телефон 978-63-62
978 63 62
zadachi.org.ru рефераты курсовые дипломы контрольные сочинения доклады
zadachi.org.ru
Сочинения Доклады Контрольные
Рефераты Курсовые Дипломы

РАСПРОДАЖАТовары для животных -30% Разное -30% Бытовая техника -30%

все разделыраздел:Промышленность и Производствоподраздел:Техника

Расчет прямозубой цилиндрической передачи

найти похожие
найти еще

Горшок торфяной для цветов.
Рекомендуются для выращивания крупной рассады различных овощных и цветочных, а также для укоренения саженцев декоративных, плодовых и
7 руб
Раздел: Горшки, ящики для рассады
Забавная пачка "5000 дублей".
Юмор – настоящее богатство! Купюры в пачке выглядят совсем как настоящие, к тому же и банковской лентой перехвачены... Но вглядитесь
60 руб
Раздел: Прочее
Карабин, 6x60 мм.
Размеры: 6x60 мм. Материал: металл. Упаковка: блистер.
44 руб
Раздел: Карабины для ошейников и поводков
КFE=0,30, при расчете на выносливость при изгибе. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса: Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках: 2. Расчет на прочность зубчатой передачи. Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи: Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес следующие материалы: Параметр Для шестерни Для колеса Материал Сталь 45 Сталь 40 Температура закалки в 840 850 масле, 0С Температура отпуска, 0С 400 400 Твердость НВ 350 310 ?В, МПа 940 805 ?Т, МПа 785 637 Допускаемое контактное напряжение: Для зубьев шестерни определяется: - предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний HO Предварительно принимается: - коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев. SH=1.1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ZR=0.95 Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев. База испытаний определяется в зависимости: , то для переменного тяжелого режима нагружения kHL=1. Допускаемое контактное напряжение: Для зубьев колеса соответственно определяется: , то kHL2=1 Допускаемое контактное напряжение: Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26 Число зубьев колеса: , принимаем Z2=86 Фактическое передаточное число передачи: Угол наклона линии зубьев ?= 120 Вспомогательный коэффициент ka=430 Коэффициент ширины зубчатого венца ?a=0.4, и соответственно: Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца kHB=1,05 Минимальное межосевое расстояние: По ГОСТ 9563-90 принимаем m =5 мм Фактическое межосевое расстояние , назначаем aw=330, тогда фактическое угол наклона зубьев: По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач: - угол главного профиля ?=200 - коэффициент высоты зуба ha =1 - коэффициент радиального зазора с =0.25 - коэффициент высоты ножки зуба h f=1.25 - коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р =0.38 Размеры зубчатого венца колеса: Внешний делительный диаметр колеса: Размеры зубчатого венца шестерни Внешний делительный диаметр колеса: Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: Коэффициент торцевого перекрытия: Расчет на выносливость зубьев при изгибе: Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем: Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ZH=1.77 cos?=1.77 0.848=1,501 Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес: ZM=275 Н1/2/мм Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: kH?=1.13; kH?=1.05 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении: KHv=1.03 Удельная расчетная окружная сила: Допускаемое предельное контактное напряжение: Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе: Коэффициент, учитывающий форму зуба: YF1=3.84, для зубьев шестерни YF2=3.61, для зубьев колеса Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y?=1 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев: Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца: kF?=1.1 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении: KFv=1.07 Удельная расчетная окружная сила: Для зубьев шестерни определяем: Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний 4 106: Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала принимаем SF=1.7 Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья kFC=1 -для нереверсивной передачи.

Молочный гриб необходим в каждом доме как источник здоровья и красоты
Молочный гриб необходим в каждом доме как источник здоровья и красоты + книга в подарок

 Работы по металлу

Недостатком прямозубых цилиндрических передач является большой шум во время работы механизма, особенно если колеса передачи недостаточно точно обработаны; Pцилиндрические косозубые передачи, их зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре. Так как зубья таких передач входят в зацепление плавно, постепенно, то снижается уровень шума и повышается нагрузочная способность. Однако из-за наклонного расположения зубьев осевая сила стремится сдвинуть колесо с валом вдоль оси, поэтому при сборке косозубых передач требуется осевая фиксация вала; Pцилиндрическая шевронная передача представляет собой колесо, венец которого состоит из чередующихся участков левых и правых зубьев. При таком их расположении осевая сила отсутствует, что обеспечивает передачу очень больших мощностей; Pцилиндрическая передача внутреннего зацепления. Поверхности зубчатых колес этой передачи расположены одна внутри другой, при этом колеса вращаются в одном направлении. Перед установкой колес цилиндрических зубчатых передач проверяют их биение, то есть концентричность профиля зубьев относительно посадочного диаметра

скачать реферат Расчет валов редуктора

При опирании вала на два однорядных радиальных подшипника расчетные точки опор принимаются в середине этих подшипников. Для схем 1 5 и 7 привода расчетные схемы промежуточных валов приведены на рисунке 9.9 9.14. При этом расчетные схемы даны только для одного выбранного направления вращения валов. В радиальных шарикоподшипниках, осевых составляющих Si от радиальных нагрузок нет и поэтому для валов опирающиеся на эти подшипники, расчет пунктов "д" и "е" не производится. Сила FaS действует как результирующая осевая сила на один из подшипников в зависимости от схемы их установки направления силы FaS. Для схемы 4 привода с прямозубой цилиндрической передачей II ступени редуктора реверсивность привода не влияет на величины реакций в опорах и изгибающие моменты промежуточного и тихоходного валов. Определение коэффициентов Х и Y при использовании в опорах вала двух радиальных шарикоподшипников смотрите на примере расчета тихоходного вала. Для нереверсивного привода и вращении входного вала против часовой стрелки с наиболее нагруженным подшипником опоры В (6987 Н Для нереверсивного привода и вращении входного вала по часовой стрелки с наиболее нагруженным подшипником опоры Г (8387 Н Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры Г (РГ=8387 Н) 17857 часов > =3000 часов Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелки и наиболее нагруженными подшипником опоры В (РВ=6878 Н) 34445 часов > =3000 часов Наиболее опасными сечениями для промежуточного вала, проверяемые расчетом, являются сечения под зубчатыми колесами передач.

Подарочная расчёска для волос "Полина".
Стильная детская расчёска дарит радость и комфорт. Этот практичный аксессуар по достоинству оценят как маленькие модницы, так юные
372 руб
Раздел: Расчески, щетки для волос
Мягкий пол, универсальный, 60x60 см, бежево-коричневый.
Мягкое модульное универсальное покрытие, предназначенное для дома, детских игровых зон, торговых центров, спортивных залов и площадок
1043 руб
Раздел: Прочие
Набор разделочных досок на подставке.
Материал: полипропилен. Размер: 335х240х78 мм. В наборе: 3 разделочные доски. В ассортименте без возможности выбора.
453 руб
Раздел: Пластиковые
 Конспект лекции о народном и государственном хозяйстве

Понятие о кредите и его происхождение. Товарная кредитная сделка. Денежная кредитная сделка. Участники сделки. Закономерность процента. Экономическое значение кредита. Производительный и потребительный кредит. Кредит краткосрочный и долгосрочный, личный и залоговый. Долговые обязательства. Вексель. Облигация. Организация кредита. Домашний кредит. Банкиры. Ростовщичество. Законы о ростовщичестве. Купля-продажа товаров по способу расчета покупщика с продавцом может происходить двояко: или так, что продавец получает следуемую ему за товар денежную сумму немедленно, при самой передаче товара (сделка за наличный расчет); или же передача товара производится без одновременного получения равноценности (денежной суммы), но под обязательство покупщика уплатить условленную сумму через известный промежуток времени (сделка в кредит). Появление кредитных сделок вызывается тем, что покупщик товара, предназначаемого для перепродажи или переработки, не всегда может сейчас же выручить стоимость товара для расчета с продавцом, ибо для приискания покупателя, а тем более для переработки товара (сырья) требуется известное время

скачать реферат Модернизация поперечно–строгального станка с ходом ползуна 700 мм на базе модели 7307

Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе Для прямозубой цилиндрической передачи модуль mF, мм, определяется по формуле: (3.25) где Km – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач Km = 14; KFb – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе; sFP – допускаемое изгибное напряжение, МПа; YF1 – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни. Определение стандартного модуля зубчатой передачи Из полученных расчетных значений mH и mF выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563 – 60. При этом должно выполняться следующее условие: m1 Ј m2 Ј Ј mk, (3.26) где m1 – модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя; mk – модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя. Определение межосевого расстояния зубчатой передачи Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние А, мм, определяется по формуле: (3.27) где m – стандартный модуль передачи, мм; z2 – число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

 ВЕРТОЛЕТ 2009 03

Это позволило получить площадь контакта, эквивалентную площади контакта на прямозубых конических передачах при сохранении несущей способности и надежности детали и, что немаловажно, уменьшить потребность в специальном оборудовании. Непростым путем шли и испытания трансмиссий - их приходилось отправлять на завод в Казань, так как собственного испытательного стенда на «Редукторе-ПМ» не было. Затем трансмиссии возвращались на наше предприятие для соответствующей доработки. Дополнительные сложности работы над узлами трансмиссии заключались в том, что изменения в конструкцию вносились и во время изготовления опытных образцов. Несмотря на эти обстоятельства, в ноябре 1997 года был собран первый комплект агрегатов трансмиссии, а в августе 1998 года этот комплект был представлен на выставке «Двигатель-98». На выставке были отмечены лаконичность и изящество конструкции главного редуктора для вертолета «Ансат», вобравшие в себя самые лучшие, подтвержденные многолетней практикой технические разработки. В состав трансмиссии «Ансата» входит двухступенчатый главный редуктор ВР-23А, обеспечивающий суммирование и передачу мощности от двух двигателей ГТД Pratt amp;Whitney РК-206С, конический одноступенчатый хвостовой редуктор ХР-23 и хвостовой вал

скачать реферат Расчет узла привода

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра машиноведения и деталей машинПояснительная записка Курсовой проект Расчет узла приводаВыполнил: Студент группы 3032/2 Кривошеев Н.С. Провеил: Руководитель Гутовский И.Е.Санкт-Петербург 2010 Cодержание1.1 Энерго-кинематический расчет узла привода 1.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи 1.2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости зуба 1.2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость 1.2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость 1.2.4 Проверочный расчет зубчатой передачи при перегрузке 1.3 Расчет размеров шестерни прямозубой цилиндрической передачи 1.4 Расчет и проектирование промежуточного вала 1.4.1 Проектировочный расчет вала 1.4.2 Выбор и проверочный расчет подшипников качения 1.5 Проверочный расчет шпоночных соединений 1.6. Проверочный расчет промежуточного вала Литература 1.1 Энерго-кинематический расчет узла приводаЗадачей раздела является расчет моментов, частот вращения, мощностей на всех валах привода и передаточных чисел для быстроходной и тихоходной передач.

скачать реферат Анализ нефтесклада СХПК "Присухонское"

Технологическая часть 3.1 Анализ существующего в хозяйстве производственного процесса 3.1.1 Антикоррозийная защита емкостей 3.1.2 Техническое обслуживание оборудования нефтебазы 3.1.3 Мероприятия по сокращению потерь нефтепродуктов 3.2 Разработка технологической карты 4. Конструкторская часть 4.1 Описание разработанного приспособления 4.2 Расчет подъемника 4.2.1 Исходные данные 4.2.2 Определение размера ходовых колес 4.2.3 Определение статистического сопротивления передвижению крана 4.2.4 Выбор электродвигателя 4.2.5 Подбор муфты 4.2.6 Подбор редуктора 4.2.7 Подбор тормоза 4.2.8 Расчет механизма передвижения тележки с ручным приводом 4.2.8.1 Определение веса груза, тали и тележки 4.2.8.2 Определение размера ходового колеса 4.2.8.3 Определение сопротивления передвижению в ходовых частях тележки 4.2.8.4 Определение передаточного отношения механизма передвижения 4.2.8.5 Определение основных геометрических параметров открытой прямозубой цилиндрической передачи 4.2.9 Расчет привода механизма подъема 4.2.9.1 Определение тягового момента 4.2.9.2 Выбор редуктора 4.2.10 Расчет клещевого захвата 4.2.11 Расчет на прочность бочки 5.

скачать реферат Методические указания по технической механике

Определение длины общей нормали производят, последовательно рассчитывая: А) угол профиля ?x в точке на концентрической окружности диаметром dx = d 2xm: Рисунок 4.1 Б) расчетное число зубьев в длине общей нормали . (4.9) В) действительное число зубьев z , охватываемое при контрольном замере, полу-чается округлением z r до ближайшего целого значения; Г) длину общей нормали (4.10) Предельные отклонения длины общей нормали и размера по роликам опреде- ляются для мелкомодульных передач - по ГОСТ 9178-81, а для передач с модулем m ? 1 мм – по ГОСТ 1643-81. 4.2 Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвент-ных передач внутреннего зацепления. 4.2.1. Термины, определения и обозначения, модули и параметры исходного кон-тура прямозубых цилиндрических звольвентных передач внутреннего зацепления - по п 4.1.1 - 4.1.3. 4.2.2. Смещение исходного контура передач внутреннего зацепления выбирают по таблице 4.4. 4.2.3. Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвентных передач вну-треннего зацепления в соответствии с Г'ОСТ 19274-73 приведен в таблице 4.5, Таблица 4.4 Коэффициенты смещения для передач внутреннего зацепле- ния при m=1 2 мм Z2 Z1 Исходные данные Числа зубьев шестер Z1 ни колеса Z2 Модуль по ГОСТ 9363-60, табл.4.1 Нормальный исходный по ГОСТ 9587-81 по ГОСТ 13755-81 контур Основные геометрические параметры Коэффициенты См. таблицу 4.4 смещения Делительные шестер Делительное межосевое рас-стояние Коэффициент разности смеще-ний Угол зацепления расстояние Диаметры шестер вершин ни зубьев колеса впадин ни колеса зубьев ни колеса Начальные шестер Геометрические показатели качества зацепления Углы шестер профилей на ни поверностях вершин колеса зубьев на ни поверхностях вершин колеса торцового пере- тия Примечание.

скачать реферат Машинный агрегат

Задание Потребляемая мощность Р3, кВт Частота вращения 3, мин-1 Термообработка зубьев Срок службы Lг , лет Ксут Кгод 7 36 Ц ТВЧ 5 0,2 0,8 СОДЕРЖАНИЕ1.Срок службы машинного агрегата 2Выбор двигателя 2.1Определение мощности и частоты вращения двигателя. 2.2Определение передаточного числа привода и его ступеней 2.3Определение силовых и кинематических параметров привода 3.Выбор материалов зубчатых передач 4.Расчет зубчатых передач редуктора 4.1Расчет закрытой цилиндрической передачи 4.2Расчет закрытой червячной передачи 5.Нагрузки валов редуктора 5.1Определение сил в зацеплении закрытых передач 5.2Определение консольных сил 5.3Силовая схема нагружения валов редуктора 6.Проектный расчет валов 6.1Выбор материалов валов 6.2Выбор допускаемых напряжений на кручение 6.3Определение геометрических параметров ступеней валов 6.4Предварительный выбор подшипников качения 7.Расчетная схема валов редуктора Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 8.Проверочный расчет подшипников 9.Проверочные расчеты 9.1Проверочный расчет шпонок 9.2Проверочный расчет валов 10.Технический вывод редуктора Определение массы редуктора Определение критерия технического уровня редуктора 1.

Увлекательная настольная игра "Турбосчет".
Настольная игра "Турбосчёт" - весёлая и очень динамичная обучающая игра, которая мгновенно увлекает и детей, и взрослых. Правила
392 руб
Раздел: Математика, цифры, счет
Бутылка под оливковое масло "Тоскана", 18x8,5x24 см, 1100 мл.
Бутылка под оливковое масло. Размер: 18x8,5x24 см. Материал: доломит. Объем: 1100 мл.
315 руб
Раздел: Ёмкости для масла, уксуса
Сковорода гриль-газ, мраморное антипригарное покрытие.
Гриль-газ для приготовления мяса и рыбы без жира в домашних условиях исключительно на газовых птитах. Материал углеродистая сталь.
1153 руб
Раздел: Сковороды гриль
скачать реферат Привод ленточного конвейера

Предел выносливости при отнулевом цикле вычисляют по следующей формуле: ; МПа; МПа. Коэффициент запаса прочности . Коэффициент долговечности: . Для длительно работающих быстроходных передач принимают , поэтому . Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем , поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметром шероховатости мкм. Коэффициент YA , учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). , поскольку приложение нагрузки одностороннее (без реверса). МПа; МПа. Поскольку допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса , то МПа. 2.4 Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений Режим нагружения редуктора средний нормальный, т.е. работа большую часть времени со средними нагрузками. В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности : вместо назначенного ресурса подставляют эквивалентное число циклов : , где – коэффициент эквивалентности ( по табл. 2.4). при расчете первой ступени редуктора: ; при расчете второй ступени редуктора: .

скачать реферат Проект привода цепного конвейера

Содержание Вступление 1. Кинетический и силовой расчёт привода 1.1 Кинематическая схема привода 1.2 Выбор двигателя 1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням 1.4 Силовые и кинематические параметры привода 2. Расчет клиноременной передачи 2.1 Исходные данные для расчёта передачи 2.2 Механический расчет 3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета 3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений 3.3 Определение геометрических параметров 3.4 Проверочный расчет передачи 3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3) 4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи ступени 4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета 4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений 4.3 Определение геометрических параметров 4.4 Проверочный расчет передачи 4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3) 5. Условный расчет валов 5.1 Определение диаметров входного вала редуктора 6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес 6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени 6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени 6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.) 6.4 Определение диаметров выходного вала 7.

скачать реферат Проектирование главного редуктора вертолета

Разработана конструкция редуктора для передачи и усиления крутящего момента с вала двигателя на винт. Обоснована целесообразность использования цилиндрических колёс. СодержаниеВведение 1. Описание редуктора и принципа его работы 2. Кинематический и энергетический расчет редуктора 2.1 Разбивка общего передаточного отношения 2.2 Определение частот вращения валов 2.3 Выбор КПД и определение мощностей на валах 2.4 Определение крутящих моментов на валах 3. Расчет цилиндрической передачи 3.1 Определение допускаемых контактных напряжений 3.2 Определение допускаемых напряжении изгиба 3.3 Определение основных габаритов передачи для второй ступени 3.4 Проверка передачи по контактной прочности 3.5 Проверка прочности при изгибе для второй ступени 3.6 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи 4. Проверка на статическую прочность при перегрузке 5. Предварительное определение диаметров валов 6. Предварительный подбор подшипников 7. Определение усилий в зацеплениях 7.1. Определение усилий в зацеплениях на первой передаче 7.2. Определение усилий в зацеплениях на второй передаче 7.3 Определение реакций в опорах валов 7.3.1 Проверочный расчет валов на выносливость 7.4. Расчёт долговечности подшипников качения 8.

скачать реферат Разработка цилиндрического редуктора для привода станции

РЕФЕРАТРедукторы имеют наибольшее распространение благодаря их долговечности, относительной простоте, высокому КПД, большому диапазону скоростей. В данном проекте разработан цилиндрический редуктор для привода станции. В курсовом проекте произведён кинематический и эмпирический расчёт привода станции, выбран электрический двигатель для привода редуктора. Произведён расчёт параметров и нагрузок цепной и цилиндрической передач, выбрана муфта. Выбран материал для изготовления узлов и механизмов вышеуказанных передач. Произведён расчёт входного, промежуточного и выходного валов, выбран материал для изготовления и типы подшипников. Выполнен расчёт шпоночных соединений. Был произведён выбор смазки колёс и подшипников. СОДЕРЖАНИЕВВЕДЕНИЕ 1 Кинематика и энергетика приводной станции 2 Расчет цепной передачи 3 Расчет цилиндрических передач 3.1 Расчет тихоходной ступени 3.2 Расчет быстроходной ступени 4 Расчет валов редуктора и выбор подшипников 4.1 Расчет входного вала 4.2 Расчет промежуточного вала 4.3 Расчет выходного вала 4.4 Выбор подшипников 5 Расчет шпонок 6 Подбор муфты 7 Определение размеров корпусных деталей, кожухов и рамы 8 Выбор системы смазки, смазочных материалов и уплотнений 9 Описание сборки основных узлов привода Литература ВВЕДЕНИЕ Проектирование любой машины—сложная конструкторская задача, решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определенных свойств, характеризующих возможность снижения затрат материалов, энергии и труда на разработку и изготовление, ремонт и техническое обслуживание.

скачать реферат Проектирование транспортной машины на базе трактора Т-25

ОГЛАВЛЕНИЕ Введение 1. Обоснование темы дипломного проекта 2. Обзор существующих колёсных тракторов 2.1.Обзор отечественных колёсных тракторов 2.2.Обзор зарубежных колёсных тракторов 3. Выбор узлов трансмиссии лесотранспортной машины 3.1.Классификация трансмиссий 3.2.Общие сведения о разрабатываемой лесотранспортной машине 3.3.Разработка компановочно-кинематической схемы лесотранспортной машины 3.4.Расчет и построение тяговой характеристики 4. Расчет синхронизирующего редуктора 4.1.Конструкция синхронизирующего редуктора 4.2.Выбор передаточного числа синхронизирующего редуктора 4.3.Определение крутящих моментов и частоты вращения валов синхронизирующего редуктора 4.4.Расчет конической передачи 4.5.Расчет цилиндрической передачи 4.6.Компоновка синхронизирующего редуктора и определение его основных размеров 4.7.Расчет валов синхронизирующего редуктора 4.8.Расчет оси промежуточной передачи 4.9.Выбор подшипников для валов синхронизирующего редуктора 4.10. Расчет шлицевых соединений 5. Расчет экономической эффективности от 5.1.Экономическое обоснование расчета 5.2.Расчет экономических показателей 6. Использование лесотранспортной машины в чрезвычайных ситуациях мирного и военного времени 7.

Копилка "Металлический сейф с ключом", красная.
Качественный металлический сейф-копилка с двумя замками (кодовый и обычный) позволит Вам скопить приличную сумму на поездку, например.
1585 руб
Раздел: Копилки
Карандаши цветные "Evolution", 24 цвета.
Количество цветов: 24. Ультрапрочные цветные карандаши, изготовленные без использования древесины. В наборе 24 ярких цвета. Цветной
694 руб
Раздел: 13-24 цвета
Одеяло 2-х спальное "Стандарт", шерсть мериноса.
Одеяло 2-х-спальное (стандарт). Материал: овечья шерсть, мериноса (смесь натурального и искусственного шерстяного наполнителя). Чехол:
916 руб
Раздел: Одеяла
скачать реферат Курсовой проект по деталям машин

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей . 3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора. Для обеих ступеней принимаем: Колесо: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; . Шестерня: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; . Передача реверсивная. Для расчета принимаем: . Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем . Рассчитаем допускаемые контактные напряжения: Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба: ; коэффициент нагрузки ; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями Расчет третьей (тихоходной) ступени. Межосевое расстояние: , принимаем значение из стандартного ряда: а = 140 мм. Нормальный модуль: , принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 2 мм. Принимаем предварительно угол наклона зубьев ? = 15? и определяем числа зубьев шестерни и колеса: . Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: . Диаметры вершин зубьев: . Ширина колеса: . Окружная скорость колеса тихоходной ступени: . При данной скорости назначаем 9-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений: , .

скачать реферат Проектирование горизонтального цилиндрического редуктора

Окружная сила , радиальная сила , осевая сила . Схема сил в зацеплении 4.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи4.4.1 Проверка прочности передачи на выносливость Проверим межосевое расстояние: Полученное при проектном расчете межосевое расстояние , найдем значение через делительные диаметры шестерни и колеса : . Проверка сошлась, расчет выполнен верно. Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок имеет вид: , , где - диаметр заготовки шестерни. - толщина диска заготовки колеса Предельные значения размеров заготовки: диаметр шестерни, толщина обода или диска колеса. В результате получаем и . Проверка сходится, следовательно, заготовки колес пригодны. Проверим контактные напряжения (методику см. в учебном пособии А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», стр. 64–67): , где (для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент, - окружная сила в зацеплении (- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, - делительный диаметр колеса): , - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес ( – угловая скорость на тихоходном валу редуктора): .

скачать реферат Разработка и конструирование редуктора

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по конструированию Дисциплина: «Детали машин» Тема Курсового проекта Разработка и конструирования «редуктора» Содержание 1. Техническое задание на проектирование 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 3. Расчет ременной передачи 4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач 5. Ориентировочный расчет вала 6. Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения 7. Разработка конструкции вала 8. Расчет валов на усталостную прочность 9. Расчет быстроходного вала на жесткость 10. Подбор подшипников 11. Смазочные устройства и утопления Список литературы 1. Техническое задание на проектирование э=1,5 кВт, э=960 об/мин, вых=15, =10000 часов. 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Подбор электродвигателя По заданным значениям э=1,5 кВт, э=960 об/мин, вых=15 об/мин из таблице выбираем двигатель серии АИР 90L6/925. В нашем случае асинхронная частота двигателя не совпадает с частотой, указанной в задании то мы берем стандартную частоту э=925. Кинематический расчет привода Общее передаточное число привода определится по формуле: .

скачать реферат Расчет максимальной величины износа рабочих поверхностей колес открытой фрикционной цилиндрической передачи

Подставив полученные значения в формулу (1.4), найдем интенсивность изнашивания колес передачи: 2.5 Определение толщины изношенного слоя ведущего и ведомого колес Толщину изношенного слоя колес можно определить по формуле (1.5). Для этого определим параметры, входящие в формулу: - окружная скорость (качения) точек рабочей поверхности ведущего 1 колеса; - окружная скорость (качения) точек рабочей поверхности ведомого 2 колеса (здесь - относительная потеря скорости); - передаточное число фрикционной передачи; - частота вращения ведомого колеса. Подставив полученные значения в формулу (1.5), получим: Максимальная величина изношенного слоя . По нормам величина допустимого износа =2,5мм, следовательно, условие соблюдается (). 2.6 Определение допустимого ресурса работы фрикционной передачи. Допустимый ресурс работы ведущего колеса передачи определяется по формуле (1.6): что больше заданного. Заключение В этой расчетно-проектировочной работе был проведен расчет максимальной величины износа на рабочих поверхностях колес открытой фрикционной цилиндрической передачи.

телефон 978-63-62978 63 62

Сайт zadachi.org.ru это сборник рефератов предназначен для студентов учебных заведений и школьников.