Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, его структура и сферы практического применения. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет передач редуктора.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | курсовая работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 15.04.2011 |
Размер файла | 98,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Курсовой проект
Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором
Екатеринбург 2010
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения крутящего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Чаще всего в технике применяются цилиндрические зубчатые передачи из-за ряда преимуществ:
1. Компактность.
2. Возможность передачи больших мощностей.
3. Постоянство передаточного отношения.
4. Применение недефицитных материалов.
5. Простота в обслуживании.
Шевронные зубчатые колёса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.
1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
1.1 Требуемая мощность электродвигателя
Pтр=,
где T-крутящий момент на валу исполнительного механизма, Т=Н*М;
n - частота вращения вала исполнительного механизма, n=120 об/мин;
з0 - общий КПД привода,
з0= зред* зц.п.
ззп - кпд зубчатой передачи, ззп =0,98;
зпк - кпд пары подшипников качения, зпк=0,99;
зц.п = кпд цепной передачи зц.п.=0,92
зред = зз. п. * зп.к.2 =0,98*0,992=0,96
з0=0,96*0,92=0,88
Pтр = =6,8 кВт.
1.2 Выбор электродвигателя
Марка электродвигателя 132M6
Мощность Pэ=7,5 кВт.
Синхронная частота nc= 1000 об/мин.
Скольжение S=3,2%.
Диаметр вала электродвигателя dэ=32 мм.
Расчет привода выполнен по кинематической схеме привода
1.3 Частоты вращения валов
Вала электродвигателя nэ = nc*(1 - (0.01*S)) =1000*(1 - (0,01*3,2))=968 об/мин.
Валов редуктора: быстроходного nб=968 об/мин;
тихоходного nт= nб / Uред. =968/3,55=272,6 об/мин.
Вала исполнительного механизма (расчетная) nк= nт/Uц.п.=272,6/2,5=109,07 об/мин.
1.4 Передаточные числа
Редуктора Up=nб/nт=968/272,6=3,55
Передач:
UЗ.П.=3,2; UЦ.П.=2,5; UПРИВОДА=8,06
UЗ.П.(ТАБЛ.)=3,55
1.5 Крутящие моменты на валах
Вал электродвигателя Tэ=9550*6,8/968=67,09 Н*М.
Валы редуктора: быстроходный Tб=9550*6,8/968=67,09 Н*М,
тихоходный Tт= 9550*6,5/272,6=227,7 Н*М.
Вал исполнительного механизма Tк=9550*5,98/109,07=523,6 Н*М.
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда
Dm1=20*= 20*=53,27 мм,
Sm2= 1.2*= 1.2**= 14.54 мм.
Диаметр заготовки для колеса равен dк = u*Dm1= 3,55*53.27=189,1 мм.
Выбираем для шестерни Сталь 45, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, Dm=125 мм > Dm1.
Выбираем для колеса Сталь 45, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба шестерни 207 НВ
Механические свойства материалов:
Шестерня
Материал Сталь 45
Термическая обработка Улучшение
Твердость поверхности зуба 235-262 НВ
Колесо
Материал Сталь 45
Термическая обработка нормализация
Твердость поверхности зуба 179-207 НВ
Расчет допускаемых контактных напряжений
,
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
H lim j предел контактной выносливости, SHj коэффициент безопасности,
КHL - коэффициент долговечности;
КHLj =,
NHOj - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4),
NHO1= циклов, NHO2 = циклов
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений - h, определим по табл. 6 в зависимости от режима нагружения.
Режим нагружения, 4 - легкий h = 0,125
th - суммарное время работы передачи в часах;
th = L*365*24*Kг*Кс*ПВ;
Kг - коэффициент использования передачи в течение года;
Kс - коэффициент использования передачи в течение суток;
L - срок службы передачи в годах; ПВ - продолжительность включения;
Кг= 0.5, Кс= 0.8, L= 10 лет, ПВ=70%=0.7, th = 24528 ч.
Nj суммарное число циклов нагружения, Nj = 60*nj*c*th;
с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;
nj - частота вращения j-го колеса, n1= 968 об/мин, n2= 272,6 об/мин;
N1= 60*968*1*24528 = 1424586240=1,4*109,
N2= 60*272,6*1*24528 = 401179968 =0.4*109
NHEj - эквивалентное число циклов контактных напряжений;
NHE j= NУj h; NHE1=178073280 =0,18*109, NHE2= 50147496 =0.05*109
Коэффициенты долговечности: КHL1= 1, КHL2= 1.
Значения H lim j и SHj найдем по табл. 5: Hlim1= 2 НВ1 + 70=2*262+70=594 МПа,
Hlim2= 2 НВ2 + 70=2*207+70=484 МПа, SH1= 1.1, SH2=1.1
Допускаемые контактные напряжения: HP1= 540 МПа, HP2=440 МПа.
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи
HP=0.45 (HP1+HP2) 1.23*HP2,
HP=0.45 (540+440)=441 МПа, =1.23*HP2=541.2 МПа.
Учитывая, что НР ? 1.23*HP2, окончательно принимаем HP=441 МПа.
Расчет допускаемых напряжений изгиба
,
где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7),
F lim 1 =1.75*HB1=1.75*262 = 458.5 МПа, F lim 2 = 1.75*207 = 362.25 МПа.
SFj коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7): SF1= 1.7, SF2=1.7
KFLj коэффициент долговечности при изгибе:
КFLj =,
qj - показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 6);
NFO - базовое число циклов при изгибе; NFO = 106.
NFEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= NУj Fj.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба - Fj определяется по табл. 6 в зависимости от режима нагружения и способа термообработки: F1 =0.038, F2 = 0.038,
NFE1 = 1424586240*0.038 = 54134277,12; NFE2 = 401179968*0.038 = 15244838,78
Поскольку NFE > NFO, принимаем
КFL1 = 1, КFL2 = 1;
KFCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода, KFC1= 0.65, KFC2= 0.65.
Допускаемые напряжения изгиба: F P 1 = 175.309 МПа, F P 2 = 138.507 МПа.
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
aw = Ka*(u + 1) ,
редуктор передача электродвигатель агрегат
где Ka - коэффициент вида передачи, Ka = 410 для косозубых передач,
шba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда по ГОСТ 2185-66 с учетом расположения опор относительно зубчатого венца шba = 0.4,
КН коэффициент контактной нагрузки, принимаем на этапе проектного расчета КН =1.2.
Расчетное межосевое расстояние aw = 123.69 мм. Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения (табл. 2): aw =125 мм.
Находим ширину колеса и шестерни по формулам: bw2 = шba aw=0.4*125=50,
bw1 = bw2 +2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69: bw1 = 54 мм, bw2 = 50 мм.
Модуль выбираем из диапазона m=(0.01…0.02)*aw=(1,25…2,5) и округляем до стандартного значения по ГОСТ 9563-60 (табл. 1), учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется: m= 2,5.
Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль mn =m = 2,5.
Суммарное число зубьев: для прямозубой передачи Z=, для косозубой передачи Z=, где 1 - начальный делительный угол наклона зуба(=12 для косозубых передач).
Суммарное число зубьев получим округлением Z=97,81 до ближайшего целого числа: ZУ = 98.
Для косозубых и шевронных передач определяем делительный угол наклона зуба по формуле= 11028'42''. Число зубьев шестерни и колеса, а также уточненное передаточное отношение равны:
, Z2= Z-Z1, ;
Z1 = 22, Z2 = 76, Uф = 3,46.
Если Z1> 17, то принимают коэффициенты смещения x1=0, x2=0, суммарный x= 0.
При u4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.
u=100=100=2.5%?2.5%.
Определение диаметров окружностей зубчатых колес.
Делительные окружности косозубых колес dj=,
d1 = 56,122 мм, d2 = 193.8778 мм.
Окружности впадин зубьев: dfj = dj- (1.25 - xj),
df1 = 49.872 мм, df2 = 187.6268 мм.
Окружности вершин зубьев:
da1 = 2* aw - df2 - 0.5*m = 61.1232 мм,
da2 = 2* aw - df1 - 0.5*m = 198.878 мм.
Окружная скорость в зацеплении V= = 2.845 м/с. Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 (табл. 8), учитывая, что nст=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.
3. Проверочный расчет передачи
Проверка на выносливость по контактным напряжениям
Определим контактные напряжения по формуле
=,
где Z= 8400 для косозубых передач.
KH коэффициент контактной нагрузки, KH = KHб KHв KHV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен
KHб =1+A*(nст-5)*К,
где А=0.15 для косозубых передач,
К- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ2350, то К определяют по формуле:
К=0.002*НВ2 + 0.036*(V-9),
В результате расчета получим: К= 0.192, KHб= 1.086
Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: КНV =1.037
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса определяется по формуле
КНb = 1+ (K -1) К,
где K=1.035 - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл. 9).
В таблице значение K дано в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1)= 0,91. Окончательно получим КНb = 1.0067, коэффициент контактной нагрузки KH= 1.134. Расчетные контактные напряжения H =419.743 МПа. Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Поскольку <HP, выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям
=100=100=4,82%<15%.
Проверка на выносливость по напряжениям изгиба
Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:
, ,
где YFj коэффициенты формы зуба, определяются по формуле
YFj=3.47++0.092*,
здесь ZVj= - эквивалентное число зубьев, ZV1= 23.3746, ZV2= 80.7487,
YF1= 4.035, YF2=3.633
Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
= 0.885 > 0.7,
Y- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y= для непрямозубых передач. Получим Y= 0.603
Коэффициент торцевого перекрытия=(1.88-3.2*(+))*cos=1.6586.
Коэффициент нагрузки при изгибе КF определяем по формуле KF = KFб KFв KFV.
Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для КН. Для их определения используют следующие зависимости: KFб=1+A*(nст-5) для непрямозубых передач, KFв = 0.18+0.82 K, KFV = 1+1.5*(KHV-1) при НВ2 <350.
KFб = 1.45, KFв = 1.028, KFV = 1.056, KF = 1.574.
Расчетные напряжения изгиба
< ,
< .
Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.
4. Определение сил в зацеплении
Окружная сила: , Ft = = 2390.86 Н.
Радиальная сила: , Fr =2390.86*= 887.96 Н.
Осевая сила: Fa=Ft, Fa = 2390,86* tg=485.48 Н.
4.1 Суммарное время работы передачи
th = 0.01*L*365*24*Kг*Кс*ПВ;
Kг - коэффициент использования передачи в течение года;
Kс - коэффициент использования передачи в течение суток;
L - срок службы передачи в годах; ПВ - продолжительность включения;
Кг=0,5, Кс=0,8, L=10 г., ПВ=70%,
th = 24528 ч.
4.2 Эквивалентный срок службы передачи
thE=KE*th,
где KE - коэффициент приведения режима нагружения,
KE=0,125,
thE=0,125*24528=3066 ч.
4.3 Число зубьев ведущей звездочки
Z1=29-2*U=24.
4.4 Число зубьев ведомой звездочки
Z2=Z1*U=60.
4.5 Фактическое передаточное отношение
Uф== 2,5.
4.6 Коэффициент эксплуатации
Kэ=Kд*Kн*Kр*Kс,
где Kд - коэффициент динамичности нагрузки, Kд=1 (т. к. спокойная);
Kн - коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонту,
Kн= 1 (т.к. наклон меньше 60 град);
Kр - коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи,
Kр=1,25 т.к. периодический;
Kс - коэффициент, учитывающий способ смазки передачи,
Kс= 1,4 (т.к. при периодической смазке Kс =(1,3……1,4));
Kэ=1*1*1,25*1,4=1,75.
4.7 Выбор цепи
Расчетное значение шага цепи
tp=, tp= =16,68 мм.
Выбрана цепь ПР - 19,05-2500
со следующими характеристиками:
шаг t =19,05 мм,
площадь опорной поверхности шарнира цепи A= 105,8 мм2,
масса одного погонного метра цепи qm=1,9 кг/м,
диаметр ролика Dp=11,91 мм,
расстояние между внутренними пластинами BBH=12,7 мм.
4.8 Число звеньев цепи
Lt=2*At+0.5*(Z1+Z2)+=2*40+0,5*(24+60)+=122,8
Приняли после округления Lt=123.
4.9 Длина цепи
L=t*Lt=19,05*123=2343 мм.
4.10 Межосевое расстояние
a=0.25*t*[Y+,
где Y=Lt-0.5*(Z1+Z2)= 123-0,5*(24+60)=81,
a= 0.25*19,05*[81+ =763,7 мм
4.11 Диаметры делительных окружностей звездочек
dj=, d1==145,9 мм, d2= =364 мм.
4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки
nmax=,
где W - геометрическая характеристика цепи, W=,
W= = 1,99,
- коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,
=sin= sin =0,71
nmax= =1088,8 об/мин. (n1 < nmax; 272,6 < 1088,8)
4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи
[p]=, [p]= =75,78 МПа.
4.14 Окружное усилие в цепи
Ft===3121,3 Н.
5. Расчет тихоходного вала
Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]. Ориентировочно определяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле
d=,
Т - крутящий момент на валу, [Нм]
Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда
d==38 мм,
Наименование опасного сечения - I
Диаметр вала в опасном сечении d =48 мм
Определение опорных реакций
Горизонтальная плоскость
R1Г =81,63 Н
R2Г =2477,4 Н
Вертикальная плоскость
R1В =72,18 Н
R2В =815,77 Н
Радиальные опорные реакции:
R1 == 8164,02 Н
R2 == 2608,25 Н
Моменты в опасном сечении
MГ = 448174,4 Н - изгибающий момент в горизонтальной плоскости;
MB = 0 - изгибающий момент в вертикальной плоскости;
M===448174,4 Н*мм
где M - суммарный изгибающий момент.
Осевая сила в опасном сечении Fa =485,48 Н
Коэффициенты запаса прочности
n =,
где n коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,
n = ,
-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;
-1 =0,43*В; В=570 МПа
-1=0,43*570=245,1 МПа
k эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
- масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;
=2,7 (по таблице)
= 0,95 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;
=0,15 - коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при изгибе;
а - амплитуда цикла нормальных напряжений,
а =,
Wx -осевой момент сопротивления,
Wx=10,86*10-6,
а=41,268 МПа
m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений,
m = ,
A = 3,14*1,809*10-3 мм2 - площадь опасного сечения
m = КПа = 0,27 МПа
n коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
nф =
ф -1=142,158 МПа-предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,
k ф эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
е ф - масштабный фактор, учитывающий размеры детали при кручении;
=0,6*+0,4=0,6*2,7+0,4=2,02
=0,1 - коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при кручении;
фa и фm - амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений,
Для от нулевого цикла фa = фm = , где Wp - полярный момент сопротивления, Wp=2* Wx =2*10,86*10-6=21,72*10-6
фa = 5,24 МПа
n=2,31; nф =13,43
Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении
n=2,28 >2
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:
д = 0,025*aw+1=0.025*125+1=4,125 => д = 8 мм.
д1 = 0.02*aw +1=0.02*125+1=3,5 => д1=8 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
b=1.5 д, b =1,5*8= 12 мм,
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1=1,5 д1,
b1=1,5*8=12 мм,
Толщина нижнего пояса корпуса:
P=2.35*д=2.35*8=18.8 мм
Толщина ребер основания корпуса
m=0,9д=7,2 мм
толщина ребер крышки
m=0.9 д=7.2 мм
Диаметр фундаментальных болтов:
d1=0,036 aw +12, d1=0,036*125+12=16,5 мм,
после округления до ближайшего большего значения принимаем d1=16 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников
d2 =0,7d1, d2 =0,7*16=11,2 мм,
принимаем d2 =12 мм,
на фланцах:
d3 =0,55d1, d3 =0,55*16=8,8,
принимаем d3 =12 мм.
Расчет конических штифтов:
диаметр d= d3 d=12 мм
длина L = b+ b1 +5, l =12+12+5 = 29 мм
Высота бобышки под болт d2
hВ выбирают конструктивно, так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уHP=441 МПа, скорости V=2,8 м/с и температуре около 500С - вязкость масла определяем равной 28*10-6 м2/с.
Принимаем масло индустриальное И-30-А. (И-индустриальное, А - по эксплуатационным свойствам является маслом без присадок, класс кинематической вязкости - 22).
Для контроля уровня масла используется фонарный маслоуказатель. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
В крышке редуктора имеется люк. В крышке люка устанавливается отдушина, через которую выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Люк, закрываемый крышкой, используется для заливки масла и осмотра.
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал одевают маслоотражательные кольца, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 град. С.
в ведомый вал закладывают шпонку 16x10x52 мм и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Далее быстроходный вал устанавливают в крышку корпуса, тихоходный закладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют 2 конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Далее на валы одевают крышки подшипниковых узлов с, предварительно установленными прокладками и манжетами (для сквозных крышек).
Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Редуктор как механизм из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Энергетический и кинематический расчет привода. Предварительный расчет валов.
курсовая работа [255,7 K], добавлен 02.07.2014Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, его структура и основные компоненты, принцип действия и назначение. Порядок выбора электродвигателя для проектируемого привода и его кинематических расчет. Расчет червячной передачи.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 23.08.2009Редуктор как механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, основное назначение. Рассмотрение особенностей проектирования привода ленточного транспортера. Этапы расчета цилиндрической зубчатой передачи.
курсовая работа [511,7 K], добавлен 06.01.2013Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.
курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022Выбор электродвигателя и кинематический расчеты клиноременной передачи, зубчатых колес редуктора, валов, подшипников. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи, шестерни, колеса, корпуса. Проверка шпоночных соединений, сборка редуктора.
курсовая работа [147,6 K], добавлен 26.11.2010Редуктор, установленный в приводе конвейера. Выбор двигателя и расчет напряжений. Предельные напряжения изгиба для колеса. Расчет прямозубых передач без смещения. Приведенный модуль упругости. Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.
контрольная работа [11,5 M], добавлен 27.11.2010Определение срока службы приводного устройства, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров. Выбор материалов червяка и расчет червячных передач. Нагрузки валов редуктора. Расчет допускаемых напряжений на кручение.
курсовая работа [119,6 K], добавлен 06.08.2013Понятие редуктора как механизма, состоящего из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащего для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора. Требования, предъявляемые к редукторам.
курсовая работа [4,1 M], добавлен 03.01.2010