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 11.11.2008Проектирование 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 12.06.2011Энергетический, 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 25.06.2011Кинематический 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 27.03.2011Выбор 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 21.07.2008Проектирование 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 22.06.2010Кинематический 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 28.10.2012Кинематический 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 16.03.2015Кинематический 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 16.04.2011Выбор 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