Проектирование привода конвейера минимальной массы

Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов. Проектный и проверочный расчеты передач. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 10.02.2014
Размер файла 4,0 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/

Введение

Темой данного курсового проекта является проектирование привода конвейера минимальной массы. Привод конвейера состоит из электродвигателя, зубчато-ременной передачи и редуктора.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи движения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в который помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугунным, реже сварным - стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин.

Конструкция редуктора отвечает техническим и сборочным требованиям. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности индивидуального производства.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.

1. Выбор и кинематический равсчет электродвигателя

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода.

1.1 Определение мощности электродвигателя

Для определения мощности электродвигателя, определим мощность на валу:

Определяем частоту вращения выходного вала:

где =

Тогда

1.2 Определение общего КПД

По справочным данным [1, табл. 1.2.1] определяем приблизительные значения КПД передач:

1. КПД муфты - ;

2. КПД подшипников - ;

3. КПД цилиндрической передачи - ;

4. КПД зубчато-ременной передачи - ;

Тогда общий КПД будет равен

.

Отсюда требуемая мощность:

1.3 Выбор электродвигателя

По справочным данным [1, табл. 17.7.1] выбираем электродвигатель асинхронный с номинальной мощностью равной или несколько превышающий :

Электродвигатель 4А132SY3 =7,5 кВт, , dэд=38 мм.

1.4 Определение передачного числа

28,07

Передаточное число ступеней:

По [1, табл. 1.2.2] определяем передаточное число

-Быстроходный: ;

-тихоходный: ;

Тогда для зубчато-ременной передачи:

1.5 Определение количества оборотов на выходе

1.6 Определение угловой скорости

2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

2.1 Определение мощностей

Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле:

;

Где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами

.

2.2 Определение передаваемых крутящих моментов

где - крутящий момент на валу, НМ;

- мощность на валу, кВт;

- угловая скорость, .

Таблица 2.1 Значение частот вращения мощностей, крутящих моментов, оборотов и передаваемых отношений на валах

№ вала

P, кВт

,

n,

U

I

7,06

151,844

46,495

1450

3,622

II

6,57

41,492

156,721

400,324

3,1

III

6,309

13,523

466,547

129,137

2,5

IV

5,76

5,409

1064,84

51,655

3. Расчёт передач: проектный и проверочный расчёты. Расчёт передач на ЭВМ и сравнительный анализ

3.1 Расчёт зубчато-ременной передачи

Рис. 3.1. Зубчато-ременная передача

Определяем модуль ремня и трапецеидальными зубьями, мм

m=f( [1, рис. 2.4.3]

где

- коэффициенты, учитывающий динамические нагружения передачи и режим её работы, [1, табл. 2.2.2]

.

По [1, рис. 2.4.3] определяем m=5 мм.

Шаг зубьев, мм

m=5=15,71 мм

Размеры ремня

По [1, табл 2.4.1] выбираем

, мм

H,

мм

, мм

, мм

,

мм

,

мм

15,71

6,5

0,8

3,5

5,0

1,2

1,2

40

Минимальное число зубьев ведущего шкива, шт:

Минимальное число зубьев ведомого шкива, шт:

=183,622=65,195

Округляем до целого числа

Действительное передаточное отношение: =

Диаметры шкивов, мм:

=1890 мм;

=65325 мм;

Минимальное межосевое расстояние, мм:

==214 мм

Число зубьев ремня Zp, шт:

Для , Zp=

Где =;

Тогда

Zp=

По [1, табл. 2.4.4] определяем ближайшее число Zp=80 шт

Межосевое расстояние при выбранном Zp , мм:

Для , a=;

Где [1, табл. 2.4.3];

Тогда

a=;

Угол обхвата ремнём ведущего шкива, град:

=180°- =104,54°;

Число зубьев на дуге обхвата, шт:

=5,22 шт. Принимаем

Ширина ремня, шт:

===22,59 мм

Учёт количества зубьев на дуге обхвата при ?6 производится следующим образом: если принимает значение 5, то величину умножается на 1,25. Полученная величина округляется до ближайшего значения по [1, табл 2.4.4].

=1,25=28,23 мм. Округляем, согласно [1, табл 2.4.4] =32 мм.

Сила, нагружающая валы передачи, H:

F=(1,10…1,15)

где =2020=1033,2 H

Тогда

F=(1,10…1,15)

Принимаем F=1150 H

Рационализация конструктивных решений. Зубчатые ремни чувствительны к перегрузкам. При перегрузке ремни могут разрушаться. Для избегания этого применяются фрикционные предохранительные муфты. Фрикционные предохранительные муфты должны быть тонко настроены по моменту их срабатывания примерна равна 0,9 от общего момента, который необходимо передать при помощи зубчато-ременной передачи. Фрикционные предохранительные муфты так же сглаживают момент к ведомому валу.

Мы будем использовать вариант исполнения фрикционных как отдельная сборочная единица, т.е. она будет крепится к шкиву винтами. Так же существуют и интегрированные муфты в шкив, однако их использование невыгодно, так как при поломке муфты, придется менять весь шкив.

3.2 Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса. По рекомендациям из справочных данных [1, табл 4.1.2, табл. 4.1.4] принимаем для изготовления шестерни Сталь 45Х, термообработка - закалка; для колеса Сталь 40Х, термообработка - закалка.

ШЕСТЕРНЯ:. Выбираем ;

;

;

КОЛЕСО:. Выбираем ;

;

;

Допускаемые контактные напряжения для проектировочного расчета закрытых передач.

Базовое число циклов, соответствующих пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, рис. 4.1.1]

Эквивалентное число циклов:

;

где с=1 - число зацеплений зуба за один оборот [1, рис. 4.1.3]

- продолжительность работы передачи, часов;

=

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному:

,

где j - коэффициент приведения переменного режима нагружения переменного режима к эквивалентному постояннному. Определяется в соответствии с циклограммой [1, рис. 4.1.4]

показатель степени кривой усталости; .

.

Тогда

=8,26;

2,66;

Коэффициент долговечности:

;

, то =20

=1,002

=1,13

Для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев

;

.

Предел контактной выносливости, мПа:

+200;

+200=1033 мПа;

+200=965 мПа.

Допускаемые контактные напряжения, мПа:

;

=772,3 мПа;

=823,8 мПа;

Для цилиндрических колес при HRC1HRC2

?1,25

?965,375 мПа

?965,375 мПа

Окончательно принимаем =772,3 мПа.

Допускаемые контактные напряжения для проверочного расчёта закрытых передач.

Где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев [1, табл. 11.2.3, табл. 11.3.5], =0,9;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [1, рис.4.1.7], =1,0

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс [1, рис.4.1.7];

;

;

Для цилиндрических колес при HRC1HRC2

?1,25

?970,3 мПа

?970,3 мПа

Окончательно принимаем = мПа.

Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета

Базовое число циклов напряжений ц.

Эквивалентное число циклов: ;

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному

=?(;

где =9 при HB350 [1, п.4,2]

=

Тогда

=5,597;

1,809;

Коэффициент долговечности:

Для

Предел выносливости зубьев при изгибе, мПа

) мПа [1, табл. 4.1.5]

;

;

Допускаемые контактные напряжения, мПа:

;

где- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1,0 [1, п. 4.5]

=330 мПа;

=300 мПа;

Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета

, мПа

где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба, =0,95 [1, п. 11.2.3 и п. 11.2.5]

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, =1,04

- коэффициент запаса прочности, = (1,7…2,2). Выбираем = 2,0

мПа

мПа

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

Контактные:

;

=2,8=1820 мПа;

=2,8=1456 мПа;

Изгибные:

;

=0,6=510 мПа;

=0,6=450 мПа;

Расчёт цилиндрических закрытых передач (относительно )

Расчётное межосевое расстояние, мм

(+1);

где, =49,5 ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. =1,2 [1, рис. 4.2.3(б)]

- коэффициент внешней динамической нагрузки [1, табл. 4.2.9 ].

- коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния

=;

где, 0,4…0,9 [1, табл. 4.2.5 ]. Принимаем 0,8.

==0,39

Тогда

(+1)=137,346 мм.

Ширина венцов, мм

Зубчатого колеса:

=0,39137,346=53.576 мм

Принимаем

Шестерни: .

Принимая предварительно , принимаем модуль зацепления, мм.

m'= мм

По [1, табл. 4.2.2 ] принимаем m=4 мм

Число зубьев шестерни:

=16,75

Округляем до целого числа .

Число зубьев зубчатого колеса

52,7. Округляем до целого числа

Расчётное межосевое расстояние:

;

Действительное передаточное число:

Диаметры зубчатых колёс:

-Начальных:

=417=68 мм;

=453=212 мм;

-Вершин зубьев:

=4(17+2)=76 мм;

=4(53+2)=220 мм;

-Ножек зубьев:

=4(17-2,5)=58 мм;

=4(53-2,5)=202 мм.

Рис. 3.1 - Общий вид цилиндрического зубчатого соединения

Проверка расчётных контактных напряжений.

Окружная сила в зацеплении, H;

==4401,3 H

Окружная скорость колёс, м/с;

Степень точности - 9 [1, табл. ];

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев:

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, H/мм:

==103,6 H/мм

Расчётное контактные напряжения, мПа

где, - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев. =1,77.

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс. =275 мПа.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. =1,0

Тогда

=725,2 мПа

, 725,2 - условие выполняется

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: 1,11 [1, табл. 4.2.7];

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности), [1, рис. 4.2.3 (г)];

10. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев,

11. Удельная расчётная окружная сила при изгибе, H/мм:

12. Эквивалентное число зубьев:

;

;

13. Коэффициент, учитывающий форму зуба:

[1, рис. 4.2.5];

[1, рис. 4.2.5];

14. Коэффициент, учитывающий форму зуба:

;

где, - коэффициент, учитывающий наклон зуба, =1,0

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, =1,0

Тогда

=108,7 мПа

=96,75 мПа

, 108,7- условие выполняется

, 96,75- условие выполняется

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальное контактное напряжение:

= ;

==888,1 мПа; 888,11820 мПа;

==888,1 мПа; 888,11456 мПа;

Условие выполнено.

Максимальное напряжение изгиба:

= 510 мПа;

= 118,5 450 мПа;

Условие выполнено.

Силы в зацеплении зубчатых колёс.

Уточнённый крутящий момент на шестерни,

;

Окружные силы, H

==4594,4 H;

==4401,3 H.

Радиальные силы, H

=4594,4 ;

=4401,3 .

Осевые силы, H

=4594,4 .

=4401,3.

3.3 Расчёт цилиндрической косозубой передачи

Выбор материала для шестерни и зубчатого колеса.

По рекомендациям из справочных данных [1, табл 4.1.2, табл. 4.1.4] принимаем для изготовления шестерни Сталь 45Х, термообработка - закалка; для колеса Сталь 40Х, термообработка - закалка.

ШЕСТЕРНЯ:. Выбираем ;

;

;

КОЛЕСО:. Выбираем ;

;

;

Допускаемые контактные напряжения для проектировочного расчета закрытых передач.

Базовое число циклов, соответствующих пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, рис. 4.1.1]

Эквивалентное число циклов:

;

где с=1 - число зацеплений зуба за один оборот [1, рис. 4.1.3]

- продолжительность работы передачи, часов;

= (получено в п. 2)

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному:

Тогда

=2,66;

1,06;

Коэффициент долговечности:

;

, то =20

=1,168

=1,303

Для зубчатых колёс с поверхностным упрочнением зубьев ;

.

Предел контактной выносливости, мПа:

+200;

+200=1050 мПа;

+200=982 мПа.

Допускаемые контактные напряжения, мПа:

;

=939,8 мПа;

=979,6 мПа;

Для цилиндрических колес при HRC1HRC2

?1,25

?1174,75 мПа

?1174,75 мПа

Окончательно принимаем = мПа.

Допускаемые контактные напряжения для проверочного расчёта закрытых передач.

Где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев [1, табл. 11.2.3, табл. 11.3.5], =0,95;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [1, рис.4.1.7], =1,0

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс [1, рис.4.1.7];

;

;

Для цилиндрических колес при HRC1HRC2

?1,25

?1213,6 мПа

?1213,6 мПа

Окончательно принимаем = мПа.

Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета

1 Базовое число циклов напряжений ц.

2 Эквивалентное число циклов: ;

- коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному

=0,341 (получено в п. 2)

Тогда

=1.809;

1,72;

3 Коэффициент долговечности:

Для

4 Предел выносливости зубьев при изгибе, мПа

) мПа [1, табл. 4.1.5]

;

;

Допускаемые контактные напряжения, мПа:

;

где- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1,0 [1, п. 4.5]

=330 мПа;

=300 мПа;

Допускаемые изгибные напряжения для проектировочного расчета

, мПа

где - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба, =0,95 [1, п. 11.2.3 и п. 11.2.5]

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, =1,04

- коэффициент запаса прочности, = (1,7…2,2). Выбираем = 2,0

мПа

мПа

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

1 Контактные:

;

=2,8=1820 мПа;

=2,8=1456 мПа;

2 Изгибные:

;

=0,6=510 мПа;

=0,6=450 мПа;

Расчёт цилиндрических закрытых передач (относительно )

Расчётное межосевое расстояние, мм

(+1);

где, =43 ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. =1,2 [1, рис. 4.2.3(б)]

- коэффициент внешней динамической нагрузки [1, табл. 4.2.9 ].

- коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния

=;

где, 0,3…0,6 [1, табл. 4.2.5 ]. Принимаем 0,6.

==0,343

Тогда

(+1)=153,091 мм.

Ширина венцов, мм

Зубчатого колеса: =0,343153,091=52,8 мм

Принимаем

Шестерни: .

По справочным данным [1, табл. 4.2.2 ] округляем =160 мм

Принимая предварительно число зубьев и угол наклона в=13°, принимаем модуль зацепления, мм.

Определяем модуль зацепления:

m'= мм

По [1, табл. 4.2.2 ] принимаем m=5 мм

Суммарное число зубьев передачи:

Округляем до целого числа

Действительный угол наклона зуба:

===0,9687.

Число зубьев

шестерни:

==17,71;

Округляем до целого числа

Зубчатого колеса

=62-18=44

Действительное передаточное число:

=

10. Диаметры зубчатых колёс:

-Начальных:

=5=92,9 мм;

=5=227,1 мм;

-Вершин зубьев:

=5(+2)=102,9 мм;

=5(+2)=237,1 мм;

-Ножек зубьев:

=5(-2,5)=80,4 мм;

=5(-2,5)=214,6 мм.

11. Проверка межосевого расстояния: 160 мм.

Проверка расчётных контактных напряжений.

Окружная сила в зацеплении, H;

==9377,7 H

Окружная скорость колёс, м/с;

Степень точности - 9 [1, табл. ];

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев:

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, H/мм:

==420,323 H/мм

Расчётное контактные напряжения, мПа

где, - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев. =1,77.

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс. =275 мПа.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

=,

где =[1,88-3,2([1,88-3,2(=1,64

Тогда

=

=924,7 мПа

, 924,7 - условие выполняется

Расчёт и корректировка параметров передачи.

1 Рекомендуется проектировать передачи с коэффициентом осевого перекрытия =1,0.

2 Расчётный коэффициент осевого перекрытия:

=.

3 Доведение рассчитанной величины до рекомендуемой =1,0 проводят следующим образом: производят выбор параметров и при изменении:

=+1, =+2.

4 Для каждого случая определяют . Полученные результаты сводят в таблицу:

По полученным данным выбираем наиболее результат, близкий к 1 - №2

Новая ширина колеса:

Ширина колеса осталась той же, что получена ранее в п. 2

Проверка расчётных напряжений

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: 1,11 [1, табл. 4.2.7];

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности), [1, рис. 4.2.3 (г)];

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев,

Удельная расчётная окружная сила при изгибе, H/мм:

Эквивалентное число зубьев:

;

;

13. Коэффициент, учитывающий форму зуба:

[1, рис. 4.2.5];

[1, рис. 4.2.5];

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

;

где, - коэффициент, учитывающий наклон зуба, =1-

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, ==

Тогда

=146,161 мПа

=131,197 мПа

, 146,161 - условие выполняется

, 131,197- условие выполняется

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальное контактное напряжение:

= ;

==1132,1 мПа; 1132,11820 мПа;

==1132,1 мПа; 888,11456 мПа;

Условие выполнено.

Максимальное напряжение изгиба:

= 510 мПа;

= 450 мПа;

Условие выполнено.

Силы в зацеплении зубчатых колёс.

Уточнённый крутящий момент на шестерни,

;

Окружные силы, H

==10248,8 H;

==9377,7 H.

Радиальные силы, H

=10248,8 ;

=9377,7.

Осевые силы, H

=10248,8 .

=9377,7.

3.4 Расчёт передач на ЭВМ и сравнительный анализ

Таблица 3.4.1 Прямозубая передача

Расчётный параметр

Значение

% расхождения

Расчётное

ЭВМ

Эквивалентное число циклов,

Шестерня

8,26

8,27

0,3

Колесо

2,66

2,67

0,3

Эквивалентное число циклов нагружения,

Шестерня

5,597

5,6

0,5

Колесо

1,809

1,8

0,2

Коэффициент долговечности Zn

Шестерня

1,002

0,996

0,6

Колесо

1,13

1,145

1,3

Коэффициент долговечности Yn

Шестерня

1,0

1,0

0

Колесо

1,0

1,0

0

Межосевое расстояние

140

140

0

Модуль m, мм

4

4

0

Числа зубьев,Z

Шестерня

17

17

0

Колесо

53

53

0

Делительный

Диаметр,d

Шестерня

68

68

0

Колесо

212

212

0

Ширина,b

Шестерня

58

34

2,5

Колесо

54

34

3,5

Расчетное контактное напряжение мПа

732,87

725,2

1,05

Расчетное напряжение при изгибе мПа

108,7

185,14

70,32

Таблица 3.4.2 Косозубая передача

Расчётный параметр

Значение

% расхождения

Расчётное

ЭВМ

Эквивалентное число циклов,

Шестерня

2,66

2,67

0,3

Колесо

1,06

1,07

0,3

Эквивалентное число циклов нагружения,

Шестерня

1,809

1,81

0,9

Колесо

7,22

7,27

0,6

Коэффициент долговечности Zn

Шестерня

1,168

1,201

2,8

Колесо

1,303

1,348

2,3

Коэффициент долговечности Yn

Шестерня

1,0

1,0

0

Колесо

1,0

1,0

0

Межосевое расстояние

160

160

0

Модуль m, мм

5

5

0

Числа зубьев,Z

Шестерня

18

18

0

Колесо

44

44

0

Делительный

Диаметр,d

Шестерня

92,9

92,9

0

Колесо

227,1

227,1

0

Ширина,b

Шестерня

58

32

75

Колесо

53

32

68

Расчетное контактное напряжение мПа

924,7

906,01

2,06

Расчетное напряжение при изгибе мПа

146,161

201,91

38,1

Делаем вывод, что расхождения значений, приведенных в таблицах 3.4.1 и 3.4.2, находятся в допустимых пределах. Ширина зубчатого венца имеет отклонение в 75% от расчета на ЭВМ, из-за того, что компьютер выбирает средние значения коэффициентов, а я в расчёте использовал минимальные.

4. Предварительный расчёт диаметров валов

По формуле [1, табл. 1.2.4] определяем предварительно диаметры валов:

где

=15 - для быстроходного вала, =20 - для промежуточного вала, =25 - для тихоходного вала.

5. Подбор и проверочный расчёт муфт

Вращающий момент:

По [1, 14.2.3] ГОСТ 20742-93 выбираем цепную однорядную муфту:

Рис. 5.1 - Общий вид выбранной муфты

Параметры муфты, необходимые для расчёта сводим в таблицу 5.1:

Таблица 5.1

Момент

Т*Н

Угловая

Скорость

Рад/c

Не более

Отверстие

Габаритные размеры,мм

d

Lцил

Lном

Da

L

D

1000

84

60

105

73

244

200

210

Окружная сила на муфте:

=0,2510141,3=3295,3 H

Проверяем муфту на условие смятия рабочих поверхностей:

;

На ведомый шкив в целях рационализации устанавливаем фрикционную предохранительную муфту (ГОСТ 15622-96)

Рис. 5.2 - Общий вид выбранной муфты

Момент

Т*Н

Угловая

Скорость

Рад/c

Не более

Отверстие

Габаритные размеры,мм

d

Lцил

Lном

Da

L

D

150

84

20

105

73

110

85

90

6. Предварительный подбор подшипников

Предварительный подбор подшипников производится по виду действующей нагрузки и диаметру вала. Предварительно принимаем средний вид нагружения валов.

Вал №2.

На 2 валу расположена цилиндрическая прямозубая передача. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.

Выбираем подшипник №7000108. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.1

Таблица 6.1

d, мм

D, мм

В,мм

R, мм

С,kH

,кН

min

max

a

40

68

15

1,5

16,8

9,30

46

63

2

Вал №3.

На 3 валу расположены 2 цилиндрические косозубые передачи. Они работают вместе, с одинаковой окружной, радиальной и осевой силой. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.

Выбираем подшипник №7000110. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.2

Таблица 6.2

d, мм

D, мм

В,мм

R, мм

С,kH

,кН

min

max

a

50

80

16

1,5

21,6

13,2

56

75

2

Вал №4.

На 4 валу расположены 2 цилиндрические косозубые передачи. Они работают вместе, с одинаковой окружной, радиальной и осевой силой. Поэтому, предпочтительно выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные.

Выбираем подшипник №7000112. Значения выбранного подшипника сводим в таблицу 6.3

Таблица 6.3

d, мм

D, мм

В,мм

R, мм

С,kH

,кН

min

max

a

60

95

18

2,0

29,6

18,3

68

88

3

7. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей

Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий.

Так как окружные скорости редуктора не превышают 3 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 3,5 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло ИТП-200 ТУ 38-101292-79.

Для смазки подшипников применяем маслосгонные шайбы, т.к. при окружной скорости, не превышающей 3 м/с подшипники не будут смазываться.

Толщина стенки редуктора:

+3)=8 мм

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

с=(1,0…1,2)=(8,0…9,6) мм. Выбираем с=8 мм

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром =12 мм

По [1, табл. 5.1.1] определяем k=33мм.

S==8+33+6=47 мм

Контроль уровня масла производится с помощью фонарного маслоуказателя прикрепленного к стенке корпуса редуктора. Слив масла осуществляется через сливное отверстие. Внутри редуктора не происходит так называемой «Маслянной ванны», т.к. окружная скорость меньше 3 м/c и тем самым подшипники не смазываются. Для того чтобы это исключить установим маслосгонные шайбы

8.Расчёт вала по эквивалентному моменту

8.1 Выбор материала валов

Для валов принимаем материал Сталь 50, термообработка - улучшение

твердость заготовки 190...230 HB, МПа; МПа; МПа, допускаемое напряжение на кручение , .

8.2 Расчёт валов

Вал №1

Нагрузка на вал от ременной передачи F=1150 H

Окружная сила, действующая на вал =4594,4 H

Радиальная сила, действующая на вал =1672,4 H

Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,158 м.

Расчетная схема приведена на рисунке 8.1.

Определение реакций опор и построение эпюр

ПЛОСКОСТЬ YOZ:

ПЛОСКОСТЬ XOZ

Вычисляем полные поперечные реакции и :

Вычисляем суммарные изгибающие моменты

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты

Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:

По данным результатам строим эпюры (Рис 8.1):

Вал №2

Окружная сила, действующая на вал =5124,4 H; =4401,3 H;

Радиальная сила, действующая на вал =1957,1 H; =1601,9 H;

Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,159 м.

Расчетная схема приведена на рисунке 8.2.

Определение реакций опор и построение эпюр

ПЛОСКОСТЬ YOZ:

ПЛОСКОСТЬ XOZ

;

;

Вычисляем полные поперечные реакции и :

Вычисляем суммарные изгибающие моменты

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты

Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:

По данным результатам строим эпюры (Рис 8.2):

Вал №3

Окружная сила, действующая на вал =4688.85 H;

Радиальная сила, действующая на вал =1790,75 H;

Нагрузка на вал от муфты Fм=3295,9 H

Длины участков балки L1=0,079 м, L2=0,0789 м, L=0,159 м.

Определение реакций опор и построение эпюр

ПЛОСКОСТЬ YOZ:

ПЛОСКОСТЬ XOZ

Вычисляем полные поперечные реакции и :

Вычисляем суммарные изгибающие моменты

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты

Определяем расчетные диаметры вала в характерных пунктах:

По данным результатам строим эпюры (Рис 8.3):

9. Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности

9.1 Вал 1

Выбор подшипников для фиксирующей опоры:

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №205, D=52 мм, В=15 мм, R=1,5 мм, С=14 кН,

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н:

;

Где

Тогда, если e, то X=1,0; Y=0; V=1,0

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

+Y,

где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];

,

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k;

где k=

Тогда 0,701=2697 H;

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, Н:

==13,1 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН;

14 - Условие выполняется.

Для плавающей опоры

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

,

Где =1029,9 Н

=1339 Н;

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k=1339=938,6 Н

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, Н:

==6,02 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН;

14 - Условие выполняется.

9.2 Вал 2

Выбор подшипников для фиксирующей опоры:

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №206, D=62 мм, В=16 мм, R=2 мм, С=19,5 кН,

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н:

;

Где ,

Тогда, если то X=0,56; Y=1,15 [1 табл. 8.5.2]

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

+Y,

где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];

,

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k;

где k=

Тогда 0,701=5958 H;

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, кН:

==17,9 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН;

19,5 - Условие выполняется.

Для плавающей опоры

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

,

Где =7416,1 Н

=4820 Н;

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k=4820=3512 Н

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, кН:

==11,2 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН;

19,5 - Условие выполняется.

9.3 Вал 3

Выбор подшипников для фиксирующей опоры:

Для выбранного подшипника с внутренним диаметром d=25 мм выбираем радиальный шариковый однорядный подшипник №108, D=68 мм, В=15 мм, R=1,5 мм, С=16,8 кН,

Определяем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, Н:

;

Где ,

Тогда, если то X=0,56; Y=1,15 [1 табл. 8.5.2]

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

+Y,

где [1, табл. 8.5.3]; [1, табл. 8.5.4];

,

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k;

где k=

Тогда 0,701=4476,5 H;

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, кН:

==12,5 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН; 16,8- Условие выполняется.

Для плавающей опоры

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

,

Где = Н

=4852 Н;

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

k=4852=3401 Н

Расчётная динамическая радиальная грузоподъемность, кН:

==9,4 кН;

Пригодность ранее выбранного подшипника следует из условия С, кН; 16,8- Условие выполняется.

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений

10.1 Выбор материала и методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес, шкива зубчато-ременной передачи, муфты применены призматические шпонки (Рис.10.1), выполненные по ГОСТ 23360 /СТ СЭВ 189-75/. Материал шпонок - чистотянутая сталь 45 для шпонок с пределом прочности .

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине или на основании допускаемых напряжений находится ее длина.

Рисунок 10.1. Соединение призматическими шпонками.

10.2 Выбор длины и проверочный расчет на смятие шпоночного соединения

Шпонка под ведомый шкив зубчато-ременной передачи:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=6x6. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=45 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Окончательно принимаем шпонку hxbxl=6x6x45 мм.

Шпонка шестерню dвал=30 мм:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=8x7. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Окончательно принимаем шпонку hxbxl=8x7x50 мм

Шпонка зубчатое колесо dвал=36 мм:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Окончательно принимаем шпонку hxbxl=10x8x50 мм.

Шпонка под шестерни dвал=34 мм:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=25 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Окончательно принимаем шпонку hxbxl=10x8x25 мм.

10.2.1 Шпонка под зубчатые колеса dвал=34 мм:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=12x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=56 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Окончательно принимаем шпонку hxbxl=12x8x56 мм.

Шпонка под муфту dвал=50 мм:

По [1, табл. 10.1.2] в зависимости от посадочного диаметра предварительно выбираем hxb=10x8. По [1, табл. 10.1.3] выбираем длину шпонки, в зависимости от ступицы шкива L=50 мм;

Проверочный расчёт на смятие

=[,

Где [=(80…150) мПа. Принимаем [=150 мПа;

=

.

Проверочный расчет показал, что 150 мПа, значит в данном соединении ставить шпонку нельзя, т.к. высокий крутящий момент может привести к поломке соединения. Для того чтобы соединение было надежным применим шлицевое соединение

Рисунок 10.2. Общий вид шлицевого соединения.

11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Единая система допусков и посадок -ЕСДП (ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82) регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации. Основные определения:

-номинальный размер-размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям;

Изготовленные детали всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны быть выдержаны между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска. К различным соединениям предъявляют неодинаковые требования в отношении точности. Поэтому система допусков содержит 19 квалитетов, расположенных в порядке убывания. Характер соединения деталей называют посадкой. Посадки могут обеспечивать в соединении зазор S или натяг N.

Для определения численного отклонения размера и поля допуска пользуемся

[1, табл.17.3.4, стр.286].

Посадки основных деталей [3, стр.263].

- подшипник - вал, - отверстие-подшипник;

- зубчатое колесо; - распорные кольца;

-отверстие - крышка подшипника,

- муфта; - шкивы и звездочки;

Шероховатость поверхности- это совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, выделенная с помощью базовой длины. ГОСТ 2789-73 полностью соответствует международной рекомендации по стандартизации. Параметры шероховатости выбирают из приведенной номенклатуры среднее арифметическое отклонение геометрического профиля; высота неровностей профиля по десяти точкам.

При определении шероховатостей на рабочих валах пользуемся:

РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА

Погрешности формы и расположения поверхностей возникают при обработке деталей вследствие деформаций оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала заготовки и др. Допуски формы и расположения указывают на чертежах условными обозначениями в соответствии с ГОСТ 2.308-79.

Базой является ось вала.

РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ВАЛА - [1, п.3, стр.69]

А) допуск радиального биения

-поверхностей установки подшипников качения-0,5 допуска круглости;

-поверхностей установки ступиц различного вида колес, муфт и т. д. [1, табл., стр.69]:

Б) допуск осевого биения заплечиков вала для установки:

-подшипников качения [1, табл., стр.103]:

-колес зубчатых передач [1, табл.7.3.2, стр.69]

-колес незубчатых передач, муфт и т. д. [1, табл.7.3.3, стр. 69]

В) допуск круглости и цилиндричности подшипников качения [1, табл. 8.8.9, стр.103]

Г) допуски параллельности и симметричности элементов соединений «вал-ступица» [1, п. 10.1, 10.2, стр.125]:

-параллельность шпоночного паза к оси вала (втулки)-0,5ITn его ширины;

- симметричность шпоночного паза 2 ITn его ширины.

привод электродвигатель передача подшипник

РАБОЧИЙ ЧЕРТЕЖ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОЛЕСА - [1, стр.140]

-допуск радиального биения , мкм поверхности заготовки под диаметр вершин зубьев относительно поверхности А [1, табл. 11.2.5, стр.140]:

-допуск осевого биения , мкм, ступицы колеса и базовых поверхностей венца относительно поверхности А [1, табл. 1.2.6, стр.140]:

12. Расчёт вала на выносливость

12.1 Быстроходный вал

Рассмотрим сечение в т. С - колеса на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

Изгибающий момент равен 46513,7 Нмм.

Крутящий момент на валу 56170 Нмм.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.

Условие прочности

, где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

;;

момент сопротивления изгибу.

момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем: ;

По табл. 14.4 [4], выбираем: ; .

Таким образом:

;.

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

12.2 Промежуточный вал

Рассмотрим сечение в т. С - колеса на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПа. МПа.

Изгибающий момент равен 228426,7 Нмм.

Крутящий момент на валу 191479 Нмм.

МПа.

Следует проверить это сечение на прочность и жесткость.

Условие прочности

, где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты: ;;

момент сопротивления изгибу.

момент сопротивления По табл. 14.3 [4], выбираем:

;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

;.

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

12.3 Тихоходный вал

Наиболее нагруженным сечением вала является точка С - посадка подшипника на вал. Вал изготовлен из стали 45, МПа.

МПа.

Изгибающий момент равен 482892,8 Нмм.

Крутящий момент на валу 580405 Нмм.

МПа.

Условие прочности:

, где:

; .

По табл. 14.2 [4], выбираем коэффициенты:

;;

- момент сопротивления изгибу.

- момент сопротивления кручению.

По табл. 14.3 [4], выбираем:

;

По табл. 14.4 [4], выбираем:

; .

Таким образом:

;.

.

; .

. Выносливость вала обеспечена.

13. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом.

На быстроходный вал (поз. 8) надевается шестерня (11) вместе со шпонкой (47). Затем - втулка (18), масло сгонные шайбы (15) и подшипники (51) по схеме «враспор». Все это мы закрепляем упругими кольцами.

На промежуточный вал (9) устанавливаются зубчатые колеса (13) вместе со шпонками (48), а так же распорные кольца (20), маслоудерживающие шайбы (16) и подшипники (52).

На тихоходный вал (26) устанавливается зубчатое колесо (30), распорное кольцо (20), маслоудерживающие шайбы (5) и подшипники (59).

Полученные узлы валов устанавливаются в соответствующие отверстия в основании корпуса (27).

Далее необходимо установить внутреннюю крышку корпуса (26), закрепив ее с помощью болтовых соединений (39, 43, 46), а так же используя штифты (54).

Далее следует установить внешнюю крышку корпуса (32). После установки крышки корпуса необходимо вставить крышки подшипников (4, 5 и 6) с наборами прокладок (30, 31 и 32). Эти крышки необходимо прикрутить болтовыми соединениями (36, 44 и 37, 45) к корпусу. После этого необходимо произвести регулировку зацеплений (см. п. 14). После регулировки - окончательно зафиксировать крышку корпуса на основании с помощью болтовых соединений (43, 50, 63 и 45, 51, 64) и штифтов (51).

Далее необходимо закрутить пробку (26) вместе с кольцом (29). Привинтить маслоуказатель (1) к основанию корпуса (28). Залить 3,5 литра масла через смотровое отверстие. Привинтить крышку люка (35) вместе с пробкой-отдушиной (23) набором болтов (41,44).

Обкатать согласно техническим требованиям и сменить масло.

14. Регулировка подшипников и зацеплений

Регулировка зацеплений осуществляется посредством изменения числа регулировочных прокладок (поз. 30, 31 и 32), установленных между корпусом (поз. 37 и 28) и крышками подшипников (поз. 4, 5 и 6).

Для начала следует собрать все узлы валов редуктора. Установить их в основание корпуса. Надеть крышку корпуса на основание. Установить крышки подшипников с наборами прокладок.

Далее следует проверить проворачиваемость валов. Они должны вращаться без стуков и заедания. При необходимости следует переместить какое-то количество прокладок из-под одной крышки подшипников под противоположную.

Добившись требуемой плавности вращения валов, необходимо снять крышку корпуса и покрасить все зубья большего колеса первой ступени специальной краской. Затем необходимо надеть крышку корпуса и крышки подшипников. Далее необходимо провернуть входной вал редуктора так, что бы большее колесо первой ступени сделало полный оборот. Теперь следует проверить пятно контакта на меньшем колесе первой ступени. Оно должно составлять не менее 50%.

Такую же операцию необходимо произвести и для колес второй ступени.

На всех валах установлены шариковые радиальные подшипники. В таких подшипниках осевые зазоры между кольцами и телами вращения создаются при изготовлении.

15. Описание монтажной схемы (выбор рамы и болтов крепления, технические требования на монтаж привода)

Для получения наибольшей точности сборки (получения минимальных осевых/угловых/радиальных смещений) все элементы привода (электродвигатель, редуктор и крепление вала рабочего органа) следует установить на одну раму, прикрепленную к фундаменту.

Раму можно изготавливать разными способами. В данном курсовом проекте рама выполнена из сваренных швеллеров №18 ГОСТ 8240-89.

В местах посадки элементов привода на раму, - для устранения погрешности вызванной неровностью поверхности швеллера и сваркой - устанавливаются прямоугольные пластины с отверстием по середине, называемые платиками. Изначально ширина платика составляет 6-7 мм. Их стачивают до 4-5 мм, одновременно уменьшая шероховатость поверхности.

На этой раме будут установлены все элементы привода: электродвигатель, редуктор и рабочий барабан. Мы использовали фундаментные болты тип №6

Вал электродвигателя с валом редуктора соединяет зубчато-ременная передача. В процессе работы ремни будут вытягиваться. Следовательно, необходимо предусмотреть конструкцию для регулирования натяжения ремней. Для этого к раме необходимо прикрепить салазки, на которых будет установлен электродвигатель. По этим салазкам его можно будет перемещать, - тем самым увеличивая расстояние между осями шкивов.

На рисунке 15.1 представлена Монтажная схема

Литература

1. Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Проектирование. Детали машин. Мн.: УП «Технопринт» 2005 г.

2. Курсовое проектирование деталей машин / Чернавский С.А. и др./ - М.: Машиностроение, 1987 г.

3. Иванов М.Н. Детали машин. Мн.: «Высшая школа» 1991 г.

4. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин /Справочное пособие/. - Мн.: Высшая школа, 1986 г.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Мн.: Высшая школа, 1998 г.

6. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н. Детали машин и основы конструирования. Мн.: «Высшая школа» 2006 г.

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1991 г.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в трех томах. Том 2. - М.: «Машиностроение» 2001 г.

9. Прикладная механика. Курсовое проектирование. / Скойбеда А.Т. М.: 2010 г.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Определение расчетной мощности электродвигателя, передаточного числа привода. Расчет мощностей, передаваемых валами привода, и крутящих моментов. Проектный расчет тихоходной и конической зубчатых передач, подшипников вала по статической грузоподъемности.

    курсовая работа [190,2 K], добавлен 08.09.2010

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет, определение мощностей и передаваемых крутящих моменты. Проектный и проверочный расчеты передачи. Подбор и проверочный расчет муфт, подшипников, шпоночных соединений. Описание сборки и регулировки редуктора.

    курсовая работа [2,5 M], добавлен 24.09.2014

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Выбор материала и способа термообработки колёс. Допускаемые контактные напряжения. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталость.

    курсовая работа [1015,0 K], добавлен 21.02.2014

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.

    курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012

  • Назначение и область применения привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Компоновочная схема. Порядок сборки и регулировки редуктора.

    курсовая работа [3,9 M], добавлен 16.05.2007

  • Кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых моментов на валах. Расчет зубчатоременной передачи и валов. Подбор и расчет муфт, подшипников по динамической грузоподъемности. Определение размеров корпуса, выбор способа смазки.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 08.06.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и предварительных крутящих моментов. Определение параметров передач при различных напряжениях. Вычисление диаметров валов. Выбор подшипников. Расчет валов по эквивалентному моменту.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 21.11.2013

  • Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.

    курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011

  • Определение геометрических и конструктивных размеров деталей, проверка их на прочность, эскизная компоновочная схема, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей. Выбор подшипников качения. Выбор марки масла для зубчатых передач и подшипников.

    дипломная работа [1,1 M], добавлен 27.10.2015

  • Кинематический и силовой расчеты привода. Определение максимальной и минимальной частоты вращения, угловых скоростей, мощностей и крутящих моментов на каждом валу привода. Выбор муфты и шпонки. Выбор типа подшипников качения: обоснование, тип, серия.

    курсовая работа [419,8 K], добавлен 06.09.2015

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.