Проект привода на основе цилиндрического прямозубого редуктора - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проект привода на основе цилиндрического прямозубого редуктора

Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи. Расчет угловых скоростей валов. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет допускаемых контактных напряжений. Особенности параметров зубчатой цилиндрической передачи.


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.

Федеральное агентство по образованию
Филиал государственного образовательного учреждения
высшего профессионального образования
«Уфимский государственный нефтяной технический университет»
(Филиал ГОУ ВПО УГНТУ в г. Салавате)
ПРОЕКТ ПРИВОДА НА ОСНОВЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА
студент гр. ТП-06-21 П.А. Фадеев
доцент Н.М. Захаров
«Механика» - техническая дисциплина, в которой изучают методы, правила и нормы расчета и конструирования типовых деталей и сборочных единиц машин. Курс механики тесно связан с рядом общетехнических и общеобразовательных предметов: математикой, физикой, теоретической механикой и теорией механизмов и машин, сопротивлением материалов, материаловедением и черчением.
Целью курса механики является развитие инженерного мышления, изучения и совершенствования современных методов, правил и норм расчета и конструирования деталей и сборочных единиц общего назначения.
Предмет механики синтезирует достижения математических и технических наук с результатами лабораторных исследований и практики применения различных машин, служат теоретической основой машиностроения.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей.
3 Расчёт внутренней передачи редуктора
7 Проверочный расчёт шпоночных соединений
11Выбор способа смазки, смазочные материалы
ц.п. - КПД цилиндрической передачи;
Принимаем п.п = 0,99; ц.п = 0,96; м. = 0,98.
Определяем необходимую мощность двигателя
Выбираем двигатель АИР180M8 для которого расчетная частота вращения вала, n 1 = 731 мин -1 ; номинальная мощность, Р дв = 15 кВт.
Определяем передаточное число редуктора
Согласно ГОСТ 2185-66, принимаем значение передаточного числа u=4,0.
Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора
3 Расчёт внутренней передачи редуктора
3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес
Для изготовления шестерни выбираем сталь 40Х с термообработкой - улучшение (269…302 НВ), для изготовления колеса выбираем сталь 40Х с термообработкой - улучшение (235…269 НВ).
Механические характеристики сталей сведем в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Механические характеристики сталей
3.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса
Т.к. срок службы привода не ограничен, то принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса равный 1
Определяем предел контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и , который будет равен допускаемому контактному напряжению, т.к. коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса равны 1, то
Подставив числовые значения, получим
Расчет будем вести по меньшему из полученных значений для шестерни и колеса т.е. по менее прочным зубьям, следовательно
3.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
Т.к. срок службы привода не ограничен, то принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса равный 1
Определяем предел изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений и , который будет равен допускаемому напряжению изгиба, т.к. коэффициенты долговечности для зубьев шестерни и колеса равны 1
Подставляя числовые значения получим
Расчет модуля зацепления выполняется по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса, т.е. по менее прочным зубьям, следовательно
Проверочный расчет зубчатой передачи на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса.
3.4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Рассчитаем межосевое расстояние по формуле
где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи ;
- Коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36. Примем ;
Т 2 - вращающий момент на тихоходном валу, Н/м;
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм 2 ;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1.
Полученное значение межосевого расстояния округлим до 195 мм.
Рассчитаем модуль зацепления по формуле
где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи ;
d 2 - делительный диаметр колеса, мм;
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм 2 .
Рассчитаем делительный диаметр по формуле
Рассчитаем ширину венца колеса по формуле
Подставляя полученные значения в формулу (3.6), получим
Полученное значение модуля зацепления округлим до 2 мм.
Рассчитаем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Расчет фактического передаточного числа произведем по формуле
Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного
Отклонения фактического передаточного числа от заданного нет.
Расчет фактического межосевого расстояния
3.5 Расчет основных геометрических параметров передачи
Расчет делительного диаметра шестерни
Расчет диаметра вершин зубьев шестерни
Расчет диаметра впадин зубьев шестерни
Расчет делительного диаметра колеса
Расчет диаметра вершин зубьев колеса
Расчет диаметра впадин зубьев колеса
Рассчитанные данные сведем в таблицу 3.2.
Таблица 3.2 - основные геометрические параметры передачи
Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес
88 мм < 125мм, неравенство (3.23) выполняется.
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи равна
74,2 мм < 125 мм, неравенство (3.24) выполняется.
где К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи К=436;
F 1 - окружная сила в зацеплении, Н;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
Вычисляем окружную силу в зацеплении
Определяем коэффициент динамической нагрузки
По полученному значению окружной скорости определяем степень точности передачи, получаем 9.
Коэффициент динамической нагрузки равен =1,2.
Подставив числовые значения в формулу (3.27), получим
Полученная недогрузка 4,3 % < 10 %. Условие прочности выполняется.
Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса
b 2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;
F 1 - окружная сила в зацеплении, Н;
- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;
- Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1;
- коэффициент динамической нагрузки;
- коэффициент формы зуба колеса, =3,62;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых =1.
Определим коэффициент динамической нагрузки для степени точности 9 и окружной скорости 3,01 м/с, получим =1,5.
Подставив числовые значения в формулу (3,31), получим
Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни
Определим коэффициент формы зуба шестерни, учитывая, что число зубьев шестерни z 1 =39. =3,7.
Подставляя числовые значения в (3.32), получим
Напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса значительно меньше - это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.
Все вычисленные параметры зубчатой цилиндрической передачи внесем в таблицу 3.3.
Таблица 3.3 - параметры зубчатой цилиндрической передачи
Для изготовления валов редуктора назначаем сталь 40Х. Механические характеристики стали приведены в таблице 3.1.
4.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Допускаемые напряжения на кручение для расчета валов редуктора принимают заниженными: [ф] к =10…20 Н/мм 2 . Для быстроходного вала принимаем [ф] к =10 Н/мм 2 , для тихоходного вала принимаем [ф] к =20 Н/мм 2 .
Диаметр первой ступени быстроходного вала
Диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
, (4.2)
где t - высота буртика. Принимаем t=2,8 мм.
Выбираем диаметр d 2 =60 мм под подшипник легкой серии 212 со следующими характеристиками: d = 60 мм; D = 110 мм; B = 22 мм,
Диаметр третьей ступени под шестерню
где r - координата фаски подшипника. Примем r=3 мм.
Диаметр четвертой ступени под подшипник
d 4 =d 2 ; (4.4)
Длина третьей ступени определяется графически на эскизной компоновке.
где В - ширина шарикоподшипника, мм;
с - размер фаски, мм. Принимаем с=2мм.
где М к =Т - крутящий момент на валу, .
Принимаем d 2 =70 мм Под подшипник легкой серии 214 со следующими характеристиками: d = 70 мм; D = 125 мм; B = 24 мм,
где r - координата фаски подшипника. Примем r=3 мм.
Диаметр четвертой ступени под подшипник
d 4 =d 2 ; (4.12)
Длина третьей ступени определяется графически на эскизной компоновке.
где В - ширина шарикоподшипника, мм;
с - размер фаски, мм. Принимаем с=2 мм.
Длина пятой ступени определяется графически.
Диаметр пятой ступени упорной или под резьбу
где f - величина фаски ступицы. Принимаем f=2,5 мм.
Эскиз быстроходного вала изобразим на рисунке 4.1, эскиз тихоходного вала на рисунке 4.2.
Рисунок 4.1 - Эскиз быстроходного вала
Рисунок 4.2 - Эскиз тихоходного вала
Корпус и крышку редуктора изготовим литьём из серого чугуна.
Расчет толщины стенки крышки корпуса редуктора
Расчет толщины верхнего пояса корпуса редуктора
Расчет толщины пояса крышки редуктора
Расчет толщины нижнего пояса корпуса редуктора
Расчет толщины ребер жесткости корпуса редуктора
Расчет диаметра фундаментных болтов
Расчет ширины нижнего пояса корпуса редуктора
Расчет диаметра болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора
Расчет ширины пояса (ширины фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
Принимаем К = 28 мм. Ширину пояса К 1 назначают на 2…8 мм меньше К, принимаем К 1 =22 мм.
Расчет диаметра болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников
Расчет диаметра болтов для крепления крышек подшипников к редуктору
Диаметр отжимных болтов можно принять ориентировочно из диапазона 8…16 мм. Выберем Диаметр отжимных болтов равным 10 мм.
Расчет диаметра болтов для крепления крышки смотрового отверстия
Расчет диаметра резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора)
6.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала
Вычертим расчётную схему быстроходного вала (рисунок 6.1).
Определение сил в зацеплении и консольной силы
Расчет реакций опор в вертикальной плоскости
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях
Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости
Сроим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях
Определяем суммарные радиальные реакции и суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
6.2 Проверка пригодности подшипников легкой серии 212 быстроходного вала редуктора
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С гр , Н, с базовой С r , Н, или базовой долговечности L 10 h , ч, с требуемой L h , ч, по условиям
Расчетная динамическая грузоподъемность С гр , Н, определяется по формуле
где R E - эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
a 1 - коэффициент надежности, a 1 = 1;
a 23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, примем a 23 = 0,8;
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин.
Базовая долговечность L 10 h , ч, определяется по формуле
Расчет эквивалентной динамической нагрузки
где R a =F a - осевая нагрузка подшипника, Н;
R r - радиальная нагрузка подшипника, R r =R - суммарная реакция подшипника;
где С or - статистическая грузоподъемность, Н.
Исходя из значений определенных выше отношений (6.12) и (6.13), получим неравенство
где е - коэффициент влияния осевого нагружения.
Следовательно для определения эквивалентной динамической нагрузки выберем формулу
где R r - радиальная нагрузка подшипника, R r =3398,5 Н;
- температурный коэффициент, = 1.
Расчет динамической грузоподъемности и долговечности подшипника
Подставим рассчитанные выше значения в формулу (6.10)
Сравним полученное значение со значением базовой грузоподъемности кН
Следовательно подшипник легкой серии 212 пригоден.
Следовательно подшипник легкой серии 212 пригоден.
6.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала
Вычертим расчётную схему тихоходного вала (рисунок 6.2).
Расчет реакций опор в вертикальной плоскости
Следовательно, реакции опор определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях
Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости
Следовательно, реакции опор определены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях
Расчет суммарных радиальных реакций и суммарных изгибающих моментов
6.4 Проверка пригодности подшипников легкой серии 214 тихоходного вала редуктора
Пригодность подшипников легкой серии 214 тихоходного вала производят аналогично проверке пригодности подшипников легкой серии 212 быстроходного вала.
Расчет эквивалентной динамической нагрузки
где R r - радиальная нагрузка подшипника, R r =4584,4 Н;
- температурный коэффициент, = 1,
где n - частота вращения внутреннего кольца подшипника тихоходного вала, n=182,75 об/мин.
Сравним полученное значение со значением базовой грузоподъемности С r =61,8 кН
Следовательно подшипник легкой серии 214 пригоден.
7 Проверочный расчёт шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи.
7.1 Расчет шпонки под полумуфту на быстроходном валу
где F t - окружная сила на шестерне или колесе, Н;
где l p - рабочая длина шпонки, мм;
t 1 - глубина паза вала, принимаем t 1 = 5,5 мм.
где l - полная длина шпонки, мм. При известном диаметре выходного конца вала d = 50 мм. Примем l = 50 мм;
b, h - сечение шпонки, примем b = 14 мм, h = 9 мм.
Допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице и при ударной нагрузке = 75 Н/мм 2 .
Для быстроходного вала принимается шпонка ГОСТ 23360-78.
7.2 Расчет шпонки под полумуфту на тихоходном валу
Данный расчет ведется аналогично расчету шпонки под полумуфту на быстроходном валу.
При известном диаметре выходного конца тихоходного вала d = 60 мм, принимаем l = 60 мм; b = 18 мм; h = 11мм; t 1 = 7 мм.
Для выходного конца тихоходного вала принимается шпонка ГОСТ 23360-78.
Данный расчет ведется аналогично проведенным выше расчетам шпонок.
При диаметре третьей ступени тихоходного вала под колесо d = 85 мм, примем l = 70 мм; b = 22 мм; h = 14 мм; t 1 = 9 мм.
Аналогично расчетам шпонки быстроходного вала
Целью расчета является определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнение их с допускаемыми
На каждом валу наметим по два опасных сечения: одно - на третьей ступени под колесом (шестерней); второе - на 2-й ступени под подшипником опоры, смежной с консольной нагрузкой.
8.1 Уточненный расчет быстроходного вала
Определим источники концентрации напряжений в опасных сечениях
На второй ступени концентратором напряжений в опасном сечении является посадка подшипника с натягом. На третьей - ступенчатый переход галтелью между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени, т.к. , с буртиком, вычисляемым по формуле
Определим нормальные напряжения в опасных сечениях вала
где М - является суммарным изгибающим моментом в рассматриваемом сечении, ;
- осевой момент сопротивления сечения вала, мм 3 .
Определим касательные напряжения в опасных сечениях вала
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм 3 .
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала
где К у и К ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
К d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
К F - коэффициент влияния шероховатости.
Определим эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Для ступенчатого перехода галтелью между диаметром впадин шестерни и диаметром ступени
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения примем К d = 0,67.
Коэффициент влияния шероховатости примем К F =1,5.
Для посадки подшипника с натягом отношение, .
Подставим полученные значения коэффициентов в уравнение (8.9) и (8.10)
Определим пределы выносливости в расчетных сечениях вала
где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм 2 .
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях
Условие прочности для быстроходного вала выполняется.
8.2 Уточненный расчет тихоходного вала
Для тихоходного вала концентраторами напряжения в опасных сечениях вала будут: посадка подшипника с натягом (на второй ступени) и шпоночный паз (на третьей ступени).
Определим нормальные напряжения в опасных сечениях вала
где b - ширина шпоночного паза вала, b=22 мм;
Определим касательные напряжения в опасных сечениях вала
Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетных сечений вала
Определим эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Для посадки подшипника с натягом отношение
Для шпоночного паза К у2 =1,7 и К ф2 =2.
Коэффициент влияния шероховатости примем К F =1,5.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения примем К d = 0,67.
Подставим полученные значения коэффициентов в уравнение (8.22) и (8.23)
Определим пределы выносливости в расчетных сечениях вала по формулам (8.11) и (8.12)
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениямъ
Определим общий коэффициент запаса прочности в опасных сечениях по формуле (8.15)
9.1 Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора применим упругую втулочно-пальцевую муфту.
где К р - коэффициент режима нагрузки, примем К р = 1,8;
Т 1 - вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Н•м.
Диаметры выходных концов двигателя d дв = 55 мм, вала d 1 = 50 мм.
Выберем муфту по ГОСТ 21424 - 93 с номинальным вращающим моментом Т = 710 Н•м, для которой d = 55 мм; d 1 = 50 мм; l цил = 82 мм; l кон = 56 мм; D = 190 мм; L = 170 мм.
9.2 Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с приводным валом рабочей машины применим упругую втулочно-пальцевую муфту.
Диаметр выходного конца вала d 1 =60 мм.
Выберем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424 - 93 с номинальным вращающим моментом Т = 2000 Н•м, для которой d = 60 мм; l цил = =105 мм; l кон = 72 мм; D = 250 мм; L = 218 мм.
Внутренние кольца подшипников насаживаются на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6, а наружные кольца в корпус - по переходной посадке, значение которого соответствует полю допуска Н7.
Для ступицы детали, насаживаемой на выходной конец вала, и для ступицы зубчатого колеса принимаются посадки с натягом, значение которого соответствует полю допуска к6 и Н7/р6.
11 Выбор способа смазки, смазочные материалы
Для зубчатых передач с окружными скоростями от 0,3 до 12,5 м/с применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. При окружной скорости v = 3,01 м/с и контактном напряжении 491,26 Н/мм 2 выберем масло по ГОСТ 17479.4-87 И-Г-А-46 .
Объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности
Для контроля уровня масла выберем жезловой маслоуказатель.
Сливное отверстие установим в дне корпуса.
Подшипники будут смазываться из картера разбрызгиванием.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На ведущий вал насаживают роликоподшипники
В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колеса до упора в бурт вала; затем устанавливают роликоподшипники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
Ставят крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.
Регулируют подшипники и зубчатое зацепление.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.
Закладывают шпонки в выходные концы ведущего и ведомого валов.
С помощью муфт соединяют ведущий вал с валом электродвигателя, а ведомый с валом рабочей машины.
В курсовой работе рассчитан и спроектирован привод на основе цилиндрического прямозубого редуктора.
На основании кинематического расчета выбран электродвигатель АИР180М8 с номинальной мощностью 15кВт и частотой вращения 731 мин -1 .
Выбран материал для изготовления шестерни и колеса - сталь 40Х с термообработкой улучшение. Рассчитаны силы, действующие в зацеплении и проведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Определены основные геометрические размеры шестерни и колеса.
Выбран материал для изготовления валов - сталь 40Х с термообработкой улучшение. Выполнен проектный расчет валов. Для быстроходного вала выбраны подшипники легкой серии 212, а для тихоходного вала подшипники легкой серии 214. Выполнены эскизы валов.
Произведен расчет корпуса редуктора.
Проведен проверочный расчет подшипников, в результате которого подтвердилась пригодность предварительно выбранных подшипников.
Проведен уточненный расчет валов, в котором были определены коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях валов.
Выбраны шпонки и проведен проверочный расчет шпоночных соединений.
Выбран способ смазки зубчатого зацепления в редукторе и подобран сорт масла И-Г-А-46 по ГОСТ 17479.4-87.
Определен порядок сборки редуктора.
Выбор материала, назначение термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев колес. Коэффициент полезного действия червячной передачи. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Конструктивная разработка валов. Подбор шпонок, сборка редуктора. курсовая работа [211,9 K], добавлен 21.03.2014
Определение передаточных ступеней привода, вращающихся моментов на валах, угловых скоростей, консольных сил, допускаемых напряжений. Выбор твердости, термообработки, материала колес. Расчет клиноременной передачи, энергокинематических параметров привода. курсовая работа [1,7 M], добавлен 21.12.2012
Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт. курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012
Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников. курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012
Кинематический расчет электромеханического привода. Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора. Выбор материала и твердости колес. Расчет на прочность валов редуктора, подшипников. курсовая работа [8,5 M], добавлен 09.10.2011
Проектирование привода ленточного конвейера, расчет прямозубой цилиндрической передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчет шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений. курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.02.2012
Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес. курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Проект привода на основе цилиндрического прямозубого редуктора курсовая работа. Производство и технологии.
Коррупции Диссертация
Курсовая Работа Фото
Сочинение На Тему Образов Помещиков
Сочинение На Тему Как Володя Победил Врагов
Реферат: Уточнение требований к системе 6 Архитектура системы 8
Контрольная Работа Внешняя Политика Николая 1
Реферат: Jimmy Carter Essay Research Paper Jimmy Carter
Курсовая работа: Нейролінгвістичне програмування та стратегії моделювання успіху
Реферат: Закупочная логистика 3
Реферат: Методические рекомендации по предоставлению государственных услуг в электронном виде через Единый портал государственных и муниципальных услуг
Шпаргалки На Тему История Становления Российского Государства
Реферат по теме Офісні телефонні станції
Реферат по теме А В Колчак
Особенности Социальных Законов Организации Реферат
Handel And The Politics Of
Сочинение: Автор и его герои в романе «Обыкновенная история»
Контрольная работа: Проектирование полезащитных полос. Выращивание саженцев плодовых пород
Отчет по практике по теме Влияние уровня тревожности на склонность руководителя к риску
Возрастные И Гендерные Особенности Дружбы Реферат
Я Осенний Лист Сочинение Миниатюра
Методики расчета аудиторского риска - Бухгалтерский учет и аудит курсовая работа
Ромбическая антенна - Коммуникации, связь, цифровые приборы и радиоэлектроника контрольная работа
Западничество и славянофильство и выбор пути развития русской культуры - Культура и искусство реферат