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*Kгс*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 = K K 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*Kгс*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

R =2477,4 Н

Вертикальная плоскость

R =72,18 Н

R =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 02.07.2014

  • Редуктор 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 23.08.2009

  • Редуктор 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 06.01.2013

  • Выбор 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 27.09.2012

  • Описание 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 16.01.2012

  • Определение 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 23.11.2022

  • Выбор 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 26.11.2010

  • Редуктор, 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 27.11.2010

  • Определение 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 06.08.2013

  • Понятие 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

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.