Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Название: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 00:00:15 25 февраля 2011 Похожие работы
Просмотров: 12163 Комментариев: 1 Оценило: 1 человек Средний балл: 4 Оценка: неизвестно     Скачать

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Расчет цепной передачи

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

10. Подбор муфты

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

15. Сборка редуктора

Список используемых источников


ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.


1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ общ. = ŋц .п∙ ηм∙ ŋцеп..п. ŋ2 п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋцеп.п. = 0,92 – КПД цепной передачи

ŋц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋпк = 0,99 – КПД пары подшипников

ηм. . = 0,98_ __ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992 ∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

nном ===34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Ртр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

nном = 700 об/мин dдв = 32 мм.

Общее передаточное число


uобщ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

uцеп =

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

nдв =nном = 700 мин-1

nдв =nном = 700 мин-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р1 = Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р2 = Р1 ∙ ŋц.п ∙ηп к.. = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт


Выходном валу привода:

Р3 = Р2 ∙ ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 - Силовые и кинематические параметры привода.

Параметр Вал
двигателя

ведущий (быстроходный)

редуктора

ведомый (тихоходный) редуктора рабочей машины
Мощность Р, кВт 2,567 2,491 2,392 2,2
Частота вращения n, об/мин 700 700 140 34,74

Угловая

скорость w, 1/с

73,27 73,27 14,65 3,64
Вращающий момент Т, Нм 35 34 163,3 604,4

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

Lh =365·Lг ·tc ·Lc =365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

h = Lh ·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh =30·103 ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

Для шестерни:

НВ1 =269…302 = 285,5;

Для колеса:

НВ2 = 235…262 = 248,5;

По таблице 3.2 (2)

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −Кнl =1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σн0 ]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH 0 .

Расчетное допускаемое напряжение

H ]=0,45∙([σH 1 ]+[σH 2 ])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

2 =1,03∙НВ2ср =1,03∙248,5=256МПа

1 =1∙294=294МПа

2 =

Где−К FL = 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σF 0 ]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF 0 .

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψа =b2 /aω =0,4;

- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd =b2 /d1 =0,3 ·Ψаω (u1 +1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ =1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 aω =112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b2 = Ψа ּaω =0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 mn =1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни


Принимаем z1 =24

Число зубьев колес:

z2= z1* u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

β=arcos[(z1 +z2 )∙mn /(2aw )]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o 20’

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

d1 =mּn z1 /cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d2 =mn z2 //cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

dа1 = d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

dа2 = d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

df 1 = d1 -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

df 2 = d2 -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов


b2 = Ψа ּaω =0,4∙112=44,8 мм

принимаем b2 = 45 мм

b1 = b2 +2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b1 = 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Fr 1 =Ft 1 ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

Fа1 =Ft 1 ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψd =b2 /d1 =45/37,33=1,205

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β =1,06 и КF β =1,2

- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

КН v =1,03 и KFV = 1.08

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05

K =0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

<

<[σн ]= 493МПа

Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

Что менее допустимой в 15%.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z1 /cosβ3 = 24/0,964283 =27

Z2 /cosβ3 = 120/0,964283 =134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF 1 =3,85 и YF 2 =3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.


Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчёт
Параметр Значение Параметр значение
Межосевое расстояние aω 112 мм. угол наклона зубьев: β 15o 20’
Модуль зацепления m 1,5мм

Диаметр делительной окружности

Шестерни d1

Колеса d2

37,33 мм

186,67 мм

Ширина зубчатого венца

Шестерни b1

Колеса b2

50

45

Число зубьев

Шестерни z1

Колеса z2

24

120

Диаметр окружности вершин зубьев

Шестерни da 1

Колеса da 2

40,37 мм

189,67 мм

Вид зубьев

косозубая

Диаметр окружности впадин зубьев

Шестерни df 1

Колеса df 2

33,73 мм

183,07 мм

Проверочный расчёт
Параметры Допускаемые значения Расчетные значения примечания

Контактное напряжение

σH МПа

493 450,1 Недогрузка 8,7%
напряжение изгиба МПа σF1 294 110,1 Недогрузка
σF2 256 123,8 Недогрузка

3 . РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Принимаем однорядную роликовую цепь.

Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:

Z5 =29-2u=29−2•4,03=20,94

принимаем z5 =21

Определим число зубьев большей звёздочки

Z6 =z5 •uцеп =21•4,03=84,63

принимаем z6 =85

Фактическое передаточное число:

цеп = z6 /z5 =85/21=4,048

отклонение составляет 0,44%

По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2 = =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц ]=30 МПа

Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:

Кд =1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;

Кс =1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);

КΘ =1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);

Крег =0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);

Кр =1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).

Коэффициент эксплуатации

Кэ = Кд •КΘ •Крег •Кр •Кс =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8

Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи

Рц ≥2,8

Где момент на ведущей звездочке:Т2 = 163,3 Н·м

По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами Аоп =179,7 мм2 ; q=2,6 кг/м

Проверяем условие п3 ≤п3 max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п1 ma =1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).

Определяем среднюю скорость цепи


υ=(р •z1 •ω3 )/(2π)=(25,4•10-3 •21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с

Окружную силу, передаваемую цепью:

Ft =P2 / υ=2392/1,244=1922 Н.

Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:

pц =Ft Кэоп =1922•1,8/179,7=19,26 МПа

Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц ]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие pц < [pц ] (19,26<26) выполняется.

Принимаем межосевое расстояние:

ацеп =40р=40•25,4=1016 мм.

длина цепи в шагах

lр =2а +0,5(z5 +z6 )+р(z6 −z5 )2 /(4•a•π2 )=

2•40+0,5(21+85)+(85−21)2 /(3,142 •4•40)=135,6

Принимаем lр =136.

Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины цепи lр .

ац= 0,25t [(lр - W ) + ],

где

w = 0,5(z5 +z6 )= 0,5 • (85 + 21) = 53

у= (z6 −z5 )/2π = (85− 21) /(2•3,14)= 10,2

ацеп =0,25•25,4[(136−53) + ] =1021 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

dд5 =t/sin(180º/z5 )=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм

dд 6 =t/sin(180º/z6 )=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм

Диаметры наружных окружностей звездочек при d1 =15,88мм – диаметр ролика цепи :

Dе5 =t(ctg(180º/z5 )+0,7) – 0,31d1 =25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм

Dе6 =t(ctg(180º/z6 )+0,7) – 0,31d1 =25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм

Сила действующая на цепь:

окружная Ft = 1922 Н.

центробежная Fv = υ2 • q=2,6•1,2442 =4,0 Н

от провисания цепи при коэффициенте провисания кf =1,4 при угле наклона передачи 60º

Ff = 9,81 кf • q• ацеп =9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н

Расчетная нагрузка на валы:

Fв.ц = Ft +2• Ff =1922+2•36,5=1995 Н

Коэффициент запаса прочности:

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.


4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

У выбранного электродвигателя диаметр вала dдв = 32 мм

Принимаем dв1 =dдв =32 мм

Под подшипники принимаем dп1 ==35 мм

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

Принимаем dB2 =40 мм.

Диаметр под подшипниками dп2 =45 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом dk2 =50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА

Вал – шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

Конструкционные размеры зубчатого колеса

Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:

Диаметр ступицы колеса

Dст2 =1,6dк2 =1,6∙50=80 мм

Длина ступицы колеса:

Lст2 =(1,2…1,5) dk2 =(1,2…1,5)∙50=60…75мм

Принимаем Lст2 = 60 мм

Толщина обода

Принимаем σ0 =8 мм

Толщина диска

Принимаем С=14 мм.


6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем δ=8 мм

Принимаем δ0 =8 мм

Толщина поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса крышки

b=1,5δ=1,5∙8=12мм

b1 =1,5δ=1,2∙8=12мм

Нижнего пояса корпуса:

р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм

Принимаем р=20мм

Диаметр болтов:

фундаментных

d1 =(0.03...0.036)∙aw +12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 =(0,7...0,75) d1 =(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

d3 =(0,5…0,6) d1 =(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,

принимаем болты с резьбой М8

7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии aw =112 мм.

Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса

А1 =1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;

2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;

3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:

Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.

Вал Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъёмность, кН
Размеры, мм Сr С
ведущий 207 35 72 17 25,5 13,7
ведомый 209 45 85 19 33,2 18,6

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу l1 =54,5 мм, на ведомом l2 =55,5 мм.

Принимаем l1 = l2 =55 мм.

8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Из расчетов и компоновки: Ft =1750 Н, Fr =660 Н, Fа =481 Н, l1 =l2 =55 мм,

d1 =37,33 мм, d2 = 186,67 мм.

Ведущий вал

Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):

Fм =80=80 =466 Н

Принимаем lм =65 мм.

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft :

Н;

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:


МУ1 = МУА = МУ2 =0; МУВ = R ּl1 = 875·0,055=48 Нּм

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr иFа :

∑ МХ1 =0; R2 y ּ 2 l1 - Fr ּl1 - Fа = 0,

∑ МХ2 =0; - R1 y ּ2l1 + Fr ּl1 – Fа = 0,

Н.

Н,

Проверка:

∑Fy =0; R + R - Fr 1 = 248+412−660= 0.

Строим эпюру изгибающих моментов:

МХ1Х2 =0; МХВ Л =R1 y l1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;

МХВ л = R1 y ּl1 + Fа ·d1 /2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм

Определяем реакции опор от силы Fм :

∑М1 =0; - Fм ּlм + R ּ2ּl1 =0;

∑М2 =0; - Fм (lм +2ּl1 )+R ּ2ּl1 =0;

Н;Н.


Проверка:

∑Х=0; R + Fм – R = 466+275 –741= 0.

Строим эпюру изгибающих моментов МF м в характерных сечениях:

МА = М1 =0; М2 = Fм ּlм = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;

МВ = Fр ּ(lр + l1 )−R ּl1 = 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм

Строим эпюру крутящих моментов: Мк1 =34 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fм неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 207 Сr =25,5 кН и С0 =13,7 кН

Определяем отношение Rао =481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение Rа /Rr 2 =481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.

Принимаем коэффициенты:

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

К δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);

К τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).

Определяем эквивалентные нагрузки:


Re 2 =(Rr 2 ּVּХ+ Rа ּY)ּК δ ּК τ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H

Re 1 =Rr 1 ·VּК δ ּК τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:

20ּ103 ч,

ч.

Долговечность подшипников соблюдается.

Ведомый вал

Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:

Fцеп Г =Fцеп ·cos 60º=1995•0,5=998 H

Fцеп В =Fцеп ·sin 60º=1995•0,866=1728 H

Принимаем lц =50 мм.

Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.

Определяем опорные реакции от силы Ft и Fцеп Г в горизонтальной плоскости:

∑ М4 =0; RГ3 2l2 +Ft ·l2 −Fцеп Г )2·l2 + lц )= 0,

∑ М3 =0; RГ4 2l2 −Ft l2 −Fцеп Г lц = 0,


Проверка

∑X= Ft +RГ3 −RГ4 −Fцеп Г =1750+577−1329−998=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:

МУД = МУ4 =0; МУС = −R Г4 •l2 = −1329•ּ0,055=−73,1 Нּм

My 6 =−Fцеп В lц =−998•0,05=−49,9 Н•м

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г , Fr Т и FаТ .

∑ М3 =0 ; R •2l2 −Fr l2 −Fцеп В lц −Fа •d2 /2 –= 0,

∑ М4 =0 ; R •2l2 +Fr l2 − Fцеп В ) 2l2 + lц) −Fа •d2 /2 = 0,

Проверка

∑Y= R −R + Fцеп В – Fr =1523−2591+1728−660=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:


МХД = МХ4 = 0; Мл ХС = R ּl2 =1523•0,055= 83,76 Нּм

Мп ХК = R ּl2 - Fа •d4 /2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм

MX 6 =Fцеп Г ּlц =1728·0,05=86,4 Н•м

Строим эпюру крутящих моментов: Мк2 =163,3 Нּм.

Определяем суммарные радиальные опорные реакции:

Н,

Н.

Для принятого подшипника 209 Сr =33,2 кН и С0 =18,6 кН

Определяем отношение Rао =481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа /Rr 4 = =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.

Принимаем коэффициенты:

V=1; К δ =1,2; К τ =1.

Re 3 =Rr 3 ּVּХּ К δ ּК τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,

Re 4 =(Rr 4 ּVּХ+ Y ∙ Fа )·К δ ּК τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H

Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:

30ּ103 ч,

ч.


Долговечность подшипников соблюдается.

9. ВТОРОЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удалённые от середины редуктора на расстояние l1 . используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) вычерчиваем накладные крышки подшипников с регулировочными прокладками.

в) Переход вала от диаметра d=35 мм к присоединенному концу d=32 мм выполняем на расстоянии 3.. 5 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица полумуфты не касалась их.

Длина присоединительного конца вала d=32 мм определяется длиной ступицы полумуфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем уплотнение вала с одной стороны и устанавливаем распорную втулку, с другой стороны, место переход вала от d=45 мм к d=50 мм смещаем внутрь ступицы колеса на 2-3мм с тем, чтобы гарантировать прижатие втулки к торцу ступицы а не к заплечнику вала;

б) отложив от середины редуктора расстояние l2 , проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем врезные крышки подшипников с регулировочными кольцами.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Вычерчиваем шпонки, принимая длины на 5-10 мм меньше длины ступиц.

10. ПОДБОР МУФТЫ

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую со звёздочкой . Муфта состоит из двух полумуфт специальной формы между которыми устанавливается резиновая звездочка.

Материал полумуфт – чугун – СЧ 20 , звездочки – специальная резина.

Вследствие небольшой толщины резиновой звездочки муфта обладает малой податливостью, компенсирующая незначительные смещения валов.

Радиальное и угловое смещение валов снижают долговечность резиновой звездочки, нагружая валы дополнительной изгибающей силой.

Муфту подбираем по ГОСТ 14084 – 76 (1), табл. 11.5 по диаметру вала в месте посадки dдв =32 мм и dв1 =32 мм Принимаем муфту с максимально передаваемым моментом [T]=125 H∙м

Проверяем выбранную муфту по расчётному моменту:

Где Т – номинальный момент на валу

К – коэффициент перегрузки, зависящий от типа машины и режима её работы; К=1,5

Принимаем исполнение полумуфт на короткие цилиндрические концы валов: Длина полумуфт l=58 мм

Обозначение муфты

Муфта упругая со звёздочкой 125−32−2−У3 ГОСТ 14084-76


11. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Выбираем шпонки для соединения выходного конца ведущего вала со шкивом, для соединения ведомого вала с зубчатым колесом. Ступица шкива ременной передачи – чугунная. Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (1), табл. 8.9

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100-120МПа, при чугунной - =50-70 МПа

Ведущий вал

Момент на ведущем валу редуктора Т2 =34 Н∙м

dВ1 =32 мм

bхh=10х8 мм

t1 =5,0 мм

длина шпонкиl=50 мм (при длине ступицы полумуфты lст =58 мм)

Материал полумуфты чугун СЧ20.

Ведомый вал

Момент на ведомом валу редуктора Т2 =163,3 Нм.

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

dк 2 =50 мм.

bхh=14х9 мм.

t1 =5,5 мм.

Длина шпонки l=50 мм (при длине ступицы колеса lст =60 мм).

Материал колеса Сталь 40Х.

Проверяем шпонку под полумуфтой

dВ2 =40 мм

bхh=12х8 мм

t1 =5,0 мм

l=50 мм (принимаем длину ступицы звездочки 60 мм)

Материал звездочки – легированная сталь.

Прочность шпоночных соединений соблюдается.

12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому (пульсирующему).

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [Ѕ].

Ведущий вал

Материал вала сталь 40Х. твёрдость не менее 280 НВ. Пределы выносливости по табл. 3.16[3] σВ =900 МПа.

σ-1 =410 МПа,τ-1 =240 Мпа.

Проверяем сечение под подшипником ‹ 2 ›.

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент

М1 =30,2 Нּм;

Крутящий момент в сечении вала Т1 =34 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение Кσd и Кτd для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2 =35 мм и σВ =900МПа путём линейной интерполяции

Кσd =3,85Кτd =2,65

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) Кf =1,5

Тогда

КσД =3,85+1,5-1=4,35

КτД =2,65+1,5-1=3,15

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Sσ-1 / КσД •σа =410/4,35•7,1=13,3

Sτ-1 / КτД •τа =240/3,15•2,0=38,1

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=Sσ •Sτ /

Прочность обеспечивается.

Значительное превышение обусловлено тем, что диаметр вала был значительно увеличен.

Сечение под шестерней:

По построенным эпюрам определяем суммарный изгибающий момент;

Осевой момент сопротивления сечения с учётом зубьев шестерни:

dа =40,33 мм df =33,73 мм;

5076 мм3


Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

;

Для эвольвентных зубьев находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.2 (2).

Для стали при σВ = 900 МПа по табл. 11.2 (2) находим: Кσ =1,7; Кτ =1,55

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2) Кf =1,5

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при d3 =37,33 мм для легированной стали: К =0,86 и Кτ d =0,74

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения по табл. 11.5 (2); Ку =1,65

Тогда Кσ =(1,7/0,86+1,5−1)/1,65=1,5

Кτ =(1,55/0,74+1,5−1)/1,65=1,57

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Sσ = σ1 / Кσ σа =410/1,5•13,4=20,4

Sτ-1 / КτД •τа =240/1,57•2,2=69,5

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под шестерней:

S=Sσ •Sτ /

Значительное превышение обусловлено диаметром шестерни

Ведомый вал

Материал вала принимаем по табл. 3.16 [3] сталь 45. Диаметр заготовки неограничен; твёрдость не менее 200 НВ. Пределы выносливости σ-1 =250МПа,

τ-1 =150Мпа

Сечение под зубчатым колесом.

Определяем суммарный изгибающий момент.

Крутящий момент в сечении вала Т2 =163,3 Нм

Осевой момент сопротивления сечения с учётом шпоночного паза:

d=50 мм, b=14 мм, t=5,5 мм


Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. При наличии на валу двух концентратов напряжения находим коэффициент снижения пределов выносливости для каждого концентратора в отдельности и за расчётные принимаем коэффициенты, которые имеют большее значение снижения пределов выносливости.

Коэффициент снижения пределов выносливости определяем по формулам:

(без поверхностного упрочнения вала (Кv=1)

Для шпоночного паза находим значение эффективных коэффициентов концентрации по табл. 11.3(2).

Для стали при σВ =560МПа по табл. 11.3(2) находим линейной интерполяцией: Кσ=1,69; Кτ=1,46

Коэффициент влияния шероховатости поверхности по табл. 11.4 (2)Кf =1,05

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по табл. 11.3 (2) при dк2 =50 мм

К =0,81 Кτ d =0,70

Тогда КσД =1,69/0,81+1,05-1=2,14

КτД =1,46/0,70+1,05-1=2,14

От установки колеса на валу с натягом, коэффициент снижения пределов выносливости в местах напрессовки колеса на вал находим по отклонению

Кσd и Кτd по табл. 3.17(3), при dк2 =50мм и σВ =560МПа путём линейной интерполяции принимаем: Кσd =3,45Кτd =2,55

Тогда КσД =3,45+1,05-1=3,5

КτД =2,55+1,05-1=2,6

В дальнейших расчётах принимаем КσД =3,5 ; КτД = 2,6 от установки колеса на валу с натягом.

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Sσ = σ1 / КσД •σа =250/3,5•10,1=7,1

Sτ-1 / КτД •τа =150/2,6•3,5=16,5

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:


S=Sσ •Sτ /

Прочность вала обеспечивается.

Проверяем сечение валапод подшипником 3.

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент в сечении вала Тз =163,3 Нм.

Осевой момент сопротивления сечения :

Полярный момент

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющаяся по симметричному циклу:

Амплитуда касательных напряжений, изменяющаяся по нулевому циклу:

концентрация обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом. При этом

;

находим отношение Кσd и Кτd для вала в местах напресовки деталей по табл. 11.2 (2), при dп2 =45 мм и σВ =560 МПа путём линейной интерполяции

Кσd =3.35Кτd =2,45

Тогда КσД =3,35+1,05-1=3,6

КτД =2,45+1,05-1=2,5

Определяем коэффициент запаса прочности (сопротивления усталости) по нормальным и касательным напряжением:

Sσ = σ-1 / КσД σа =250/3,6•11=6,3

Sτ-1 / КτД •τа =150/2,5•4,5=13,3

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения вала под колесом:

S=Sσ •Sτ /

Прочность обеспечивается.

13. ВЫБОР ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА

электродвигатель кинематический привод редуктор

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в табл. 10.13 (3).

Посадка зубчатых колёс на вал Н7/р6;

посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6;

посадка полумуфты Н7/h6;

распорные втулки Н7/h6;

мазеудерживающие кольца, Н8/m8;

распорные кольца, сальники Н8/h8;

шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6;

отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

14. СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0.5 л на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0,5∙2,491=1,246 л

По табл. 10.8 (3) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σН =450,1 МПа и скорости V=1,37 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34∙10-6 м2 /с.

По табл. 10.10 (3) принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 (3)), закладываемым при монтаже передачи.

15. СБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100о С;

в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колёса до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые масле.

Затем ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения пропитанные горячим маслом.

Собранный ведущий вал устанавливают в крышку корпуса редуктора .

Собранный ведомый вал укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)

Далее на выходные концы ведомого и ведущего валов в шпоночные канавки закладывают шпонки, устанавливают звёздочку и полумуфту.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.


СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

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

Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина. Детали машин - М: Высшая школа, 1987.

С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. М - Машиностроение, 1988.

А.И. Аркуша, М.И. Фролов. Техническая механика. М – Высшая школа, 1983.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:20:37 19 марта 2016

Работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
Методические указания по технической механике
Министерство образования Украины Национальный технический университет Украины (Киевский политехнический институт) Методические указания к курсовому ...
Нормируемый стандартами допуск кинематической точности зубчатой передачи обеспечивается технологическим процессом изготовления и контроля зубчатых колес, валов (осей), опорных ...
3.6.2 Погрешность упругого мертвого хода от изгиба валов, приведенная к оси ведомого колеса зубчатой пары в угловых минутах (...') для стальных валов круглого сечения определяется ...
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат Просмотров: 9781 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 2 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчет редуктора
Введение Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического ...
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Числа зубьев шестерни и колеса:
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 4932 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 4 Оценка: неизвестно     Скачать
Основы взаимозаменяемости
2. Основы взаимозаменяемости Взаимозаменяемостью называется свойство одних и тех же деталей, узлов или агрегатов машин и т. д., позволяющее ...
Под действительным осевым расстоянием зубьев понимают расстояние между одноименными линиями зубьев косозубого зубчатого колеса по прямой, параллельной рабочей оси.
Шлицевые соединения называют подвижными, когда детали, насаживаемые на вал, имеют возможность осевого перемещения (например, зубчатые колеса коробок передач, муфты сцепления и ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат Просмотров: 6343 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать
Продольно-резательный станок производительностью 350 т/сутки
АННОТАЦИЯ В дипломном проекте приведен анализ существующих конструкций продольно-резательных станков для картоноделательных машин и рассмотрены ...
1 - вал нижних ножей; 2 - подшипники вала; 3 - шестерня для привода вала; 4 - нижний чашечный нож; 5 - верхний нож; 6 - эксцентричная ось дискового ножа; 7 - подшипники верхнего ...
редуктора, приводная шестерня которого соединена одновременно с двумя зубчатыми колесами, надетыми на цапфы несущих валов.
Раздел: Остальные рефераты
Тип: реферат Просмотров: 7819 Комментариев: 7 Похожие работы
Оценило: 6 человек Средний балл: 3.7 Оценка: 4     Скачать
Основы проектирования и конструирования
Основы проектирования и конструирования Конспект лекций для студентов специальности 060800 "Экономика и управление на предприятии" Составитель ...
Например, редуктор включает валы с насажанными зубчатыми колесами.
Установлено, что основными критериями работоспособности волновых передач являются: прочность гибкого колеса; прочность подшипников генератора; жесткость генератора и жесткого ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: учебное пособие Просмотров: 16340 Комментариев: 3 Похожие работы
Оценило: 1 человек Средний балл: 4 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчёт зубчатых и червячных передач
Uред в 2/7 2.5 25 2.7 30 2.9 40 3 45 3.2 56 3.4 74 4.1 150 4.4 200 4.75 300 7 300 v Кн альфа 1 1 1 1 1.02 1.05 1.1 20 11 5 1.05 1.12 1.14 1.16 1.2 3 4 ...
... введение; подбор электродвигателя и кинематический расчёт привода; проектирование передач редуктора и открытых передач привода; определение конструктивных размеров элементов ...
3.2; NFO - базовое число циклов перемены напряжений, NFO=4 106; NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчёте на изгибную выносливость, определяется в ...
Раздел: Рефераты по технологии
Тип: реферат Просмотров: 7087 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 2.5 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчет поворотного крана на неподвижной колонне
Министерство образования Российской Федерации Санкт-Петербургская Государственная лесотехническая академия им. С.М. Кирова Кафедра "Техническая ...
bd - коэффициент ширины колеса, принимают bd = 0,4...0,6, при консольном расположении шестерни относительно опор и твердости зубьев колеса НВ2 < 350;
двигатель MTF 011-6, мощностью 2 кВт, соединен упругой втулочно-пальцевой муфтой с червячным редуктором Чог-125; выходной вал редуктора соединен с открытой зубчатой передачей ...
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Просмотров: 2456 Комментариев: 6 Похожие работы
Оценило: 2 человек Средний балл: 2.5 Оценка: неизвестно     Скачать
Расчет редуктора
Спроектировать привод. В состав привода входят следующие передачи: 1 - ременная передача с клиновым ремнём; 2 - закрытая зубчатая цилиндрическая ...
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Раздел: Промышленность, производство
Тип: реферат Просмотров: 1387 Комментариев: 2 Похожие работы
Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Все работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю (437)

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150311)
Комментарии (1830)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru