Привод тяговой лебедки - Производство и технологии курсовая работа
Главная
Производство и технологии
Привод тяговой лебедки
Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа. Определение передаточного отношения редуктора. Расчет первой ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи. Определение геометрических размеров всех зубчатых колес первой ступени.
посмотреть текст работы
скачать работу можно здесь
полная информация о работе
весь список подобных работ
Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Національний аерокосмічний університет ім. М.Є. Жуковського
Пояснювальна записка до курсової роботи
з дисципліни « Конструювання машин і механизмів »
ХАІ . 202 . 235 . 08В . 07002241 . ПЗ
Данный проект является первой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин.
1. расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;
2. усвоить принцип расчета и конструирования типовых деталей и узлов;
В ходе курсового проекта были спроектированы привод ленточного конвейера, рассчитаны планетарные прямозубые цилиндрические передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора, проведены проверочные расчеты шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, шлицевого и шпоночного соединения, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений, подобраны соединительные муфты и разработана система смазки механизма.
В ходе расчетов были разработаны следующие чертежи: сборочный чертеж двухступенчатого цилиндрического редуктора и его основных узлов, чертеж быстроходного вала, чертеж вала-шестерни, чертёж сателлита, чертёж втулки, чертеж барабана и компоновочный чертеж привода.
Рисунок 1 - Схема привода тяговой лебедки
Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацепления с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.
В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.
Основная цель этого курсового проекта по технической механике - привить студенту навыки конструкторского труда: умение самостоятельно, на основании заданной схемы, выбрать конструкцию механизма, обосновать ее расчетом и конструктивно разработать на уровне технического проекта.
Список условных обозначений, символов, сокращений
- допускаемое контактное напряжение, МПа;
- изгибное допускаемое напряжение, МПа;
- базовое число циклов перемены напряжений;
- расчетное число циклов перемены напряжений;
- запас прочности по нормальным напряжениям;
- запас прочности по касательным напряжениям;
1. Определение основных параметров сборочного узла
Определяем усилие разрушения каната:
где F-усилие приложенное к тросу, Н;
k-коэффициент запаса прочности троса.
Таким образом выбираем стальной канат 9,8-Г-В-Н-Т-1470 ГОСТ 3062-80 с допускаемым разрывным усилием 77500Н.
Выбираем стальной трос с d кан =9,8 мм.
Далее по зависимости найдем диаметр барабана:
Линейная скорость вращения барабана определяется по формуле:
Откуда определяем частоту вращения барабана:
1.3 Определение передаточного отношения редуктора
Истинное передаточное отношение редуктора находим по формуле:
Мощность, подводимая к валу шестерни .
- частота вращения ведомого вала (водила),
- количество сателлитов, cрок службы непрерывный режим работы.
Принимаем число зубьев шестерни равное .
По заданному передаточному отношению определяем количество зубьев:
Проверим выполняется ли условие передаточного отношения планетарного механизма схемы .
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:
2.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
Относительная частота вращения шестерни и колеса:
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев шестерни и колеса.
2.1.3 Определение допускаемых напряжений
Определение контактных допускаемых напряжений
Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.
Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .
Так как и , то - коэффициент долговечности.
Принимаем окружную скорость , тогда для передач для .
Коэффициент , учитывающий влияние смазки.
Коэффициент , учитывающий влияние перепада твёрдостей материалов сопряжённых поверхностей зубьев.
Определение изгибных допускаемых напряжений
Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;
(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шерховатости не ниже 4-го .
- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. - при работе зубьев одной стороной
Определение предельных допускаемых напряжений
2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
3.2 Определение числа циклов перемены напряжений сателлита и венца
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев саптеллита и венца.
3. 3. 1 Проверка передачи на контактную выносливость
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
3. 3 .2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
3. 3 .3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
4. Определение геометрических и других размеров всех зубчатых колес первой ступени
5. Расчет второй ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи
- частота вращения ведомого вала (водила),
- количество сателлитов, cрок службы непрерывный режим работы.
Передаточное отношение планетарно механизма равно: .
Проверим выполняется ли условие передаточного отношения планетарного механизма схемы .
5.1.2 Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса
Относительная частота вращения шестерни и колеса:
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев шестерни и колеса.
5.1.3 Определение допускаемых напряжений
Определение контактных допускаемых напряжений
Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,2.
Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .
Так как и , то - коэффициент долговечности.
Принимаем окружную скорость , тогда для открытых передач для .
Коэффициент , учитывающий влияние смазки.
Коэффициент , учитывающий влияние перепада твёрдостей материалов сопряжённых поверхностей зубьев.
Определение изгибных допускаемых напряжений
Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;
(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .
- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. - при работе зубьев одной стороной
Определение предельных допускаемых напряжений
5.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
6. 2 Определение числа циклов перемены напряжений сателлита и венца
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
где и - количества контактов зубьев саптеллита и венца.
6.3 .1 Проверка передачи на контактную выносливость
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий
Так как изменилась мало, то остается неизменным.
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;
удельная окружная динамическая сила:
где коэффициенты который учитывает влияние модификации профиля и вида зубьев;
коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса.
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:
где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку,
Окружная сила на делительном цилиндре:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
6. 3 .2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость
Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:
так как 150<164,4 проверяем зуб шестерни:
где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
6. 3 .3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
7. Определение геометрических и других размеров всех зубчатых колес первой ступени
8. Проектирование и расчёт на прочность валов и осей
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется в три этапа:
1) Ориентировочный расчет на кручение ;
2) Расчет на статическую прочность ;
3) Расчет на выносливость (основной расчёт).
За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;
- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;
-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.
Предварительный расчет валов состоит в определении диаметров из условия изгибной прочности.
Определяем крутящий момент на 1-ом ведущем валу:
T 1 =9550·P/n 1 =9550·5,5/965=54,43 Н·м;
Уровень прочности при расчете вала на кручение имеет вид: T=T/W p <=[T];
из конструктивных соображений d1=24 мм.
Определяем предварительно по крутящему моменту диаметр 2-го вала ступени редуктора;
T 2 =T 1 ·U 12 ·=54,43·7,5·0,98·0,995=398Н·м;
Для расчета вала необходимо составить его расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-подвижной и шарнирно-неподвижной. После этого необходимо:
- разметить точки, в которых расположены условные опоры;
- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной . В планетарной передаче эти силы взаимокомпенсируются. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .
- построить эпюры изгибающих и крутящих моментов.
L 1 = 65мм, L 2 = 62мм, L 3 = 68мм.
Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
Определим суммарные изгибающие моменты (рис. 2):
- изгибающий момент в вертикальной плоскости:
- изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
- суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала:
Данный расчёт проводят в форме проверки коэффициента запаса прочности по усталости. Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;
- коэффициент запаса для касательных напряжений.
Здесь = 250 МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
, - для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
где = 1,8 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 - коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 - коэффициент влияния упрочнения.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
Здесь = 210 МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
- для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,05 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
где = 1,45 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 - коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 - коэффициент влияния упрочнения.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
Для расчета вала необходимо составить его расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах: шарнирно-подвижной и шарнирно-неподвижной. После этого необходимо:
- разметить точки, в которых расположены условные опоры;
- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной , осевой . В планетарной передаче эти силы взаимокомпенсируются. А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .
Таким образом вал работает только на кручение
Определяем крутящий момент на валу:
T 1 =9550·P/n 1 ·U 1 = 9550·5,5/965·7,5=408,2 Н·м;
Уровень прочности при расчете вала на кручение имеет вид:
из конструктивных соображений d1=48 мм.
где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;
- коэффициент запаса для касательных напряжений.
Здесь = 250 МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
, - для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
где = 1,8 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 - коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 - коэффициент влияния упрочнения.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
Здесь = 210 МПа - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
- для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
- эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,05 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
где = 1,45 - эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 - коэффициент состояния поверхности;
= 0,86 - коэффициент влияния абсолютных размеров детали;
= 1,5 - коэффициент влияния упрочнения.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
9. Расчёт подшипников редуктора по динамической грузоподъёмности
Основные критерии работоспособности подшипников качения - его динамическая и статическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца превышает .
9.1 Расчёт подшипников качения для сателлитов планетарной передачи
1.1) определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
Окружная сила в зацеплении без учёта сил трения равна
где -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами;
Радиальные силы вычисляют через окружную силу:
Силу, действующую на подшипники, определяют из условия равновесия сателлита:
=0,07875- радиус расположения центра тяжести сателлита относительно оси вращения водила, м.
1.4) рассчитаем эквивалентную нагрузку:
1.5) определим расчётный ресурс в миллионах оборотов:
1.6) рассчитаем динамическую грузоподъемность:
1.7) по известному диаметру оси и найденной грузоподъемности из каталога выбираем два шариковых радиальных однорядных подшипника 202 ГОСТ 8338-57:
Два таких подшипника обеспечат данную грузоподъемность.
2.1) определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
Окружная сила в зацеплении без учёта сил трения равна
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами;
Радиальные силы вычисляют через окружную силу:
Силу, действующую на подшипники, определяют из условия равновесия сателлита:
=0,09975- радиус расположения центра тяжести сателлита относительно оси вращения водила, м.
2.4) рассчитаем эквивалентную нагрузку:
2.5)определим расчётный ресурс в миллионах оборотов:
2.6) рассчитаем динамическую грузоподъемность:
2.7) по известному диаметру оси и найденной грузоподъемности из каталога выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 206 ГОСТ 8338-57:
Два таких подшипника обеспечат данную грузоподъемность.
9.2 Проверочный расчет подшипников валов
Исходя из конструкции механизма, подбираем остальные подшипники:
1) шариковый радиальный однорядный подшипник 113 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
2) шариковый радиальный однорядный подшипник 115 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
3) шариковый радиальный однорядный подшипник 116 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
4) шариковый радиальный однорядный подшипник 205 ГОСТ 8338-57:
Номинальная долговечность, принятая в миллионах оборотов:
Такая расчетная долговечность приемлема.
10. Расчёт шпоночных и шлицевых соединений
Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78. Выбранную шпонку проверяем на смятие:
- допускаемое напряжение на смятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке ; при чугунной - вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки на 25-40% ниже.
Проверим на смятие призматические шпонки на тихоходном валу.
Призматическая шпонка с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78
Для передачи крутящего момента в машиностроении часто используют шлицевые соединения. Они имеют ряд преимуществ по сравнения с другими видами соединения: высокая прочность зубьев на изгиб и на смятие; возможность передачи большего крутящего момента и т.д.
Расчет заключается в определении минимальной длины шлицов, необходимой для передачи крутящего момента. Расчет проводится на смятие по боковым поверхностям зубьев.
1. Расчёт шлицов на заднем хвостовике вала-рессоры которые передают крутящий момент:
Расчет шлицев шестерни 52х1,25х40 ГОСТ 6033-80:
11. Расчёт и проектирование корпуса и опор редуктора
для двухступенчатых редукторов с несущими крышками . Принимаем .
где - межосевое расстояние тихоходной ступени.
Диаметр болтов (соединяющих крышки редуктора):
12. Разработка сборочного чертежа редуктора
Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубых цилиндрических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.
Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.
Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.
13. Разработка сборочного чертежа барабана
Выше были определены диаметр выходного вала, диаметр каната и диаметр барабана.
13.1 Выбираем прототип конструкции барабана и определяем параметры его элементов
Барабан изготовим сварным. Сварная конструкция позволяет снизить толщины элементов и в связи с этим уменьшить вес и расход металла. Обод сваривают из вальцованного листа толщиной 8мм по ГОСТ 5681-57.Диски изготавливаем из листа 3мм, рёбра - из полосы шириной 40мм, толщиной 6мм по ГОСТ 103-57.
14. Выбор конструкции и расчёт муфт
Муфты применяют практически во всех машинах и механизмах. Конструкция муфт весьма разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости от требований, которые предъявляют в данном приводе. Например, муфта должна компенсировать несносность валов, уменьшать динамические нагрузки, предохранять привод от перегрузки, позволять включение и выключение привода.
Тяговая лебёдка имеет две муфты. Одна из них соединяет двигатель и редуктор. Чаще всего здесь применяют муфты с резиновыми упругими элементами. Выберем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 63-24-1-ІІ-2-У3 ГОСТ 21494-93 по диаметру выходного вала выбранного двигателя 24 мм. Проверим муфту по передаваемому моменту:
где K = 1,3 - коэффициент динамичности нагрузки (привода); -максимальный момент;
Вторая муфта находится между редуктором и барабаном. Выбираем зубчатую муфту МЗ 60 ГОСТ 5006-55.
Проверим муфту по передаваемому моменту:
где K = 1,3 - коэффициент динамичности нагрузки (привода); -максимальный момент;
15. Конструирование рамы и разработка чертежа общего вида привода
Рама служит для установки на неё сборочной единицы, связанных между собой требованиями точности относительного положения. Таким образом, рама является координирующим элементом конструкции. Основные требования к раме: жёсткость и точность взаимного расположения присоединительных поверхностей.
В сварной конструкции можно выделить элементы базовой конструкции и элементы надстройки. К базовой конструкции относится нижний пояс, от которого зависит с основном жёсткость и прочность рамы.
Нижний пояс состоит из швеллера №12 по ГОСТ 8240-72 в месте установления двигателя, редуктора и барабана. Рёбра полок швеллера не обеспечивают хорошей опоры на фундамент, поэтому в местах крепления сборочных единиц к раме внутрь швеллера вварены такие же швеллера.
Элементами надстройки в месте установления двигателя является швеллер профиля №5 по ГОСТ 8240-89, в месте установления барабана швеллер профиля №12 по ГОСТ 8239-89.
По рекомендации находим число и диаметр фундаментных болтов:
Фундаментные болты располагаем так, чтобы они не мешали установленному на раме оборудованию. Ровная поверхность швеллера позволяет обойтись без платиков под лапы электродвигателя и редуктора.
16. Расчёт болтов крепления редуктора к раме
Будем определять осевую нагрузку, которая действует на болт при креплении корпуса редуктора к раме. Число болтов Z = 4.
Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает нераскрытие стыка при действии внешнего момента T кр , и предполагая, что нагрузка между болтами и поверхности стыка изменяется по линейному закону, можно записать формулу в первом приближении для определения внешней силы F вн [2].
Число болтов z = 4; L=442 мм; B=268 мм; h=213 мм; a=190 мм.
По ГОСТ 8724-81 выбираем резьбу (мм).
По ГОСТ 7798-81 принимаем болт М16х55.
17. Разработка системы смазки и назначение типа смазочного материала для проектируемого механизма
Смазку машин применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
В связи с малыми окружными скоростями, предполагаемым состоянием окружающей среды и температурного режима работы колес подшипники набиваем консистентной смазкой солидол синтетический по ГОСТ 4366-76.
Для редукторов общего назначения применяют смазку жидким маслом. Способ смазки - картерный непроточный (окунанием зубчатых колёс в масло, залитое в корпус).
Исходя из передаваемой мощности, назначаем количество смазки, заливаемой в картер редуктора (0,6 л на 1 КВт). Таким образом, для заливки в картер назначаем 3,3 л ± 0,1 л смазки. Марку смазки определяем по окружной скорости зубчатого колеса на промежуточном валу.
Скорости м/с соответствует смазка, имеющая значение кинематической вязкости м 2 /с. Этим условиям соответствует масло цилиндровое 38 ГОСТ 21743-76.
В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатый планетарный цилиндрический редуктор как составная часть привода тяговой лебёдки.
В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.
Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.
1. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1975, 554 с.
2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, часть 1 и 2.
3. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М., 1980.
4. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. - Москва: «Машиностроение», 1984 - 560 с.
5. В.И. Назин «Проектирование подшипников и валов». Учебное пособие. Харьков: Нац. аэрокосм. ун-т «Харьк. авиац. ин-т», 2004 - 220 с.
6. В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державцев, И.И. Арефьев и др. «Курсовое проектирование деталей и машин». Под общей редакцией В.Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1984. 400 с.
7. Козловский Н.С., Виноградов А.Н. «Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения: Учебник для учащихся техникумов.- М.: Машиностроение, 1979. - 224 с.
Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа: разрывного усилия, диаметра троса и барабана, общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням. Расчет первой и второй ступени редуктора, его валов. Выбор подшипников. курсовая работа [811,2 K], добавлен 17.10.2013
Подборка электродвигателя привода тяговой лебёдки. Расчет редуктора: разбивка передаточного отношения, проектировочный и проверочный расчет первой цилиндрической передачи. Ширина ступиц валов, диаметр обода, размер фаски первой и второй ступени. курсовая работа [152,8 K], добавлен 10.05.2011
Определение размеров зубчатых колес тихоходной цилиндрической ступени редуктора. Кинематический расчет: определение передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Определение крутящих моментов на валу. Расчет валов по передаваемым моментам. контрольная работа [64,5 K], добавлен 18.08.2014
Расчет конической зубчатой передачи тихоходной ступени. Определение геометрических размеров зубчатых колес. Выбор материалов и допускаемые напряжения. Проверочный расчет цилиндрической передачи. Предварительный расчет валов. Подбор и проверка шпонок. курсовая работа [601,8 K], добавлен 21.01.2011
Определение количества зубьев планетарной прямозубой цилиндрической передачи, ее проверка на выносливость. Подбор материалов для шестерни и колеса редуктора двигателя ТВД-10, вычисление их размеров. Проектирование валов, расчет болтового соединения. курсовая работа [265,0 K], добавлен 19.02.2012
Определение потребной мощности привода и частоты вращения исполнительного органа. Расчет тихоходной и быстроходной передачи редуктора, ременной передачи привода, валов, подшипников по динамической грузоподъемности. Конструирование зубчатых колес. курсовая работа [318,8 K], добавлен 02.06.2014
Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода. курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011
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 .
© 2000 — 2021
Привод тяговой лебедки курсовая работа. Производство и технологии.
Лабораторная Работа Полимеры
Контрольная работа: Антикризисная инвестиционная политика
Дипломная работа по теме Налоговая система
Эссе На Тему Единая Цивилизация
Реферат: Caves Essay Research Paper Formations and Types
Курсовая работа: Словообразование в современном китайском языке
Реферат: Cricket A Civilized Game Essay Research Paper
Реферат по теме Метод меченых атомов
Разработка Стратегии Маркетинга В Организации Курсовая
Реферат: Federal Courts State Courts And Concurrent Jurisdiction
Составить Сочинение Про Свою Комнату
Задание Контрольная Работа По Математике 2
Дипломная Работа На Тему Лизинг В России
Медицинская Диссертация Книга
Курсовая Работа На Тему Расчет И Проектирование Стальных Конструкций Балочной Клетки
Миф О Сизифе Эссе Об Абсурде
Курсовая работа по теме Маркетинг как экономическая наука
Историческое Сочинение Революция 1905 1907
Подготовка Производства Реферат
Реферат Гимнастика На Английском Перевод
Аналитический учет и активные операции банков - Бухгалтерский учет и аудит контрольная работа
Особенности педагогического процесса - Педагогика контрольная работа
Синдромы поражения мозжечка - Медицина реферат