Расчет привода к люлечному цепному элеватору

Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 22.10.2011
Размер файла 2,6 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/

1. Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные:

, где - мощность на приводном валу элеватора, кВт;

, где - число зубьев приводной звездочки;

, где - шаг цепи, мм;

, где - скорость тяговой цепи, м/c;

Цепь тяговая пластичная ГОСТ 588-81.

1.1 Определение мощности электродвигателя

, (1.1)

где - мощность двигателя, кВт;

- мощность на приводном валу, кВт;

- общий КПД привода;

[1, с. 7, табл. 1.1] (1.2)

где - КПД муфты, ;

- КПД подшипников качения, ;

- КПД зубчатой передачи,;

- КПД конвейера, ;

;

;

Выбираем двигатель AИР132М8 ТУ 16-525.564-84 [1,с 459,табл 24.9]

принимаем: ;

,

где - номинальная частота вращения вала двигателя, .

1.2 Определение общего передаточного отношения

, (1.3)

где - частота вращения привода, ;

, (1.4)

где Vц - скорость тяговой цепи, м/c; VЦ = 0,35 м/с;

Dзв - диаметр приводной звездочки, мм;

[1, с. 6,](1.5)

где Pц - шаг цепи, мм; Pц = 125 мм;

Zзв - число зубьев приводной звездочки; Zзв = 12;

;

;

.

привод люлечный цепной элеватор

1.2.1 Определение передаточного отношения открытой зубчатой передачи.

, (1.6)

где Uоп - передаточное отношение открытой зубчатой передачи;

, - передаточные отношения закрытых цилиндрических передач;

Uб = 4, Uт = 3, [1, с. 7, табл. 1.2]

.

1.3 Определение частот вращения валов привода

1.3.1 первого вала:

; ;

1.3.2 второго вала:

; ; (1.7)

1.3.3 третьего вала:

; ;(1.8)

1.3.4 четвертого вала

; ; (1.9)

1.3.5 пятого вала

; .

1.4 Определение мощностей на валах

1.4.1 на первом валу

; (1.10)

;

1.4.2 на втором валу:

; (1.11)

;

1.4.3 на третьем валу

; (1.12)

;

1.4.4 на четвёртом валу

; (1.13)

;

1.4.5 на пятом валу:

; (1.14)

.

1.5 Определение вращающих моментов на валах.

; (1.15)

1.5.1 на первом валу:

; ;

1.5.2 на втором валу:

; ;

1.5.3 на третьем валу:

; ;

1.5.4 на четвёртом валу:

;

1.5.5 на пятом валу:

;

1.6 Определение диаметров валов.

;(1.16)

где: -вращающий момент на i-том валу, ;

- допустимое напряжение на i-том валу, мПа.

1.6.1 первого вала:

;

Где -величина справочная [1,с456],

;

1.6.2 второго вала:

;

1.6.3 третьего вала:

; ;

1.6.4 четвёртого вала:

; ;

1.6.5 пятого вала:

; ;

принимаем диаметры валов ГОСТ 6636-69 [1, с452, табл. 24.1]:

;

;

;

;

.

AИР132М8 ТУ 16-525.564-84

, ;

Исполнение IM1081

Рис. 1.2

Размеры:

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода

2. Расчёт клиноремённой передачи

Исходные данные:

2.1 Определяем сечение клинового ремня

Размеры сечения по ГОСТ 1284.1-89 сведены в таблицу [2,с. 288, табл. 12.2]

Табл. 2.1

h,

мм

b0,

мм

bР,

мм

lР, мм

(dp)min,

мм

А, м2

q,

кг/м

min

max

11

17

14

630

6300

125

0,18

где lР - расчётная длина по нейтральному слою, мм

А - площадь сечения, м2

q - масса 1 м длины, кг/м

2.2 Определяем диаметр малого шкива d1

По графику [2,c. 290, рис.12.26], учитывая условия задания по габаритам и

рекомендации по количеству ремней (вследствие неизбежных погрешности ремней и канавок шкивов, приводящих к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжение, износ и потеря мощности) принимаем диаметр малого шкива мм и находим номинальную мощность передаваемую одним ремнём кВт.

2.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2.

мм, (2.1)

округляем до стандартного диаметра из ряда [2,c. 289] и

принимаем мм.

2.4 Уточняем передаточное число ременной передачи.

, (2.2)

где - коэффициент скольжения; ;

.

2.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние.

; (2.3)

;

примем a = 500 мм.

2.6 Определяем предварительно длину ремня.

; (2.4)

;

По стандартному ряду длин выбираем L = 2240 мм [2,с. 288].

2.7 Уточняем межосевое расстояние.

; (2.5)

2.8 Определяем угол захвата малого шкива.

(2.6)

2.9 Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнём.

(2.7)

где: - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём; ;

- коэффициент угла обхвата; = 0,92 по таблице [2, с. 289];

- коэффициент длины ремня; = 1 по графику [2, с. 291, рис.12.27];

- коэффициент передаточного отношения; = 1,14 [2, с. 291, рис.12.28];

- коэффициент режима нагрузки; = 1,2 [2, с. 289];

.

2.10 Определяем число ремней.

(2.8)

где - коэффициент числа ремней, = 0,95 по таблице [2, с. 290]

Получаем 3 ремня

2.11 Определяем силу предварительного натяжения одного ремня.

(2.9)

где v - скорость движения ремня, м/с

- центробежная сила, Н

; (2.10)

м/с ;

, (2.11)

где - плотность ремня, с = 1250 Н/м3;

A - площадь сечения, A = 138 м2;

;

.

2.12 Определим силу, действующую на вал.

; (2.12)

где - угол между ветвями ремня;

; (2.13)

;

В статическом состоянии передачи ; (2.14)

;

При n = 712 мин-1 ; (2.15)

.

2.13 Определим ресурс наработки

; (2.16)

где - срок эксплуатации при среднем режиме нагрузок, по ГОСТ 1284.2-89; [2,с291];

- коэффициент режима нагрузки, для умеренных колебаний [2,с289];

- коэффициент климатических условий, для центральных зон [2,с291];

2.14 Определим число пробегов в секунду

; (2.17)

Рис. 2.3 М1:1. Шкив ведущий

табл. 2.2

M, мм

b0, мм

bp, мм

b*, мм

h, мм

, мм

r1, мм

e, мм

f, мм

C, мм

71

17

14

4,2

10,8

13

1

19

12,5

14

d1, мм

dст, мм

dp, мм

de, мм

lст, мм

, град

d0, мм

38

63

160

168,4

56

34

16

Рис. 2.4 М 1:2,5. Шкив ведомый.

Табл. 2.3

M, мм

b0, мм

bp, мм

b*, мм

h, мм

, мм

r1, мм

e, мм

f, мм

71

17

14

4,2

10,8

13

1

19

12,5

d2, мм

dст, мм

dp, мм

de, мм

lст, мм

, град

38

63

500

508,4

56

34

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи редуктора (тихоходная ступень)

Рис. 3.1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

3.1 Выбор материала шестерни колеса

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

,(3.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

шестерня:колесо:

где - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

- пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 830…850 ?C; отпуск при t = 540…580 ?C.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,(3.2)

где - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

- пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

- коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(3.4)

где - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

- пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

- коэффициенты безопасности;

- коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

- коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.5)

;

;

;

;

Определяем допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке.

;

;

;

.

3.4 Определяем допускаемые напряжения изгиба при кратковременной перегрузке.

,(3.6)

где - предельные допускаемые напряжения изгиб, МПа;

- коэффициенты запаса прочности;

;

- предельная (максимальная) величина коэффициента долговечности;

;

- коэффициент учета частоты приложения нагрузки при Tmax;

=1,3;

;

.

3.5 Определяем геометрические параметры цилиндрической прямозубой передачи

3.5.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

,(3.7)

где - межосевое расстояние, мм;

- передаточное число тихоходной ступени;

- момент вращения на выходном валу редуктора, Н·м;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

- коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(3.8)

- допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

- приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

0,85 - опытный коэффициент;

Определим [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная , определим , [2,с. 136, рис.8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

3.6 Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

, (3.9)

где - ширина венца колеса, мм;

, (3.10)

где - ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

.

3.7 Определяем величину модуля передачи

, (3.11)

где - нормальный модуль зацепления, мм;

- ширина венца колеса, мм;

- коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563-60, [2, с.122, табл. 8.1]:

.

3.8 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

3.8.1 Определяем суммарное число зубьев

, (3.12)

- суммарное число зубьев;

;

,

где - числа зубьев шестерни и колеса;

;

;

3.9 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

, (3.13)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

Рис. 3.2

3.10 Уточняем межосевое расстояние

;

3.11 Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

, (3.14)

где - коэффициент расчетной нагрузки;

- вращающий момент на третьем (промежуточном) валу редуктора, Н·м;

- угол зацепления; ;

- ширина венца шестерни, мм;

- допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

,(3.15)

где - коэффициент концентрации нагрузки; ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости - V, м/с;

, (3.16)

где - диаметр делительной окружности шестерни тихоходной ступени, мм;

- частота вращения 3-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Конструктивно, можно принять: , ;

.

3.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба.

, (3.17)

где - расчетное напряжение изгиба, МПа;

- окружное усилие, Н;

- коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т.е.

;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 3,74, YFS2 = 3,75;

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

, (3.18)

где - коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

- выбирается по графику [2, с.136] в зависимости от ;

- выбирается по табл. 8.3 [2, с.138] для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

3.12.1 Определяем окружное усилие

(3.19)

;

.

3.13 Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

;

,

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

,

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

4. Расчет косозубой цилиндрической передачи редуктора (быстроходная ступень)

Исходные данные:

4.1 Выбор материала шестерни колеса.

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

,(4.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

шестерня:колесо:

где - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

- пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ?C в масле; отпуск при t = 560…600 ?C.

4.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,(4.2)

где - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

- пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

- коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

4.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(4.4)

где - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

- пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

- коэффициенты безопасности;

- коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

- коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(4.5)

;

;

;

;

.

4.4 Определяем геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи

4.4.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

, (4.7)

где - межосевое расстояние, мм;

- передаточное число быстроходной ступени;

- момент вращения на третьем валу привода, Н·м;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

- коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(4.8)

- допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

- приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

0,75 - опытный коэффициент;

Определим [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная , определим , [2,с. 136, рис.8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

4.5 Определяем ширину венцов шестерни и колеса

, (4.9)

где - ширина венца колеса, мм;

, (4.10)

где - ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

4.6 Определяем величину нормального модуля передачи.

, (4.11)

где - нормальный модуль зацепления, мм;

- ширина венца колеса, мм;

- коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563-60, [2, с.122, табл. 8.1]:

.

4.7 Определяем угол наклона зубьев.

,(4.12)

где - угол наклона зубьев, град;

- коэффициент осевого перекрытия [2, с. 153];

;

Для косозубых передач ;

;

.

4.8 Определяем торцовый модуль

,(4.13)

где - торцовый модуль, мм;

.

4.9 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

4.9.1 Определяем суммарное число зубьев

, (4.14)

- суммарное число зубьев;

;

,

где - числа зубьев шестерни и колеса;

;

.

4.10 Уточняем угол наклона зубьев.

;

;

.

4.11 Уточняем торцовый модуль.

4.12 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса.

, (4.15)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

4.13 Уточняем межосевое расстояние

;

.

4.14 Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

, (4.16)

где - коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям [2, с. 156];

,

где - коэффициент торцового перекрытия;

для косозубого колеса [1, с. 154]

- вращающий момент на втором (входном) валу редуктора, Н·м;

- угол зацепления; ;

- ширина венца шестерни, мм;

- допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

,(4.17)

где - коэффициент концентрации нагрузки; ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости - V, м/с;

, (4.18)

где - диаметр делительной окружности шестерни быстроходной ступени, мм;

- частота вращения 2-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Но так как не более чем на 5% (), оставляем это значение.

4.15 Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба

, (4.19)

где - расчетное напряжение изгиба, МПа;

- коэффициент повышения прочности косозубых передач;

,

где - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии и неравномерного распределения нагрузки;

[2, с. 157];

;

- окружное усилие, Н;

- коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

Для косозубых колес выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

; ; (4.20)

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т.е.

;

Выбираем YFS по эквивалентному числу зубьев[2, с. 147, рис.8.20]:

YFS1 = 3,77, YFS2 = 3,75;

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

, (4.21)

где - коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

- выбирается по графику [2, с.136] в зависимости от ;

- выбирается по табл. 8.3 [2, с.138] для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

4.15.1 Определяем окружное усилие

(4.22)

;

.

4.16 Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

,(4.23)

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении быстроходной ступени;

,(4.24)

где Fa1,2 - осевая сила шестерни и колеса, Н;

, (4.25)

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении быстроходной ступени.

;;.

Рис. 4.1. Силы в зацеплении косозубой передачи

5. Эскизная компоновка редуктора

Исходные данные:;

5.1 Расчет элементов корпуса редуктора.

5.1.1 Определяем толщину стенки корпуса и крышки редуктора.

,[3, с.241](5.1)

где - толщина стенки корпуса редуктора, мм;

- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

,[3, с.241](5.2)

где - толщина стенки крышки редуктора, мм;

мм;

мм;

Принимаем по ГОСТ 6636-69.

5.1.2 Определяем толщину верхнего пояса (фланца) корпуса.

,[3, с.241](5.3)

где - толщина верхнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.3 Определяем толщину нижнего пояса (фланца) корпуса.

,[3, с.241](5.4)

где - толщина нижнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.4 Определяем толщину лапки.

, [3, с.241](5.5)

где - толщина лапки, мм;

;

Принимаем по ГОСТ 6636-69 .

5.1.5 Определяем толщину ребер основания корпуса.

,[3, с.241](5.6)

где - толщина ребер основания корпуса, мм;

.

5.1.6 Определяем толщину ребер крышки.

, [3, с.241](5.7)

где - толщина ребер крышки, мм;

.

5.1.7 Определяем диаметры фундаментных болтов.

,[3, с.241](5.8)

где - диаметр фундаментальных болтов, мм;

;

Принимаем Болт М20-6g x ГОСТ 7796-70.

5.1.8 Определяем диаметры болтов у подшипников.

, [3, с.241](5.9)

где - диаметр болтов у подшипников, мм;

;

Принимаем Болт М12-6g x 90 ГОСТ 7796-70.

5.1.9 Определяем диаметры болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой.

, [3, с.241](5.10)

где - диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм;

;

Принимаем Болт М10-6g x 45 ГОСТ 7796-70 Табл. 5.1

Параметры

Болты

М10

М12

М20

28

33

41

16

18

20

Табл. 5.2

Болты

Гайки

Шайбы

Болт М10-6g x 45 ГОСТ 7796-70

Гайка М10-6H.5 ГОСТ 15521-70

Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70

Болт М12-6g x 90 ГОСТ 7796-70

Гайка М12-6H.5 ГОСТ 15521-70

Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70

Болт М20-6g x 40 ГОСТ 7796-70

Гайка М20-6H.5 ГОСТ 15521-70

Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70

5.1.10 Определяем размеры гнезда под подшипник

5.1.10.1 Винты крепления крышки подшипника d4.

Принимаем d4 = М10.

5.1.10.2 Определяем длину гнезда.

,[3, с.242](5.11)

где - длина гнезда, мм;

;[3, с.242](5.12)

;

.

5.1.11 Определяем размеры штифта.

Диаметр штифта.

Выбираем по таблице [3, с.243, табл. 10.5] dш = d3 = 10 мм

Длина штифта.

,[3, с.242](5.13)

где - длина штифта, мм;

.

Принимаем Штифт 2.10x35 ГОСТ 3128-70.

5.1.12 Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса.

, [3, с.242](5.14)

где - наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру, мм;

.

Рис.5.1 М1:1. Лапа

Табл.5.3

д,мм

h,мм

d1,мм

D,мм

C1,мм

K1,мм

r, мм

10

4

22

30

20

41

6

Рис. 5.2 М1:1. Бобышка

Табл. 5.4

д,мм

C2,мм

К2,мм

Rб,мм

10

18

33

15

Рис. 5.3 М1:1. Фланец

Табл. 5.5

C3,мм

К3,мм

д,мм

d3,мм

16

28

10

10

Рис. 5.4 М1:1. Сливная пробка

Табл. 5.6

d, мм

b, мм

m, мм

a, мм

L, мм

D, мм

S, мм

l, мм

M16x1,5

12

8

3

23

26

17

19,6

6. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес

6.1 Конструирование промежуточного вала

Исходные данные:

;

На промежуточном валу устанавливаются колесо быстроходной ступени и шестерня тихоходной ступени. Расстояние между торцами колес принимаем .

6.1.1 Определяем диаметр буртика колеса и шестерни.

,(6.1)[1, с. 46]

где - величина заплечика, мм;[1, с. 46]

;

.

6.1.2 Определяем диаметр вала под подшипник

;(6.2)

;

Диаметр вала под подшипник должен быть кратен 5.

.

6.1.3 Определяем диаметр буртика подшипника

;(6.3)

;

;

Подшипники устанавливаются в гнезде корпуса на глубину .

6.1.4 Выбор подшипников

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

рис. 6.4 М1:1. Шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75

Табл. 6.1

d, мм

D, мм

Dщ, мм

B, мм

S, мм

r, мм

45

100

17,462

25

8,25

2,5

6.2 Конструирование входного вала редуктора

Исходные данные:

6.2.1 Определяем диаметр вала под уплотнение.

За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752-79 [1, c.473]

; t = 3,5мм;(6.4)

;

Принимаем: Манжета 1.1 - 45x65 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

6.2.2 Определяем диаметр вала под подшипник.

(6.5)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

6.2.3 Определяем диаметр буртика подшипника.

; t = 3,5 мм;(6.6)

.

6.3 Конструирование выходного вала редуктора

Исходные данные:

6.3.1 Определяем диаметр вала под уплотнение

За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752-79 [1, c.473]

; t = 3,5мм;(6.6)

;

Принимаем: Манжета 1.1 - 60x80 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

6.3.2 Определяем диаметр вала под подшипник

(6.7)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 312 ГОСТ 8338 - 75:

Рис. 6.5 М1:1

Табл. 6.2

d, мм

D, мм

Dщ, мм

B, мм

S, мм

r, мм

60

130

22,225

31

10,5

3,5

6.3.3 Определяем диаметр вала под колесо тихоходной ступени.

; (6.8)

.

6.3.4 Определяем диаметр буртика колеса

; t = 3,5 мм;(6.9)

.

6.3.5 Определяем диаметр буртика подшипника.

;(6.10)

.

6.4 Конструирование зубчатых колес

6.4.1 Определение конструктивных элементов зубчатых колес

Промежуточный вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.11)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 .

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.12)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 и .

Толщина обода колеса:

, где[1, с. 66](6.13)

- ширина венца колеса, мм;

- модуль зацепления, мм;

;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 и .

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.14)

;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 и.

Выходной вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.15)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.16)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Толщина обода колеса:

, где[1, с. 66](6.17)

- ширина венца колеса, мм;

- модуль зацепления, мм;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.18)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 .

Рис. 6.6 М1:1. Зубчатое колесо

Табл. 6.1

dв,мм

dст,мм

d,мм

dа,мм

df,мм

R,мм

C,мм

S,мм

bw,мм

lст,мм

d0, мм

60

85

376

380

371

6

17

8

63

63

20

Табл. 6.2

dв,мм

dст,мм

d,мм

dа,мм

df,мм

R,мм

C,мм

S,мм

bw,мм

lст,мм

d0, мм

48

75

124

128

119

6

17

8

67

67

-

Табл. 6.3

dв,мм

dст,мм

d,мм

dа,мм

df,мм

R,мм

C,мм

S,мм

bw,мм

lст,мм

d0, мм

48

75

223,44

226,48

219,64

6

10

8

36

56

40

6.5 Шпонки призматические

Промежуточный вал:

Шпонка 14x9x45 ГОСТ 232360-78;

Шпонка 14x9x56 ГОСТ 232360-78.

Выходной вал:

Шпонка 18x11x50 ГОСТ 232360-78;

Шпонка 16x10x63 ГОСТ 232360-78.

Входной вал:

Шпонка 10x8x50 ГОСТ 232360-78.

рис. 6.7. Шпоночное соединение

Табл. 6.4

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

48

45

14

9

31

5,5

3,8

Табл. 6.5

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

48

56

14

9

42

5,5

3,8

Табл. 6.6

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

60

50

16

10

32

6

4,3

Табл. 6.7

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

60

63

18

11

47

7

4,4

Табл. 6.7

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

60

63

18

11

47

7

4,4

Табл. 6.8

d,мм

l,мм

b,мм

h,мм

lp,мм

t1,мм

t2,мм

38

50

10

8

40

5

3,3

6.6 Конструирование крышек подшипников

6.6.1 Конструирование крышек подшипников входного вала

Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=8 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

; (6.19) [1,c.167]

где 1- толщина ножки крышки, мм;

; (6.21) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

; (6.22) [1,c.167]

где d - диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10мм;

(6.23) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

;

В - ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

;

6.6.2 Конструирование крышек подшипников промежуточного вала

Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=7 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

; (6.24) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

;

; (6.25) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

;

; (6.26) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

;

; (6.27) [1,c.167]

где d - диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10мм;

(6.28) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

;

В - ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

;

6.6.3 Конструирование крышек подшипников выходного вала

Исходные данные:

D=130 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника:[1,с.167]

=7 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

(6.29) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

(6.30) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

(6.31) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

(6.32) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

(6.33) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

В - ширина подшипника, мм:

В=30 мм.

;

Крышка подшипника сквозная с манжетой

Рис.6.8 М1:1

Манжета 1.1. - 45 x 60 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

Табл. 6.9

d, мм

D, мм

д, мм

Dф, мм

lh, мм

dотв, мм

DМ, мм

45

100

7

140

17

10

60

Манжета 1.1. - 60 x 80 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

Табл. 6.10

d, мм

D, мм

д, мм

Dф, мм

lh, мм

dотв, мм

DМ, мм

45

130

8

170

17

10

80

Крышка подшипника глухая

Рис. 6.9 М1:1

Табл. 6.11

D, мм

д, мм

Dф, мм

lh, мм

dотв, мм

100

7

140

17

10

Табл. 6.12

D, мм

д, мм

Dф, мм

lh, мм

dотв, мм

130

8

170

17

10

7. Расчет шпонки выходного вала

рис.7.1 М1:1

Исходные данные:

b=18мм

h=11мм

l=50мм

lр=32мм

T4=809 Н*м

d=60мм

Шпонка 18x11x50 ГОСТ 23360-78

материал - Сталь 45 ГОСТ 1050 - 88.

Расчет шпонки на смятие

(7.1)

где: Т - крутящий момент на валу, Н*м

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, МПа

- высота шпонки, мм

lр- расчётная длина шпонки, мм

d - диаметр вала, мм

Расчет шпонки на срез

(7.2)

где: Т - крутящий момент на валу, Нм

- допускаемое напряжение на срез материала шпонки, МПа

- ширина шпонки, мм

lр- расчётная длина шпонки, мм

d - диаметр вала, мм

8. Расчет входного вала на статическую прочность

Дано: Fм=1057,89 H;

Ft=2547,12 H;

Fr=940,51 H;

Fa=435,22 H;

Ma=8,27 H*м;

T=71,625 H*м;

a=0,1305 м;

в=0.0535 м;

c=0.0745м.

Материал вала - сталь 40Х

ув = 850МПа, уф=550 МПа

8.1 Расчёт реакций опор

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости Y):

8.2 Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

, где - суммарный изгибающий момент, Н*м;(8.1)

;

;

;

;

;

;

;

;

Рассчитаем эквивалентные моменты

, где Мэкв. - эквивалентный момент, Н*м; (8.2)

= 0,75, т.к. передача нереверсивная;

ТК - крутящий момент, Н*м;

8.3 Проверка статической прочности вала быстроходного вала.

(8.3)

где - эквивалентное напряжение, МПа

- напряжение изгиба при перегрузках, МПа

- напряжение кручения при перегрузках, МПа

- предельное допускаемое напряжение, МПа

; (8.4)

; (8.5)

; (8.6)

где d - диаметр вала в опасном сечении;

- предел текучести материала, сталь 40Х;

;

При перегрузках напряжения удваиваются

8.4 Расчет вала на сопротивление усталости быстроходного вала

Самое опасное сечение II-II, внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений - посадка с натягом.

Рассчитаем запас сопротивления усталости в опасном сечении II-II

, (8.7)

где S - общий запас сопротивления усталости;

- запас сопротивления усталости по изгибу ;

- запас сопротивления усталости по кручению ;

- допускаемый запас сопротивления усталости;

;

, (8.8)

где - пределы выносливости, МПа ;

;(8.9)

; (8.10)

;

- коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

;(8.11)

; (8.12)

;

;

у m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений у m =

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

(8.13)

;

, -коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении;

,- коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор);

- фактор шероховатости, =0,935 [1,стр.189, табл. 10.8];

- коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения; ;

По таблице 10.13 [1,стр.190] находим:

;

;

;

;

;

Т.к. S > 2.5..3, то специальный расчет на жесткость не производится.

9. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность быстроходного вала

Исходные данные:

Предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75;

,

где - динамическая грузоподъемность подшипника;

,

где - статическая грузоподъемность подшипника;

;

;

;

;

;

,

где - коэффициент радиальной нагрузки, [4, стр. 141];

,

где - коэффициент вращения, [4, стр. 142];

,

где - коэффициент безопасности, [4, стр. 145, табл. 9.4];

,

где - температурный коэффициент, [4, стр. 147, табл. 9.4];

,

где - коэффициент надежности;

,

где - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы ;

,

где - требуемая долговечность подшипника;

Подшипники установлены по схеме в распор.

Схема нагружения подшипников:

Рис.9.1

;

;

Определяем отношение ,

где ;

;

Определяем отношение :

;

По таблице 9.2 [4, с. 143] находим e и Y,

где e - коэффициент влияния осевого нагружения;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e = 0,19;

Y = 2,30;

Т.к. , то

,(9.1)

где - эквивалентная динамическая нагрузка наиболее нагруженного подшипника;

;

Определяем динамическую грузоподъемность:

,(9.2)

где - динамическая грузоподъемность;

;

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника:

,(9.3)

.

10. Смазывание узлов привода

10.1 Определение количества масла, заливаемого в редуктор

Залив масла в редуктор производится через смотровой люк.

Рекомендуется на 1кВт мощности двигателя заливать 0,35-0,8 литров масла:

(10.1)

(10.2) (10.3) где - площадь днища редуктора, ;

(10.4)

где а - ширина днища, дм;

а=1,53 дм;

b- длина днища, мм;

b=6,55 дм;

Колеса быстроходной ступени редуктора смазываются с помощью смазочной шестерни из текстолита.

10.2 Смазывание подшипников качения

Смазывание подшипников всех валов затруднено, т.к они расположены на значительной высоте от поверхности масла и смазывание разбрызгиванием невозможно. Используется пластичный смазочный материал ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267 - 74. Смазочный материал должен занимать 1/2 -- 1/3 свободного объема полости корпуса. Периодичность смазки 1 раз в 5 месяцев.

В этом случае подшипники закрыты с внутренней стороны уплотнительными шайбами.

10.3 Выбор масла

Для смазываний зубчатых передач с контактными напряжениями уНср.,

средней окружной скоростью, рабочей температурой 500 используем масло марки И-40А, с кинематической вязкостью 35 мм2/с.

Слив масла производится через сливное отверстие с пробкой.

10.4 Смазывание открытой цилиндрической передачи.

На поверхность открытой зубчатой передачи наносим смазку

ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21120-87. Периодичность смазки: 1 раз в неделю.

11. Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные:

11.1 Выбор материала шестерни колеса

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

,(11.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 45 ГОСТ 1050-88

шестерня: колесо:

где - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

- пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ?C; отпуск при t = 560…600 ?C.

11.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(11.4)

где - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

- пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

- коэффициенты безопасности;

- коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

- коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(11.5)

;

;

;

;

.

11.3 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Числом зубьев шестерни задаемся:

, (11.12)

;

;

11.4 Определяем коэффициент формы зуба

- коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 4,12, YFS2 = 3,73.

11.5 Определяем отношения .

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

11.6 Определяем нормальный модуль зацепления из расчета на изгиб

, [2, с. 133] (11.12)

где m - нормальный модуль, мм;

T5 - момент вращения на 5-м валу;

YFS2 - коэффициент формы зуба;

YFS2 = 3,73; [2, с. 147]

Z2 - число зубьев колеса;

Z2 = 86;

Шm - коэффициент изменения ширины колеса по модулю; [2, с. 147]

Шm = 30;

- коэффициент распределения нагрузки при изгибе;

,(11.13)

где nст - степень точности; [2, с. 144]

nст = 9;

;

- коэффициент концентрации нагрузки по напряжениям изгиба;

[2, с. 136]

=1,25;

;

По ГОСТ 9563-60: m = 5мм.

11.7 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

, (11.13)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

11.8 Определяем межосевое расстояние

;

.

11.9 Уточняем передаточное число открытой передачи.

;(11.16)

11.10 Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

, (11.9)

где - ширина венца шестерни, мм;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

[2, с. 143]

;

, (11.10)

где - ширина венца колеса, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

.

11.11 Определяем конструктивные элементы колес.

,(11.20)

где - диаметр ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

,(11.21)

где - длина ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

,(11.22)

где - ширина торцов зубчатого венца, мм;

;

,(11.23)

где - толщина диска, мм;

;

Эскизы колес

Рис. 11.1 М1:1

Табл. 11.1

d4,мм

dст1,мм

d1,мм

dа1,мм

df1,мм

C,мм

S,мм

bw1,мм

lст1,мм

53

60

100

110

87.5

16

14

53

56

Рис. 11.2 М1:2

Табл. 11.2

d5,мм

dст2,мм

d2,мм

dа2,мм

df2,мм

C,мм

S,мм

bw2,мм

lст2,мм

d0, мм

71

106

430

440

417.5

16

14

48

48

40

11.12 Определяем силы, действующие в зацеплении

,

где Ft1, Ft2 - окружные силы в зацеплении;

;

;

,

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении.

,

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении.

Т.к. долговечность данного подшипник меньше требуемой долговечности , следовательно, выбираем подшипник однорядный радиальный с короткими цилиндрическими роликами: подшипник 2712 ГОСТ 8328-75 Исполнение 2000.

Рис. 8.2 М 1:1

Табл. 8.1

d, мм

D, мм

B, мм

Dw, мм

S, мм

S1, мм

l, мм

60

140

51

22

12.8

8

34

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

    курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008

  • Проектирование привода к цепному конвейеру: выбор электродвигателя и кинематические вычисления, расчет червячной и цилиндрической передачи редуктора. Конструирование валов, эскизная компоновка редуктора. Определение нагрузок, действующих на валы.

    курсовая работа [347,3 K], добавлен 12.06.2011

  • Энергетический, кинематический и силовой расчеты привода. Расчет зубчатой передачи и валов редуктора, силовая схема нагружения. Конструирование зубчатых колес и эскизная компоновка редуктора. Проверочный расчет подшипников качения и шпоночных соединений.

    курсовая работа [767,6 K], добавлен 25.06.2011

  • Кинематический расчет и конструирование привода, зубчатых передач редуктора, открытой зубчатой передачи, валов привода, подшипниковых узлов, шпоночных соединений, корпусных деталей. Выбор материала, термообработки, муфты, манжет. Компоновка редуктора.

    курсовая работа [631,8 K], добавлен 27.03.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

    курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

  • Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.

    курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010

  • Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.

    курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012

  • Кинематический силовой расчет привода, валов и корпуса редуктора, конструирование червячного колеса. Определение силы в зацеплении. Проверка долговечности подшипника и прочности шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [742,9 K], добавлен 16.03.2015

  • Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.

    курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

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.