Расчет червячного редуктора

Предварительный расчет привода. Выбор двигателя. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет червячной передачи. Конструирование корпуса. Посадки основных деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 18.04.2006
Размер файла 2,2 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.


Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Шуйский государственный педагогический университет»

Кафедра технологии

КурсовОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин»

Тема:

Расчет и проектирование

червячного редуктора

Работу выполнил:
студент 4 курса МТФ ФТО (ОЗО) Иванов И.И.

Научный руководитель:

Петров П.П.

г. Шуя

2006 год

Содержание.

1. Введение

2. Задание на проектирование

3. Предварительный расчет привода:

а) Выбор двигателя

б) Определение передаточного числа привода и его ступеней

в) Определение силовых и кинематических параметров привода

4. Расчет червячной передачи

а) Силы, действующие в зацеплении червячной передачи

б) Проверка червяка на прочность и жесткость

в) Предварительный расчет валов

г) Эскизная компоновка и предварительные размеры

д) Подбор подшипников

е) Подбор шпонок

5. Конструирование корпуса

а) Выбор арматуры. Компоновка редуктора

б) Компоновка узла червячного колеса

в) Смазка зацепления и подшипников

г) Тепловой расчет редуктора

д) Посадки основных деталей

6. Список использованной литературы

Введение.

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещиваю-щимися осями. Обычно червячная передача состоит из чер-вяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещива-ния осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червяч-ные передачи относятся к передачам с заце-плением, в которых движение осуществля-ется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные пе-редачи относят к категории зубчато-винтовых.

Обычно ведущее звено червячной передачи -- червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повы-шенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).

Червячные передачи находят широкое применение, например, в ме-таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс-портных машинах, а также в приборостроении.

№/зачетки: хххх97

№/задания: табл.7; вар.9

Задание на проектирование.

Разработать рабочие чертежи деталей редуктора - основания корпуса, червяка и червячного колеса.

1 - электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3- червячный редуктор, 4 - цепная передача, 5 - ведущий барабан конвейера.

Исходные данные: Ррм =14кВт. - мощность на валу рабочей машины.

10*/=10 => 3= (1/c) -угловая скорость вращения барабана.

Предварительный расчет привода.

Выбор двигателя.

Дополнительно примем: нагрузка постоянная, нереверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з обш= з ч * зп * з м* з ц , где

з ч = 0,83 - КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]

з п = 0,99 - КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]

з м = 0,99 - КПД муфты, [№2, с.346 ]

з ц = 0,98 - КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]

з = 0,83 * 0,992 * 0,99 * 0,98 = 0,7892412066

Определим требуемую мощность двигателя:

Рдв = Ррм / з [№2 с.113]

Рдв = 14 / 0,7892412066 = 17,73855683526кВт.=17,74кВт.

Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], с учетом Р ном Рдв , Рном = 22 кВт.

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 5A200L8, с частотой вращения 750 об/мин,

n ном. = 735 об/ мин. [№2 с.113]

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Частота вращения выходного вала редуктора:

3= (1/c) (по условию) - частота вращения рабочего вала машины, тогда

Общее передаточное число привода:

U = nном1/nрм = 735/30 =24,5

Примем Uч=20, тогда Uц=24,5/20=1,225.

По рекомендации $9 [№2, c.201] принимаем число заходов червяка Z1=2

Определение силовых и кинематических параметров привода.

Из имеющихся данных:

Ррм =14кВт; Рдв =17,74кВт; 3= (1/c);

Находим вращающий момент Т по формулам:

T=P/ или Т2=Т1*U* з [№2, c.113]

Для 1-ого вала: T1= Рдв /, где Рдв - расчетная мощность двигателя, Вт.

T1=18000/76,93= 233,98(Н*м)

Для 2-ого вала: Т2=Т1*Uч* зред, где зред - КПД редуктора

зред=0,83* 0,992 =0,813

Т2=233,98*20*0,813= 3804,52(Н*м)

2=1 / Uч=76.93/20= 3,8465 (1/c);

Для 3-ого вала (транспортера):

Т3=Т2* Uч* з ц=3804,52*1,225*0,9=4194,48(Н*м)

3=2 / Uч =3,8465/1,225=3,14(1/c)-соответствует заданному.

В результате предварительных расчетов получили:

T1= 233,98(Н*м), 1=76,93(1/c);

Т2=3804,52(Н*м), 2=3,8465 (1/c);

Т3=4194,48(Н*м), 3=3,14(1/c)

Расчет червячной передачи.

Число зубьев червячного колеса Z2 = U*Z1 [№4 ф.1.1, с.8]
Z2 = 2*20 =40
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.
В первом приближении оцениваем скорость скольжения:
Us=[№2 с.211]

Us=

По рекомендации [№2 $9.7 и т.9.4] примем для червячного колеса алюминиевую бронзу БрАЖ9 - 4 (отливка в песок).

Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.

По таблице 8.6 [№3] находим допускаемое контактное напряжение

н =140МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная):

а= [№3 с.185]

а==0,3532(м)=353,2(мм)

Определяем модуль зацепления:

m=2a/(q*Z2) [№3 с.185]

где q - коэффициент диаметра червяка

q=Z2/4 [№3 с.192]

q=40/4=10 - соответствует стандартному значению [№3 таб.8.2]

m=2*353,2/(10+40)=14,128(мм)

По ГОСТу 2144-66 [№1 с.83] ближайшее стандартное значение m=14,

тогда уточненное межосевое расстояние:

a=0,5*m*(q+Z2) [№3 с.179]

а=0,5*14*(10+40)=350(мм)

Т.к. рассчитываемый редуктор не предназначен для серийного производства и по рекомендации [№1 с.88] оставляем окончательное межосевое расстояние = 350мм.

Определим делительный угол подъема линии витка:

tgy=Z1/q [№3 с.177]

tgy=2/10=0,2

тогда

Т.к. делительный диаметр червяка:

d1 =m*q [№3 с.177]

d1 =14*10=140(мм)=0,14(м), то скорость скольжения в зацеплении

[№3 с.193]

- что близко к расчетному значению.

По рекомендации [№6 стр.97] назначаем для передачи 8-ю степень точности.

Проверим КПД передачи, приняв по табл.8.3 [№3 с.181] приведенный угол трения для безоловянной бронзы:

.

Тогда [№3 с.183]

что достаточно близко к предварительно принятому значению.

Проверим прочность зубьев колеса на изгиб.

Определяем эквивалентное число зубьев колеса:

[№3 с.186]

=42,5

По табл.8.4 [№3 с.186] находим коэффициент формы зуба

По табл.8.7 [№3 с.192] находим допускаемое напряжение изгиба при нереверсивном нагружении и базе испытаний

[]=78МПа

Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса при частоте вращения

Вычислим коэффициент долговечности

[№3 с.190]

- условие выполняется.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

- [№3 с.191]

(МПа)

Проверим напряжение изгиба

- [№3 с185]

Т.к. =7,72(МПа) << =51,22(МПа) - прочность колеса обеспечена.

Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.

а) Червяк:

Диаметр внешних витков: [№3 с.178]

(мм.)

Диаметр впадин:

[№3 с.178]

(мм.)

Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2):

(№3 с.178)

(мм.)

Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178]

b) Червячное колесо:

Делительный диаметр
[№3 с.178]
(мм.)
Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:
[№3 с.178]
(мм.)
Диаметр впадин в среднем сечении:
[№3 с.178]
(мм.)
Наибольший диаметр червячного колеса:
[№3 с.178]
(мм.)
Ширина венца:
[№3 с.179]
(мм.)
Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию:
[№3 с185] (т.е значение должно лежать в интервале 126…147(МПа) )
и формуле:
(№3 с.185)
(Па)=141,3(Мпа)
Т.к. - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.
По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец - бронза, центр - чугун СЧ15-32.
Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.
Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент на червяке, Т2 - вращающий момент на червячном колесе.
Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):
(№3 с.182)
(Н)
Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):
(№3 с182)
(Н)
Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:
[№3 182] ,
где a - угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178]
(Н)
Проверка червяка на прочность и жесткость.
При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:
Где: Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент, - расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм.
[№3 с.187]
(Нм)
[№3 с.187] (Нм)
[№3 с.187] (Нм)
Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен:
[№3 с.186]
(Нм)
Максимальные напряжения изгиба:
[№3 с186] (Па) = 10,53 МПа
Максимальные напряжения кручения:
[№3 с.186]
(Па) =1,03(МПа)
Условие прочности:
[№3 с186], где = 45…60(МПа) -
допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186]
(МПа)
Т.к. =45…60 (МПа) >=10,68(МПа) - условие выполняется.
Максимальный изгиб (стрела прогиба): [№3 с.187],
где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],
(Н)
- осевой момент инерции червяка [№3 с.187]
(Н*мм)
Е - модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ (МПа) [№1 с.87].
(мм)
Условие жесткости червяка:
[№4 ф. 1.56]
(мм)
Т.к. - условие выполняется.
Предварительный расчет валов.
а) Тихоходный вал.
По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
[№4 с.53 ф.3.22], где Т - крутящий момент на валу,
- допускаемое напряжение на кручение.
По рекомендации [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
(МПа) [№4 с.53]
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда
(мм) - диаметр вала в месте посадки подшипника,
(мм) - диаметр вала в месте посадки шестерни,
(мм) - диаметр вала в месте посадки звездочки.
Определим длину ступицы:
[№4 с.53]
(мм),
принимаем (мм)
По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала
(мм),
расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала
(мм).
Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:
[№3 с.228]
[№3 с.228]
[№3 с.227]
[№3 с.228]
Из предыдущих расчетов имеем:
окружная сила - (H)
осевая сила - (H)
радиальная сила - (H)
Т2=3804,52 (Н*м)
a1=а2=120 (мм)
d2=560(мм)
(Н*м)
(Н*м)
(Н*м)
Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение (МПа)
Т.к. в вместе посадки шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).
Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:
видим, что сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.
б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).
Из предыдущих расчетов имеем:
расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников
диаметр впадин
Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232].
Т.о. ,
диаметр вала вместе посадки подшипников
По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е.
Длину выходного вала примем .
По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 - ю степень точности.
Эскизная компоновка и предварительные размеры.
После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.
; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .
По рекомендации [№1 с.380] :
1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:
быстроходного - ; тихоходного - ;
2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:
[№1 с.380] , принимаем
3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е. и .
Подбор подшипников.
Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 - 71 с размерами:
; ; ; ; ;
; [№4 табл.5.34], рабочая температура
Из предыдущих расчетов имеем:
(H), (H),
(H), ,
, .
По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
[№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].
Определим коэффициент [№2 т.16.5].
При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим
Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
коэффициент безопасности (умеренные толчки);
температурный коэффициент (до ).
Тогда
(Н)
Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.
Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 - 71 с размерами:
; ; ; ; ; ; [№4 табл.5.34], рабочая температура
Из предыдущих расчетов имеем:
(H), (H), (H), , , .
По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).
[№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].
Определим коэффициент [№2 т.16.5].
При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим
Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;
По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:
коэффициент безопасности (умеренные толчки);
температурный коэффициент (до ).
Тогда (Н)
Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.
Подбор шпонок и проверочный расчет
шпоночного соединения.
Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).
По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=20(мм) - ширина шпонки,
h=12(мм) - высота шпонки,
t1=7,5(мм) - глубина паза на валу,
t2=4,9(мм) - глубина паза на муфте.
Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 [№4 с.78] длину шпонки (мм).
Расчетная длина шпонки [№3 с.55]
(мм)
Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с.57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с.56],
определим допускаемое напряжение [№3 с.57],
(МПа)
Проверим соединение на смятие:
[№3 с.56],
(МПа).
Т.к. [№3 с.55] - прочность шпоночного соединения обеспечена.
Напряжение среза [№3 с.55], где - площадь среза шпонки:
(МПа)
Т.к. [№3 с.57] - прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м), (мм).
По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):
b=28(мм); h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);
(мм)
(МПа).
Т.к. - условие выполняется.
(МПа)
Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.
Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =90 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м).
Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 130(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:
b=25(мм); h=14(мм); t1=9(мм); t2=5,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);
(мм)
(МПа).
Т.к. - условие выполняется.
(МПа)
Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.
Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора.
1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъем-ным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки
[№1 с.384]
(мм)
Принимаем (мм)
2. Диаметр фундаментных болтов
[№1 с.384]
(мм)
Принимаем (мм)
Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:
у подшипников
[№1 с.384]
(мм)
для соединения крышки с корпусом
[№1 с.384]
(мм)
Крышки подшипников при диаметрах гнезд 180 и 170 мм прикре-плены каждая шестью болтами диаметром (мм)[№4 с.167].
Для сня-тия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.
Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее
[№1 с.384] где -- диаметр соответствующей детали;
оси этих деталей должны располагаться на расстояниях [№1 с.384] от ближайшего от-верстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена воз-можность поворота гаечного ключа.
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
(мм)
3. В принятой схеме редуктора подшипники червячного колеса и червяка находятся в верхнем положении.
При такой конструкции редуктора под-шипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].
4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку корпуса.
5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].
Компоновка узла червячного колеса.
1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].
2. Вычерчиваем подшипники вала колеса.
3. Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшип-ников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.
4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.
Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.
Компоновка узла червячного вала.
1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным рассто-янием между ними.
2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.
3. Обводим внутренний контур корпуса.
4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.
Смазка зацепления и подшипников.
1. Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания - 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости скольжения (м/сек) по табл. 11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).
По табл. 11.11 [№1 с.275]выби-раем масло автотракторное АК - 15
2. Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348]. Для конических роликоподшипни-ков при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.
Тепловой расчет редуктора.
Получив предварительно размеры корпуса, производим теп-ловой расчет редуктора. Для увеличения поверхности охлаждения корпус редук-тора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обес-печивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно при-нять коэффициент теплопередачи [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер Fр Общая площадь поверхности охлаждения редуктора F' = F + 0,5* Fр[№1 с.387]. Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F. Тогда F'=3,1+0,5*0,5=3,35(кв.м). При тем-пературе окружающей среды , температура масла:
[№1 с.386]
- что допустимо.
Посадки основных деталей.
1. Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал
2. При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соот-ветствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников: на валы -- напряженную подшипниковую (Нп), в корпус -- сколь-зящую подшипниковую (Сп).
Список использованной литературы.
1. Г.М. Ицкович и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: «Машиностроение», -1970г.
2. М.Н.Иванов и др. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 1991г.
3. А.А.Эрдели, Н.А.Эрдели. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 2002г.
4. А.В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: «Вышэйшая школа»,-1982г.
5. Владимирский электромоторный завод: технический каталог - 2003г.,www.vemp.ru
6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.

Подобные документы

  • Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.

    курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010

  • Срок службы машинного агрегата. Выбор двигателя: определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Нагрузки валов редуктора.

    курсовая работа [1,0 M], добавлен 31.05.2010

  • Срок службы приводного устройства. Определение мощности и частоты вращения двигателя; силовых и кинематических параметров привода, его передаточного числа и ступеней. Расчет закрытой червячной и открытой поликлиновой ременной передач. Выбор подшипников.

    курсовая работа [100,1 K], добавлен 15.01.2015

  • Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя. Определение передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.

    курсовая работа [285,3 K], добавлен 24.02.2015

  • Определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода. Силовые и кинематические параметры привода, расчет клиноременной и закрытой косозубой цилиндрической передач. Расчет валов и подшипников, конструирование корпуса редуктора.

    курсовая работа [209,0 K], добавлен 17.12.2013

  • Определение передаточного числа привода, основных параметров валов. Расчет зубчатой передачи. Предварительный выбор угла наклона зубьев. Проектировочный расчет на контактную выносливость. Эскизная компоновка редуктора. Расчет валов на прочность.

    курсовая работа [641,7 K], добавлен 27.01.2015

  • Выбор электродвигателя и расчёт привода червячной передачи. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Порядок расчета цепной передачи, проектный расчет валов.

    курсовая работа [246,2 K], добавлен 04.12.2010

  • 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

  • Выбор двигателя привода редуктора, определение номинальной мощности двигателя, передаточных чисел, силовых и кинематических параметров привода. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу.

    курсовая работа [182,1 K], добавлен 22.04.2019

  • Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.

    курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012

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.