Общего и специального назначения.
Редукторы общего назначения могут применяться во многих случаях и отвечают общим требованиям. Специальные же редукторы имеют нестандартные характеристики подходящие под определенные требования.

Классификация, основные параметры редукторов

В зависимости от типа зубчатой передачи редукторы бывают цилиндрические, конические, волновые, планетарные, глобоидные и червячные . Широко применяются комбинированные редукторы, состоящие из нескольких совмещенных в одном корпусе типов передач (цилиндро-конические, цилиндро-червячные и т.д.).

Конструктивно редукторы могут передавать вращение между перекрещивающимися, пересекающимися и параллельными валами.
Так, например цилиндрические редукторы позволяют передать вращение между параллельными валами, конические - между пересекающимися, а червячные - между пересекающимися валами.

Общее передаточное число может достигать до нескольких десятков тысяч, и зависит от количества ступеней в редукторе. Широкое применение нашли редукторы, состоящие из одной, двух или трех ступеней, при чем они могут, как описывалось выше, совмещать разные типы зубчатых передач.

Ниже представлены наиболее популярные виды редукторов , серийно выпускаемые промышленностью.

Цилиндрические редукторы

Конические и цилиндро-конические редукторы

Конические и цилиндро-конические редукторы передают момент между пересекающимися или скрещивающимися валами. В редукторах применяются шестерни в виде конуса с прямыми или косыми зубами. Конические редукторы имеют большую плавность зацепления, что позволяет им выдерживать большие нагрузки. Редукторы могут быть одно-, двух- и трехступенчатыми. Большое распространение получили цилиндро-конические редукторы , где общее передаточное отношение может достигать 315. Быстроходный и тихоходный валы редуктора могут располагаться горизонтально и вертикально. По типу кинематической схемы конические и цилиндро-конические редукторы могут быть развернутые или соосные.

На рисунке ниже представлены кинематические схемы конических редукторов:

А) Реверсивный конический редуктор. Смена направления вращения достигается установкой зубчатого колеса с противоположенной стороны конической шестерни.

Б) Реверсивный конический редуктор. Конические шестерни вращаются в разных направлениях. Подключение тихоходного вала к одной из конических шестеренок происходит за счет кулачковой муфты.

В) Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор. Быстроходный и тихоходный валы находятся под прямым углом в одной плоскости.

Г) Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор. Входной и выходные валы перекрещиваются и лежат в разных плоскостях.

Д) Трехступенчатый коническо-цилиндрический редуктор. Быстроходный и тихоходный валы находятся под прямым углом в одной плоскости.

Е) Трехступенчатый коническо-цилиндрический редуктор. Промежуточная и тихоходная цилиндрическая передача собраны по соосной схеме.

Конические редукторы широко используются в изделиях, где требуются передать высокий момент под прямым углом. В отличие от червячных редукторов, конические редукторы не имеют быстро изнашиваемого бронзового колеса, что позволяет работать им в тяжелых условиях длительное время. Также важным отличием является обратимость, возможность передавать вращение от тихоходного вала к быстроходному валу. Обратимость позволяет разгрузить редукторный механизм в отличие от червячного редуктора, что позволяет использовать конический редуктор в установках с высокой инерцией.

Классификация редукторов в зависимости от вида передач и числа ступеней:

Тип редуктора	Количество ступеней	Тип механической передачи	Расположение тихоходного и быстроходного валов
Цилиндрический	Одна ступень Тип механической передачи Зазор, соотношение и размер обеспечивают инженерам предварительный выбор коробки передач. Но выбор правильной коробки передач также предполагает несущую способность, крутильную жесткость, ударные нагрузки, условия окружающей среды, рабочий цикл и срок службы. С механической точки зрения редукторы стали частью аксессуаров для сервомоторов. Для правильной работы редукторов и обеспечения инженеров балансом производительности, срока службы и стоимости, калибровкой и выбором следует определять со стороны нагрузки обратно на двигатель, а не на двигатель.	Одна или несколько цилиндрических передач	Параллельное
	Две ступени; три ступени		Параллельное или соосное
	Четыре ступени		Параллельное
Конический	Одна ступень	Одна коническая передача	Пересекающееся
Коническо-цилиндрический Как циклоидальные, так и планетарные редукторы подходят в любой отрасли, где используются сервоприводы или шаговые двигатели. И хотя оба являются эпициклическими редукторами, различия между большинством планетарных редукторов больше связаны с геометрией шестерен и производственных процессов, а не с принципами работы. Но циклоидные редукторы более разнообразны и мало чем отличаются друг от друга. В каждом случае есть преимущества, и инженеры должны учитывать сильные и слабые стороны при выборе одного из них. Впервые сотрудничество, мы принимаем пробный образец. Вопрос: Можем ли мы использовать наш собственный бренд на двигателях? Шпоры являются наиболее распространенным типом. Контакт зуба в основном прокатывается, при этом происходит скольжение во время зацепления и разъединения. Некоторый шум нормальный, но он может стать нежелательным на высоких скоростях. Зубчатые передачи являются наиболее часто используемыми передачами на рынке. Эти шестерни применяются для изменения силы и скорости вращающейся оси.		Одна коническая передача и одна или несколько цилиндрических передач	Пересекающееся или скрещивающееся
Червячный	Одна ступень; две ступени	Одна или две червячные передачи	Скрещивающееся
			Параллельное
Цилиндрическо-червячный или червячно-цилиндрический Эти шестерни имеют прямые зубы. Они обычно устанавливаются на параллельных валах. В наши дни в основном форма зуба основана на эвольвентной кривой. Для создания больших редукторов передач многие зубчатые передачи используются вместе. Внутренние цилиндрические шестерни не сильно отличаются от обычных зубчатых колес. Эти шестерни по внешнему виду показывают поверхность шага, которая является цилиндрической. Здесь зуб параллелен оси. В случае с внутренними зубчатыми передачами шестерни расположены внутри, чтобы сделать внутренний контакт.	Две ступени; три ступени	Одна или две цилиндрические передачи и одна червячная передача	Скрещивающееся
Планетарный	Одна ступень; две ступени; три ступени	Каждая ступень состоит из двух центральных зубчатых колес и сателлитов
Цилиндрическо-планетарный Конические и цилиндро-конические редукторы Он также упоминается в основном как кольцевые шестерни. Выходное вращение, создаваемое зубчатыми колесами, направлено так же, как и входное вращение. Они имеют свои зубы, вырезанные на внешней поверхности сопрягаемых цилиндрических колес. В то время как большее колесо упоминается как шестерня, а меньшее колесо известно как шестерня. Одинарная ступень редукции - это самый простой тип расположения одной пары цилиндрических зубчатых передач. Здесь выходное вращение находится в противоположном направлении от входа.	Две ступени; три ступени; четыре ступени	Сборка из одной или нескольких цилиндрических и планетарных передач	Параллельное или соосное
Коническо-планетарный	Две ступени; три ступени; четыре ступени		Пересекающееся
Червячно-планетарный	Две ступени; три ступени; четыре ступени В других устройствах на несколько ступеней может быть достигнуто более высокое чистое сокращение, когда ведомая шестерня жестко соединена с третьей шестерней. Эта третья передача, в свою очередь, управляет четвертой передачей. Это служит идеальным выходом для второго этапа. Таким образом, много выходных скоростей на разных валах производятся с одного единственного входного вращения. Определяем общее передаточное отношение привода На приведенном ниже изображении показана внутренняя часть внешних шпонок. В пределах ограниченного расстояния по центру цилиндрические шестерни обеспечивают положительный привод с постоянной скоростью, скорость которого может быть увеличена или уменьшена за счет увеличения или уменьшения количества зубьев в приводной передаче. Как описано и рассчитано одноступенчатое цилиндрическое зубчатое колесо. Каковы характеристики промежуточной передачи? Как определить коэффициент перевода?	Сборка из одной конической и планетарных передач	Скрещивающееся
Волновой	Одна ступень	Одна волновая передача

Конструкция и назначение редуктора

Механизм, служащий для понижения угловой скорости и одновременно повышающий крутящий момент, принято называть редуктором. Энергия вращения подводится на входной вал редуктора, далее в зависимости от передаточного отношения на выходном валу получаем пониженную частоту и увеличенный момент.

В состав редуктора в зависимости от типа механической передачи обычно входят зубчатые или червячные пары, центрирующие подшипники, валы, различные уплотнения, сальники и т.д. Элементы редуктора помещаются в корпус, состоящий из двух частей – основания и крышки. Рабочие механизмы редуктора при работе непрерывно смазываются маслом путем разбрызгивания, а в отдельных случаях применяется принудительный насос, помещенный внутрь редуктора.

Существует огромное количество различных типов редукторов, но наибольшую популярность получили цилиндрические, планетарные, конические и червячные редукторы. Каждый тип редуктора имеет свои определенные преимущества и недостатки, которые следует учитывать при конструировании оборудования. Основными же критериями для подбора редуктора являются определение необходимой мощности или момента нагрузки, коэффициента редукции (передаточного отношения), а также монтажного расположения источника вращения и рабочего механизма.

Особенности редукторов по виду механических передач

Мировой промышленностью выпускается огромное количество редукторов и редукторных механизмов различающихся по типу передачи, вариантам сборки и т.д. Рассмотрим основные типы механических передач, их особенности и преимущества.

– является самой надежной и долговечной из всех видов зубчатых передач. Данная передача применяется в редукторах, где требуется высокая надежность и высокий КПД. Цилиндрические передачи обычно состоят из прямозубых, косозубых или шевронных зубчатых колёс.

а) Прямозубая цилиндрическая передача

б) Косозубая цилиндрическая передача

в) Шевронная цилиндрическая передача

г) Цилиндрическая передача с внутренним зацеплением

Конические передачи – обладают всеми преимуществами цилиндрических зубчатых передач и применяются в случае перекрещивания входного и выходного валов.

а) Коническая зубчатая передача с прямым зубом

б) Коническая зубчатая передача с косым зубом

в) Коническая зубчатая передача с криволинейным зубом

г) Коническая гипоидная передача

– позволяет передавать кинетическую энергию между пересекающимися в одной плоскости валами. Основными преимуществами данной передачи является высокий показатель передаточного отношения, самоторможение, компактные размеры. Недостатками являются низкий КПД, быстрый износ бронзового колеса, а также ограниченная способность передавать большие мощности.

Гипоидная передача – она же спироидная состоит из конического червяка и диска со спиральными зубьями. Ось червяка значительно смещена от оси конического колеса, благодаря чему число зубьев одновременно входящих в зацепление в несколько раз больше чем у червячных передач. В отличие от червячной пары в гипоидной передаче линия контакта перпендикулярна к направлению скорости скольжения, что обеспечивает масленый клин и уменьшает трение. Благодаря этому КПД гипоидной передачи выше, чем у червячной передачи на 25%.

а) Червячная передача с цилиндрическим червяком

б) Червячная передача с глобоидным червяком

в) Спироидная передача

г) Тороидно-дисковая передача

д) Тороидная передача внутреннего зацепления

– прототипом является планетарная передача с небольшой разницей количества зубов сателлита и неподвижного колеса. Волновая передача характеризуется высоким показателем передаточного отношения (до 350). Основными элементами волновой передачи являются гибкое колесо, жесткое колесо и волновой генератор. Под действием генератора гибкое колесо деформируется и происходит зацепление зубьев с жестким колесом. Волновые передачи широко применяются в точном машиностроении благодаря высокой плавности и отсутствия вибраций во время работы.

1) Зубчатое колесо с внутренними зубьями

2) Гибкое колесо с наружными зубьями соединенное с выходным валом редуктора

3) Генератор волн

Количество ступеней редуктора

Число ступеней редуктора напрямую влияет на передаточное отношение. В червячных редукторах наиболее распространены одноступенчатые пары. Цилиндрические же редукторы, состоящие из одной ступени, применяются реже, чем двух- или трехступенчатые редукторы. В производстве редукторов все чаще применяются комбинированные передачи, состоящие из разных типов передач, например коническо-цилиндрические редукторы.

Входные и выходные валы редукторов

В редукторах обычно применяются обычные прямые валы, имеющие форму тел вращения. На валы редукторов действуют внешние нагрузки, консольные нагрузки и усилия преодоления зацеплений. Крутящий момент на валу определяется рабочим крутящим моментом редуктора или реактивным крутящим моментом привода. Консольная нагрузка определяется способом соединения редуктора с двигателем, зависит от радиального или осевого усилия на вал. В ряде машин, к которым предъявляются особые требования в отношении габаритов или веса используются редукторы с полым валом. Полый вал редуктора позволяет располагать вал исполнительного механизма внутри редуктора, тем самым отпадает необходимость использовать переходные полумуфты и т.п.

Срок службы редуктора

Срок службы редуктора зависит от правильных расчетов параметров действующей нагрузки. Также на длительность работы влияет своевременное профилактическое обслуживание редуктора, замена масла и сальников. Регулярный профилактический осмотр позволит избежать незапланированного ремонта или замену редуктора. Уровень масла контролируется через смотровое окно в редукторе и при необходимости доливается до нужного уровня.

Ниже приведена таблица зависимости срока службы редуктора от типа передачи:

Устройство редуктора

Основными элементами редуктора являются:

1. Прошедшие обработку зубчатые колеса с зубьями высокой твердости . Материалом обычно служит сталь марки (40Х, 40ХН ГОСТ 4543-71). В планетарных редукторах шестерни и сателлиты изготовлены из стали марки 25ХГМ ГОСТ 4543-71. Зубчатые венцы из стали 40Х. Червячные валы изготавливаются из стали марки ГОСТ 4543-71 – 18ХГТ, 20Х с последующей цементацией рабочих поверхностей. Венцы червячных редукторов изготавливают из бронзы Бр010Ф1 ГОСТ 613-79. Гибкое колесо волнового редуктора изготовлено из кованой стали 30ХГСА ГОСТ 4543-71.
2. Валы (оси) быстроходные, промежуточные и тихоходные . Материалом является - сталь марки (40Х, 40ХН ГОСТ 4543-71). В зависимости от варианта сборки выходные валы могут быть одно- и двухконцевыми, а также полыми со шпоночным пазом. Выходные валы планетарных редукторов изготовлены заодно с водилом последней ступени. Материалом служит чугун или сталь.
3. Подшипниковые узлы . Используются подшипники качения воспринимающие большие осевые и консольные нагрузки. Применяются обычно конические роликоподшипники.
4. Шлицевые, шпоночные соединения . Шлицевые соединения чаще применяются в червячных редукторах (выходной полый вал). Шпонки применяются для соединения валов с зубчатыми колесами, муфтами и другими деталями.
5. Корпуса редукторов . Корпуса и крышки редукторов выполняются методом литья. В качестве материалов используется чугун марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79 или сплав алюминия АЛ11. Для улучшения отвода тепла корпуса редукторов снабжаются ребрами.

Методика выбора редуктора в зависимости от нагрузки

Методика выбора редуктора заключается в грамотном расчете основных параметров нагрузки и условий эксплуатации.

Технические характеристики описаны в каталогах, а выбор редуктора делается в несколько этапов:

• выбор редуктора по типу механической передачи
• определение габарита (типоразмера) редуктора
• определение консольных и осевых нагрузок на входной и выходной валы
• определение температурного режима редуктора

На первом этапе конструктор определяет тип редуктора исходя из заданных задач и конструктивных особенностей будущего изделия. На этом же этапе закладываются такие параметры как: передаточное отношение, количество ступеней, расположение входного и выходного валов в пространстве.

На втором этапе следует определить межосевое расстояние. Исходные данные на каждый тип редуктора можно найти в каталоге. Следует помнить, что межосевое расстояние влияет на способность передать момент от двигателя к нагрузке.

Консольные и осевые нагрузки определяются уравнениями, а потом сравниваются со значениями в каталоге. В случае превышения расчетных нагрузок, на какой либо вал, редуктор выбирается на типоразмер выше.

Температурный режим определяется во время работы редуктора. Температура не должна превышать + 80° гр. при длительной работе редуктора с действующей нагрузкой.

Как выбрать редуктор?

Выбор редуктора должен производить квалифицированный сотрудник т.к. неправильные расчеты могут привести к поломке редуктора или сопутствующего оборудования. Грамотный выбор редуктора поможет избежать дальнейшие затраты на ремонт и покупку нового привода. Основными параметрами для выбора редуктора как было сказано выше, являются: тип редуктора, габарит или типоразмер, передаточное отношение, а также кинематическая схема.

Определить габарит редуктора можно с помощью каталога, где указаны максимальные значения крутящего момента для каждого типоразмера. Момент действующей нагрузки на редуктор определяется следующим выражением:

где:
M2 - выходной момент на валу редуктора (Н/М)
P1 - подводимая мощность на быстроходном валу редуктора (кВт)
Rd - динамический КПД редуктора (%)
n2

Частоту вращения тихоходного вала n2 можно определить, зная значения передаточного отношения редуктора i , а также значения скорости быстроходного вала n1 .

где:
n1 - частота вращения быстроходного вала (об/мин)
n2 - частота вращения тихоходного вала (об/мин)
i - передаточное отношение редуктора

Еще одним важным фактором, который следует учитывать при подборе редуктора, является величина – сервис фактор (s/f). Сервис фактор sf – это отношение максимально допустимого момента M2 max указанного в каталоге к номинальному моменту M2 зависящего от мощности двигателя.

где:
M2 max - максимально допустимый момент (паспортное значение)
M2 - номинальный момент на валу редуктора (зависит от мощности двигателя)

Значение сервис фактора (s/f) напрямую связан с ресурсом редуктора и зависит от условий работы привода.

При работе редуктора с нормальной нагрузкой, где число стартов не превышает 60 пусков в час - сервис фактор может выбираться: sf = 1.

При средней нагрузке, где число стартов не превышает 150 пусков в час - сервис фактор выбирается: sf = 1,5.

При тяжелой ударной нагрузке с возможностью заклинивания вала редуктора сервис фактор выбирается: sf = 2 и более.

Передаточное отношение и как его определить?

Основное назначение любого редуктора понижение угловой скорости подводимой на его входной вал. Значения выходной скорости определятся передаточным отношением редуктора. Передаточное отношение редуктора - это отношение скорости входного вала к скорости выходного вала.

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

хорошую работу на сайт">

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

Введение

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии - станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем.

В целях решения этой задачи необходимо совершенствовать ремонтное производство, обеспечивая надежную работу машин и оборудования во всех отраслях народного хозяйства. Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Именно в нем материализуется научно - техническая идея, создаются новые системы машин, определяющие прогресс в других отраслях экономики.

Перед машиностроителями поставлена задача: резко повысить технико-экономический уровень и качество своей продукции, перейти на выпуск самых новейших машин, станков, приборов.

Первоочередное развитие получают такие отрасли машиностроения, как станкостроение, электротехническая промышленность, микроэлектроника, вычислительная техника и приборостроение, вся индустрия информатики - подлинные катализаторы научно технического прогресса. Темпы прироста выпуска продукции этих отраслей намечены в 1,3…1,6 раза выше по сравнению со средними по машиностроению в целом.

В настоящее время создан и получает распространение принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность - автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро приспособляющихся к изменяющимся условиям работы.

Белорусское производство принимает организационные и экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники и ее внедрения в производство.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных в отдельном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц - цилиндрическая, К - коническая, Ч - червячная.

Горизонтальный одноступенчатый редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ2185-66 U max =12,5

Выбор горизонтальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1Определяем общий КПД привода:

? общ = ? рем? ред ·? 2 подш;

По таблице 1.1 принимаем:

? цепн = 0.925;

? ред = 0.975;

? подш = 0.925;

? общ = 0.925· 0.975 · 0.925 2 = 0.77.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

P тр = Fх / ? общ = (2.2· 1.0) / 0.77 = 2.857 кВт.

1.3 Определяем угловую скорость барабана:

х = щR = щD / 2;

щ = 2х / D = (2 · 1.0) / 0.36 = 5.555 (рад/с);

частота вращения барабана

щ = рn / 30;n б = (30 · щ) / р = (30 · 5.555) / 3.14 = 53.073 (об/мин).

1.4 Определяем общее передаточное отношение привода:

U общ = U рем · U ред;

По таблице 1.2 принимаем

U цепн = 4;U ред = 4;

U общ = 4 · 4 = 16.

1.5 Определяем частоту вращения вала двигателя:

n дв = U общ · n б;

n дв = 16 · 53.073 =849.168 (об/мин).

1.6 По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А(ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 3.0 кВт и частотой вращения n = 1000 об/мин типоразмером 112МА6.

1.7 Уточняем общее передаточное отношение привода:

U общ = n дв / n б = 1000 /53.073 = 18.841;

оставляем U ред = 4, тогда

U цепн = U общ / U ред = 18.841 / 4 = 4.71;

1.8 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:

n 1 ред = n дв = 1000 (об/мин);

==рn · дв /30=3.14·1000/30=104.6(рад/с);

n 2 ред = n 1 ред / U ред =1000/4=250(об/мин);

щ 2 ред =рn·n 2 ред /30=3.14·250/30=26.16(рад/с);

n 1цепн =n 2 ред =250(об/мин);

щ 1 цепн =щ 2 ред =26.16(рад/с);

n 2 цепн =n 1цепн /U цепн =250/4.71=53.07(об/мин);

щ 2 цепн =щ = рn·n 2 цепн / 30=3.14·53.07/ 30=5.55(рад/с);

1.9 Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Т дв = Р дв / щ дв = 3 · 10 3 / 104.67 = 28.66 · 10 3 (Н · мм);

Т 1цепн = Т дв = 28.66 · 10 3 (Н · мм);

Т 2 цепн = Т 1 цепн · U ред · ? ред = 28.66 · 10 3 · 4 · 0.975 = 109.21 10 3 (Н мм)

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала зубчатых колес:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (таб. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB200.

2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения:

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле:

[у H ] = у Hlimb K HL / ;

где у Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Из таблицы 3.2 гл.III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

у Hlimb = 2HB + 70

K HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K HL = 1; коэффициент безопасности = 1.10.

для шестерни

[у H 1 ] = ((2HB 1 + 70) · K HL) / = ((2 · 230 + 70) ·1) / 1.1 ? 482(МПа).

для колеса

[у H 2 ] = ((2HB 2 + 70) · K HL) / = ((2 · 200 + 70) ·1) / 1.1 ? 428 (МПа).

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у H ] = 0.45 · (482 + 428) = 410 (МПа).

2.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

a щ = K a · (u + 1);

где для прямозубых колес К а = 49.5, а передаточное число нашего редуктора U = 4.

К HB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К HB = 1.15.

ш ba - коэффициент ширины зубчатого венца. Принимают для шевронных колес ш ba = 0.5

а щ = 49.5(4 + 1)= 118.8 (мм);

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185 - 66 ближайшее значение

а щ = 125 (мм).

2.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

m n = (0.01 ч 0.02) · a щ = (0.01 ч 0.02) · 125 = 1.25 ч 2.5(мм),

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m n = 2 (мм).

2.5. Определяем геометрические параметры зубчатых колес.

определяем число зубьев шестерни и колеса:

z ? =2a щ /m=2·125/2=125;

z 1 =z ? /(u+1)=125/(4+1)=25;

z 2 = z ? -z 1 =125-25=100.

2.6. Фактическое передаточное число

u=z 2 /z 1 =100/25=4.

2.7. Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d 1 = m·z 1 = 2 · 25= 50 (мм);

d 2 = m·z 2 = 2 · 100= 200 (мм);

Проверка:

а щ = (d 1 + d 2) / 2 = 50 + 200 / 2 = 125 (мм).

диаметры вершин зубьев

d a 1 = d 1 + 2m n = 50 + 2 · 2 = 54 (мм);

d a 2 = d 2 + 2m n = 200 + 2 · 2 = 204 (мм),

диаметры впадин зубьев

df1 = d 1 - 2.5 m = 50-5 = 45 (мм);

df2 = d 2 - 2.5 m = 200-5 = 195 (мм);

ширина колеса

b 2 = ш ba · a щ = 0.4 · 125 = 50 (мм);

ширина шестерни

b 1 = b 2 + 4 = 50 + 4= 54 (мм).

2.7 Окружная скорость колес и степень точности передачи:

х = d 2 щ/2= (0.2· 26.16) / 2= 2.61 (м/с);

По табл. 8.2 принимаем 8-ю степень точности изготовляемых колёс.

2.8. Силы, действующие в зацеплении:

окружная F t = 2T 2 / d 2 = 2 · 109.21 · 10 3 / 200 = 1092.1 (H);

радиальная F r = F t · tgб = 1092.1 ·tg 20? = 397.49 (H).

2.9 Принимаем коэффициенты динамической нагрузки: K Hх =1.2; K Fх =1.4.

2.10. Расчётное контактное напряжение:

394.59<[у] H 2 =482.

2.11. Коэффициенты формы зуба по табл. 9.3 не корригированного(ч=0) зацепления:

для шестерни z 1 =25, Y F 1 =3.90;

для колеса z 2 =100,Y F 2 =3.61.

2.12. Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зубьев:

у F 1 = Y F 1 (F t /b 2 m) K Hв K Hх =3.61·(1092.1/(50·2)·1.0·1.4=55.16МПа <[у] F 1 =

у F 2 = у F 1 ·Y F 2 /Y F 1 =55.16·3.90/3.61=59.59МПа < [у] F 2 =237 МПа;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1 Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф k ] = 25 МПа по формуле:

d В1 = 3 v16T k 1 / (р [ф k ]) = 3 v16 · 28 · 10 3 / (3.14 · 25) ? 15.97 (мм);

Из стандартного ряда принимаем

d В1 = 18(мм), диаметр вала под подшипниками принимаем d п1 = 20 (мм).

Шестерню выполним за одно целое с валом

3.2 Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [ф k ] = 20 МПа.

Диаметр выходного вала:

d В2 =30.30 (мм);

Конструкция ведущего вала

Размещено на http://www.allbest.ru/

Из стандартного ряда принимаем:

d В2 = 32 (мм), диаметр вала под подшипниками принимаем d П2 =35 (мм),по зубчатым колесомd К2 = 40(мм).

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Конструкция ведомого вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют заодно с валом; ее размеры определены выше:

d 1 = 50 (мм); da1=54 (мм); b 1 = 54 (мм);

Колесо кованное: d 2 = 200 (мм); da 2 = 204 (мм); b 2 = 50 (мм);

Диаметр ступицы d ст = 1.6 · d k 2 = 1.6 · 40 = 64 (мм);

Длинна ступицы l ст (1.2 ч 1.5) · d k 2 = (1.2 ч 1.5) · 40 = 48 ч 60 (мм); принимаем l ст = 64 (мм).

Толщина обода д о = (2.5 ч 4) · m n = (2.5 ч 4) · 2 = 5 ч 8 (мм), принимаем д о = 8 мм.

Толщина диска С = 0.3 b 2 =0.3 · 50 = 15мм.

Диаметр отверстий:

D о = df 2 - 2 д о = 195 - 2 · 8 = 195 - 16 = 179 мм

d отв = (D о -d ст) / 4= (179 - 64) / 4 = 28.75 мм

Принимаем d отв = 28 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0.025 · а щ + 1 = 0.025 · 125+ 1 = 4.12 (мм), принимаем д = 8 мм.

д 1 = 0.02 · а щ + 1 = 0.02 · 125 + 1 = 3.5 (мм), принимаем д 1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b = 1.5д = 1.5 · 8 = 12 (мм);

b 1 = 1.5д 1 = 1.5 · 8 = 12 (мм);

Нижнего пояса корпуса:

p = 2.3д = 2.3 · 8 = 19 (мм);

принимаем p = 20 (мм).

Диаметр болтов:

Фундаментных

d 1 = (0.03 ч 0.036) · a щ + 12 = (0.03 ч 0.036) 125 + 12 = 15.75 ч 16.5 (мм);

принимаем болты с резьбой М16;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d 2 = (0.7 ч 0.75) · d 1 = (0.7 ч 0.75) 18 = 12.8 ч 13.5 (мм);

принимаем болты с резьбой М14;

Соединяющих крышку с корпусом

d 3 = (0.5 ч 0.6) · d 1 = (0.5 ч 0.6) 18 = 9 ч 10.6 (мм);

принимаем болты с резьбой М10.

Принимаем диаметры болтов крышки закрывающих подшипники с резьбой М8, М16.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. привод вал шестерня колесо

Компоновочный чертеж выполняют в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1: 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине места параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а щ = 125 мм.

Вычерчиваем упрощенно 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:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А 1 =1.2д=9.6; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = д=8;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = д=8; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d П1 = 20мм и d П2 = 35 мм.

Таблица 5.1

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем масло удерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8ч12 мм, принимаем y = 10 мм.

Измерением находим расстояние на ведущем валу L 1 =137 мм и на ведущем L 2 =140 мм

Примем окончательно L 1 = L 2 =140 мм

7. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Из предыдущих расчетов имеем F t =1092.1Н, F r =397.49Н, l 1 =140мм

Реакции опор:

R x 1 =R x 2 =F t /2=2692/2=1346Н

В плоскости YZ

R y 1 = (F r /2)=(888.4/2)=444.2Н

Проверка:

R y 1 + R y 2 -F r =444.2+444.2 - 888.4=0

Суммарные реакции:

P r 1 =vR 2 x 1 +R 2 y 1 = v1346 2 +444.2 2 = 1417.4Н

P r 2 =vR 2 x 2 +R 2 y 2 =v1346 2 +444.2 2 Н

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре 1. Намечаем роликоподшипники легкой серии 32207А:

D = 35мм; D = 72мм; В = 17мм; С = 48.4кН; С 0 = 26.5кН.

P э = (XVP r1 +YP б)K б · K т =1854.6Н

L = (C/P э) 3 = (48400/1854.6) 3 = 17779.6 млн.об

Расчетная долговечность, ч:

L n = L 10 6 /60 n=17779.6 10 6 /60 1000=296.32 10 3 ч.

Что больше установленный ГОСТ 16162 - 85

Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий: F t =2692Н, F r =888.4, l 1 =140мм

Реакция опор:

в плоскости XZ

R x3 =R x4 =F t /2=2692/2=1346Н

в плоскости YZ

R y3 =1/2L 2 ((F r L 2 -F б · d 2 /2)= 1/(2 · 62) · (1458 · 62-2154 · 256/2)= - 1482Н

Знак „-” указывает на то, что сила направлена в противоположную от выбранного нами направления

R y4 =1/2L 2 (F r L 2 +F б · d 2 /2)= 1/(2 · 62) · (1458 · 62+2154 · 256/2) = 2940Н

Проверка:

R y3 +R y4 -F r = - 1482+2940 - 1458=0

Суммарные реакции:

P r3 =vR x3 2 +R y3 2 = v1690 2 +(- 1482) 2 = 2248Н

P r4 =vR x4 2 +R y4 2 = v1690 2 +2940 2 = 3391Н

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 4.

Намечаем роликоподшипник легкой серии 32210А:

d=30мм; D=90мм; В=20мм; С=64.4кН; С 0 =37.5 кН

Отношение F б / С 0 =2154/37500=0.05744, соответственно e=0.26

Отношение F б /P r 4 =2154/3391=0.6352, следовательно X=0.56 Y=1.71

P э =(XVP r 4 +Y P б)K б · K т =(0.56 1 3391+1.71 2154) 1 1.05=5861Н

Расчетная долговечность, млн.об:

L=(C/P э) 3 (64400/5861) 3 =1326 млн.об

Расчетная долговечность, ч:

L h =L*10 6 /60 · n=1326 · 10 6 /60 · 47 = 470 · 10 3 ч

Где n = 47 об/мин - частота вращения ведомого вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать ресурс работы самого редуктора (36000ч.), но не должен быть менее 10000ч. В нашем случае подшипники ведущего вала 32207А имеют ресурс Lh=24 · 10 3 ч, а подшипники ведомого вала 32210А Lh=470 · 10 3 ч.

8. Второй этап компоновки редуктора

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

Примерный порядок выполнения следующий.

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

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние 1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки.

Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников с мнительными прокладками (толщиной -- 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образам в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала заголовки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки -- с другой; место перехода вала от диаметра к другому смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);

б) отложив от середины редуктора расстояние /2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживаюшие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

Переход между диаметрами смещаем на 2 -- 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!).

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

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстоянии уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

9. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями .

Ведущий вал

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. Материал вала тот же, что л для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка -- улучшение.

По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dа1=68 мм) среднее значение д b = 930МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

д -1 ?0.43 дb=0.43 · 930=340 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений ф?0.58 д -1 =0.58 · 340= 197 МПа.

Сечение А~А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

S=S T = ф -1 /(k ф /E ф · ф v)+ш ф фm

Где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

Ф u = ф m = ф max /2=T 1 /2W k

При d=30 мм, b=8мм, t 1 =4мм

ф v = ф m =108.13 · 10 3 /2 · 4827=11.205 МПа

Принимаем kф=1.9, Eф?0.77 шф?0.1

S=Sф=197/((1.9/0.77) · 11.205+(0.1 · 11.205))=6.85

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости

Ведомый вал

Материал вала - сталь 445 нормализованная; д в =830 МПа

Пределы выносливости д -1 =0.43 · 830=357 МПа

ф -1 =0.58 · 357=207 МПа

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 52 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: к д =1.90 и к ф =1.9, масштабные факторы Е = 0.77; Е ф = 0.77, коэффициенты ш д?0.25 и ш ф? 0.1

Крутящий момент

Т 2 = 421.71 10 3 Нмм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М?=R x3 L 2 =1690 · 140=104.78 · 10 3 Н*мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М??=R y3 · L 2 +F б · d 2 /2=1482 · 140+2154 · 256/2=368 · 10 3 Н · мм

Суммарный изгибающий момент

М А-А =v(104.78 · 10 3) 2 +(368 · 10 3) 2 =382 · 10 3 Н · мм

Момент сопротивления кручению (d=30мм; В=8мм; t 1 =4мм)

W k =рd 3 /16-Bt 1 · (d-t 1) 2 /2d=3.14 · 30 3 /16-8 · 4 · (30-4) 2 /30 · 2=4827мм 3

Момент сопротивления изгибу

W= рd 3 /32- Bt 1 · (d-t 1) 2 /2d=3.14 · 30 3 /32-8 · 4 · (30-4) 2 /30 · 2 = 2178

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф v = ф m =T 2 /2W k =421/86 · 10 3 /2 · 4827=43.7 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у х =(М А-А)/W=382 · 10 3 / 2178?175.4 МПа; среднее значение у m =0

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S у =у-1/(K у /E у)у х +ш у у m =357/(1,9/0.77) · 11.205) + 0,25 · 10 ? 12.9

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S ф =ф-1/(K ф /E ф) фх +ш фф m =207/((1.9/0.77) · 43.7+0.25 · 43.7)=1.74

Результирующий коэффициент запаса прочности

S= (S у · S ф)/ v S у 2 · S ф 2 = (12.9 · 1.74) / v 12.9 2 +1.74 2 = 1.724

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными горцами Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок -- по ГОСТ 23360--78

Материал шпонок -- сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле

д max см =2т/d(h-f 1)(L-b)<[ д см ]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [д см ] = =50ч70МПа.

Ведущий вал: d=30мм; Ьхh=8х7 мм; t 1 =4 мм; L=25 мм момент на ведущем валу; T 1 =110.88 · 10 3 H мм

д см =2 19.1 10 3 /16(5-3)(25-5) = 60 МПа<[ д см ]

Ведомый вал: Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой более нагружена вторая, поэтому проверяем ее: d 2 =48мм; bхh=14х9 мм; t 1 =5.5мм; длина шпонки 1=42 мм; момент на ведущем валу

Т 2 =432.43 10 3 Hмм;

д см =2 75.365 10 3 /28(7-4)(42-8)=52.8МПа<[ д см ]

Условие д см <[ д см ] выполнено

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vопределяем из расчета 0.25 дм 3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0.25*2.2=0.55 дм 3 .

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у Н = 410 МПа и скорости х= 1.0 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10 -6 м 2 /с

По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-4ОА (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом У"Т-1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

12. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594 х 841 мм) в масштабе 1: 1 с основной надписью и спецификацией.

13. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с "указаниями, данными в табл.

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6по ГОСТ 25347 -- 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

14. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают масло удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, масло удерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы 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; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячил; маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. Детали машин. М.: Машиностроение, 1983.

2.Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983.

3.Гузенков П.Г. Детали машин. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986.

4.Детали машин: Атлас конструкций / Под редакцией Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1984.

6. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин. 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984.

7. Проектирование механических передач / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984.

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

курсовая работа , добавлен 13.04.2015


Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес, валов на кручение по допускаемым напряжениям. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипника. Компоновка и сборка редуктора.

курсовая работа , добавлен 26.03.2010


Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка долговечности подшипников ведущего вала. Уточненный расчет ведущего вала.

курсовая работа , добавлен 24.08.2012


Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Расчет цепной передачи, компоновка редуктора. Проверка долговечности и прочности подшипника.

курсовая работа , добавлен 31.05.2010


Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, выбор материала и термической обработки деталей. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса.

курсовая работа , добавлен 22.10.2011


Кинематический расчет электродвигателя. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, параметров открытой передачи. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор и анализ посадок.

курсовая работа , добавлен 16.02.2016


Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

курсовая работа , добавлен 21.07.2008


Проектирование цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора. Выбор электродвигателя на основе требуемой мощности, расчет зубчатых колес и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора. Определение диаметра болтов.

контрольная работа , добавлен 09.11.2011


Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.

курсовая работа , добавлен 27.09.2012


Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.