
2,20 |
1,60 |
1,70 |
1,75 |
||
|
0,03 |
1,95 |
2,10 |
2,25 |
1,65 |
1,70 |
1,75 |
||
|
5 |
0,01 |
2,10 |
2,25 |
2,35 |
2,20 |
2,30 |
2,40 |
|
|
0,02 |
2,15 |
2,30 |
2,45 |
2,10 |
2,15 |
2,25 |
||
|
Для шпоночных пазов, выполненных фрезой |
||||||||
|
Концевой |
1,60 |
1,90 |
2,15 |
1,40 |
1,70 |
2,00 |
||
|
Дисковой |
1,40 |
1,55 |
1,70 |
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение принимают = 1,0 [1, 336];
- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений:
Таблица 18 - Значения масштабных факторов [4, с. 336]
|
Сталь |
Диаметр вала, мм |
|||||||
|
20 |
30 |
40 |
50 |
70 |
100 |
|||
|
Углеродистая |
0,92 |
0,88 |
0,85 |
0,82 |
0,76 |
0,70 |
||
|
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 |
|||
|
Легированная |
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 |
Для рассматриваемого примера
- амплитуды циклов напряжений, МПа;
- средние значения циклов напряжений, МПа;
- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряже,ния цикла на коэффициент запаса прочности.
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда уа , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны
уа = ; , (65)
где - максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала;
- момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для сечения со шпоночным пазом
(66)
где d - диаметр вала в опасном сечении, а b и t1 - размеры шпоночного паза.
Для рассматриваемого примера, в котором опасное сечение вала - со шпоночным пазом, амплитуда цикла , МПа, определяется по формуле
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны
, (67)
где Т3- крутящий момент в опасном сечении вала, Нмм;
Wр - полярный момент сопротивления сечения, мм3, который для сечения со шпоночным пазом равен:
, (68)
где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а b и t1 - размеры шпоночного паза.
Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - со шпоночным пазом), для которого
Выбираем коэффициенты ,
= 0,09;
= 0,04.
Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (62)
;
Определяем расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (61)
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (60), значит, вал работоспособен.
10. Выбор шпонок и проверка шпоночных соединений на прочность
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.
Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала по ГОСТ 23360-78 [1 с. 302]. 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
, (69)
где - расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле
, (70)
где Тi - вращающий момент передаваемый валом, Нмм;
- размеры соединения, мм [Прил.Б, табл. Б.8];
- расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна
; (71)
- допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80…120 МПа, для чугунной ступицы 60…80 МПа).
В конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного вала для крепления полумуфты и шестерни открытой зубчатой передачи, соответственно.
Т а б л и ц а 19 - Выбор шпонок
|
d |
В |
h |
фаски |
t1 |
t2 |
lр |
||
|
Муфта |
40 |
12 |
8 |
0,4...0,6 |
5 |
3,3 |
58 |
|
|
Шкив |
24 |
8 |
7 |
0,4...0,6 |
4 |
3,3 |
24 |
|
|
Колесо |
50 |
14 |
9 |
0,4...0,6 |
5,5 |
3,8 |
42 |
Шкив этосамый мал диаметр быстрох.вала
Колесо это самый больш диаметр тихоходного вала, после буртика (разница 5мм между ними)
Муфта - 60
В качестве примера выберем и проверим на прочность шпонку под зубчатым колесом. Для диаметра тихоходного вала под колесом dк = 70 мм по таблице выбираем сечение шпонки b · h = 20 мм · 12 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t1 = 7,5 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 110 мм. Выбираем длину шпонки l=56мм. Тогда по зависимости (71): мм.
Проверим выбранные шпонки на смятие по формуле (70)
.
Видим, что неравенство выполняется, т.е. действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранные шпонки работоспособны.
11. Безопасность жизнедеятельности
При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода на заданный срок службы. Проектный и проверочные расчеты закрытой и открытой передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых условий прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфты меньше предельного допускаемого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормальных значений.
В конструировании редуктора предусмотрены необходимые регулировки подшипников и зубчатого зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины на крышке и крюки на основании корпуса редуктора. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способы смазки подшипников качения, зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности работы редуктора, обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежит открытая ременная передача, соединительная муфта.
При установке привода в производственном помещении необходимо обеспечить его удаление от стен и проходов на расстояния, регламентированные нормативами. Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован по технике безопасности на рабочем месте
Заключение
В ходе проектирования привода выполнены выбор типоразмера электродвигателя, проектные и проверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выбор подшипников качения, шпоночных соединений. Даны рекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников, по выбору посадок деталей редуктора. Выполнены чертежи общего вида эскизного и технического проектов вертикального цилиндрического редуктора, муфты, рабочие чертежи тихоходного вала и колеса. На стадии проектирования предусмотрены некоторые меры по обеспечению безопасной эксплуатации привода, применены принципы стандартизации и унификации деталей и их элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежность конструкции привода.
Список использованных источников
1. Чернавский Г. М. Проектирование механических передач. Учебное пособие для машиностроительных ВУЗов. Изд. 4-е перераб. М: «Машиностроение», 1976 г.
2. Методическое указание «Прикладная механика». Методические указания по курсовому проектированию. КубГТУ; сост. В.В. Китаин, Р.В. Азнаурян, С.А. Метильков и др. - Краснодар, 1996.-88с.
3. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. - 5-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1991.-383 с.
4. Сутокский В. Г., Журавлева С. Н. Детали машин. Проектирование механического привода общего назначения: Учебное пособие для студентов вузов/Кубанский государственный технологический университет. - Краснодар: Издательство КубГТУ, 2001. - 80 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Состав, устройство и работа привода цепного конвейера. Расчет частоты вращения вала электродвигателя, допускаемых напряжений для зубчатых колес редуктора. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи. Определение долговечности подшипников качения.
курсовая работа [940,5 K], добавлен 01.05.2014Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.
курсовая работа [155,4 K], добавлен 23.10.2011Кинематический и энергетический расчет редуктора. Определение общего передаточного отношения и распределение по ступеням. Выбор материала зубчатых колёс и обоснование термической обработки. Расчёт конической передачи. Предварительный подбор подшипников.
дипломная работа [1,5 M], добавлен 29.11.2012Проектирование привода скребкового конвейера для транспортировки породы и для опоры перемещения комбайна. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала. Определение сил в зацеплениях. Проверка прочности подшипников.
курсовая работа [715,5 K], добавлен 03.11.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Вычисление закрытой цилиндрической передачи. Определение основных параметров зубчатого колеса и шпоночного соединения. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для подшипников.
курсовая работа [566,6 K], добавлен 04.08.2021Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки. Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 15.10.2012Расчет силовых и кинематических характеристик привода. Определение мощности на приводном валу. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет и определение параметров зубчатых колес. Оценка механических свойств материалов. Вычисление параметров передачи.
курсовая работа [289,0 K], добавлен 22.03.2013Кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора, шестерни, колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [151,8 K], добавлен 17.05.2012Энергетический и кинематический расчёт привода. Клиноременная и зубчатая передачи, выбор электродвигателя. Конструирование основных деталей зубчатого редуктора. Расчет валов на статическую и усталостную прочность. Проверка долговечности подшипников.
курсовая работа [3,1 M], добавлен 08.03.2009Кинематическая схема и расчет привода. Выбор оптимального типа двигателя. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Конструктивная компоновка привода.
курсовая работа [379,5 K], добавлен 04.04.2009
