Привод механизма передвижения мостового крана

Общий вид редуктора.cdw

Р4-2.doc

Условия эксплуатации машинного агрегата
Работа в одну смену нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный продолжительность смены tc = 8 ч. Кран устанавливается на открытой площадке.
Срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) Lh ч определяется по формуле
Lh = 365Lг·Kг·tc·Lc·Kc
где Lг - срок службы привода лет; Кг - коэффициент годового использования
Число дней работы в году
(Число дней работы в году = Число дней работы в месяц 12);
tc - продолжительность смены ч; Lc - число смен; Кс - коэффициент сменного использования
Число часов работы в смену
Таким образом ресурс привода равен:
Lh = 365·7·0.657·8·1·0.75 = 10072 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата - 15% ресурса. Тогда
Lh = 8393·085 = 8561 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 8600 ч.
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата.
на открытой площадке
Определение мощности и частоты вращения двигателя
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм кВт:
где T кН·м – момент сопротивления вращению; w радс – угловая скорость тягового органа рабочей машины; v мс - скорость поворота;
D м – диаметр колонны.
Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где hзп hоп hм hпс - коэффициенты полезного действия закрытой передачи (редуктора) открытой передачи муфты и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу рабочей Машины одна пара подшипников).
Значения КПД передач и подшипников:
h = 085·094·098·0983= 074
Определяем требуемую мощность двигателя Рдв кВт:
Определяем номинальную мощность двигателя Рном кВт.
т.о. получаем что Рном = 075 кВт.
Выбраем тип двигателя.
Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 075 кВт.
Данному значению номинальной мощности Рном соответствует несколько типов двигателей с различными частотами вращения синхронными 3000 1500 1000 750 обмин. Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач входящих в привод кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом надо учесть что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 обмин) имеют низкий рабочий ресурс а двигатели с низкими частотами (синхронными 750 обмин) весьма металлоемки поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.
Применим для расчета четыре варианта типа двигателя:
Номинальная мощность
Частота вращения обмин
при номинальном режиме пном
Определение передаточного числа привода
Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины
где v - скорость тягового органа мс; D – диаметр колонны мм.
Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя.
Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя пном к частоте вращения приводного вала рабочей машины прм при номинальной нагрузке:
Определить передаточные числа ступеней привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так чтобы
где и изп иоп - соответственно передаточные числа привода редуктора и открытой передачи.
Выбираем передаточное число редуктора изп = 25. Оставляем его постоянным изменяя передаточное число открытой передачи:
Цилиндрической зубчатой передачи
Червячного редуктора
Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:
а) четвертый вариант (и =744 пном = 280 обмин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством червячного редуктора и цилиндрической зубчатой передачи из-за большого передаточного числа всего привода;
б) первый вариант (и =183; пном = 700 обмин) не рекомендуется для приводов общего назначения;
в) в третьем варианте (и = 364 пном=1390 обмин) получилось большое значение передаточного числа цилиндрической зубчатой передачи уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно;
г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: и =240; пном=915 обмин. Здесь передаточное число цилиндрической зубчатой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости поворота крана и таким образом получить среднее приемлемое значение.
Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения
приводного вала крана:
Dпрм = прмd100 = 382·4100 = 0163 обмин.
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала крана:
приняв Dпрм = - 003 обмин:
[прм] = прм + Dпрм = 382 - 016 = 366 обмин;
отсюда фактическое передаточное число привода
передаточное число цилиндрической зубчатой передачи
Таким образом выбираем двигатель 4АМ80А6УЗ (Рном = 075 кВт пном = 915 обмин); передаточные числа: привода и = 250 редуктора изп = 25 цилиндрической зубчатой передачи иоп=10.
Определение силовых и кинематических
Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения пном при установившемся режиме.
Расчетная мощность на валу двигателя:
Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора:
Р1 = Рдвhмhпс = 075·098·098 = 072 кВт
Расчетная мощность на тихоходном валу редуктора:
Р2 = Р1hзпhпс = 072·085·098 = 060 кВт
Расчетная мощность на приводном валу рабочей машины:
Ррм = Р2hопhпс = 060·094·098 = 055 кВт
Угловая скорость вала двигателя:
Угловая скорость быстроходного вала редуктора:
Угловая скорость тихоходного вала редуктора:
Угловая скорость приводного вала рабочей машины:
Частота вращения вала двигателя:
Частота вращения быстроходного вала редуктора:
п1 = пном = 915 обмин
Частота вращения тихоходного вала редуктора:
Частота вращения приводного вала рабочей машины:
Вращающий момент на валу двигателя:
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:
Т1 = Тдвhмhпс = 79·098·098 = 759 Н·м
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:
Т2 = Т1иопhзпhпс = 759·20·085·098 = 1264 Н·м
Вращающий момент на приводном валу рабочей машины:
Трм = Т2hопhпс = 1264·10·094·098 = 1164 Н·м
Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4АМ80А6УЗ
Рдв = 075 кВт пном = 915 обмин
закры-тая (ре-дуктор)
приводной рабочей машины.
Переда-точное число и
Выбор материалов зубчатых передач.
Определение допускаемых напряжений
Для червячной передачи
Выбираем материал зубчатой передачи.
а) Для червяка выбираем сталь марки 40ХН
Механические характеристики стали 40ХН:
твердость 269 302 НВ2
термообработка — улучшение
б) Для червячного колеса выбор материала зависит от скорости скольжения:
где Т2 - вращающий момент на валу червячного колеса Н·м; w2 - угловая скорость тихоходного вала 1с; изп — передаточное число редуктора.
Определение допускаемых контактных [s]H и изгибных [s]F напряжений
где KFL – коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
Где N – число циклов нагружения зубьев за весь срок службы – наработка:
Механические характеристики материалов червячной передачи.
Для открытой цилиндрической передачи
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB1 назначается больше твердости колеса НВ2
а) Для шестерни выбираем сталь марки 45 твердость 350HB1 ; для колеса сталь марки 45Л твердость 350HB2. Разность средних твердостей
НВ1ср - НВ2ср = 20 50.
б) Механические характеристики стали 45 (для шестерни):
твердость 235 262 НВ1 термообработка — улучшение
Механические характеристики стали 45Л (для колеса):
твердость 207 235 НВ2
термообработка - улучшение
в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
НВ1ср = (235 + 262)2 = 2485.
НВ2ср = (207 + 235)2 = 221.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]Н1 и колеса [s]Н2 .
а) Рассчитываем коэффициент долговечности KHL
где NHO - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; N—число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
где w - угловая скорость соответствующего вала 1с; Lh - срок службы привода (ресурс) ч.
Наработка за весь срок службы:
для шестерни N1 = 573w1 Lh. = 573·383·8600 = 29·106 циклов
для колеса: N2 = 573w2 Lh. = 573·038·8600 = 29·106 циклов
Число циклов перемены напряжений NHO соответствующее пределу выносливости находим по табл. 3.3 интерполированием:
для шестерни NHO1 = 163·106 циклов
для колеса: NHO2 = 127·106 циклов
Так как N1 > NH01 то коэффициент долговечности KHL1 = 1
б) Определяем допускаемое контактное напряжение [s]Н0 соответствующее числу циклов перемены напряжений NHO:
для шестерни [s]HO1 = 18·НВ1ср+67 = 18·2485+67 = 514 Нмм2;
для колеса [s]H02 = 18·НВ2ср+67 = 18·221+67 = 467 Нмм2.
в) Определяем допускаемое контактное напряжение:
для шестерни [s]H1 =КHL1·[s]HO1 = 1·514 = 514 Нмм2;
для колеса [s]Н2 = КHL2·[s]HO2 = 128·467 = 598 Нмм2.
Так как НВ1ср-НВ2ср = 2485-221 = 375 то передача рассчитывается на прочность по меньшему значению [s]Hт.е. по менее прочным зубьям:
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [s]F1 и колеса [s]F2.
а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.
Наработка за весь срок службы:
для шестерни N1 = 29·106 циклов
для колеса N2 = 29·106 циклов.
Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости NF0=4·106 для обоих колес.
Так как N1 > NFO1 то коэффициент долговечности KFL1 = 1
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее числу циклов перемены напряжений NFO:
для шестерни [s]FO1 =
для колеса [s]F02 = l03 HB2cp = l03·221 = 228 Нмм2.
в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:
для шестерни [s]F1 = KFL1 [s]FO1 =
для колеса [s]F2 = KFL2 [s]FO2 = 105·228 = 239 Нмм2.
Механические характеристики материалов
цилиндрической зубчатой передачи.
Закрытая цилиндрическая косозубая передача
Расчет закрытой червячной передачи
Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw мм:
а) Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора Нм
б) [s]H - допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса
Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: aw = 100 мм.
Выбираем число витков червяка z1 = 2.
Определяем число зубьев червячного колеса:
z2 = z1.·uЗП = 2·25 = 50
Определяем модуль зацепления m мм:
m = 1575·awz2 = 315 мм
Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка
q = 025·z2 = 025·50 = 125
Определяем коэффициент смещения инструмента х:
x = (aw m)-05(q+z2) = 100315-05·(125+50) = 05
Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение Dи от заданного и:
Определяем фактическое значение межосевого расстояния aw мм:
aw= 05m(q+z2+2х) = 05·315·(125+50+2·05) = 100 мм
Определяем основные геометрические размеры передачи мм.
а) Основные размеры червяка:
делительный диаметр d1 = qm= 125·315 = 40 мм;
начальный диаметр dwl=m(q+2
диаметр вершин витков dа1 = d1+2m = 40+2·315 = 463 мм;
диаметр впадин витков df1 = d1 -24m = 40-24· 315= 324 мм;z
делительный угол подъема линии витков
длина нарезаемой части червяка
где х - коэффициент смещения. С = 0; т.к. х 0
б) Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 315·50 = 1575 мм;
диаметр вершин зубьев dа2 = d2+ 2m(1+х) = 1575+2·3·15 = 167мм;
наибольший диаметр колеса
диаметр впадин зубьев df2 = d2 -2т(12-х) = 1575-2·315·07 = 153 мм;
ширина венца: b2 = 0355aw = 0355·100 = 355 мм
принимаем b2 = 36 мм
радиусы закруглений зубьев:
Rа= 05d1 –т = 05·40-315 = 1685 мм;
Rf = 05d1 +12т = 05·40+12·315 = 238 мм;
условный угол обхвата червяка венцом колеса 2d:
Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи
где g - делительный угол подъема линии витков червяка; f - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения:
примем значение угла f=215’
Проверяем контактные напряжения зубьев колеса sН Нмм2:
где a) Ft2 = 2Т2 ·103d2 = 2·1264·1031575 = 1605Н - окружная сила на колесе;
б) К- коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной
в) [s]Н - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса Нмм2. Уточняется по фактической скорости скольжения vs
[s]Н =250-25vs = 250-25·194=202
Наблюдается недогрузка 11% что допустимо.
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
Межосевое расстояние aw
Ширина зубчатого венца колеса b2
Длина нарезаемой части червяка b1
Коэф. диаметра червяка q
Делительный угол витков червяка g град.
вершин витков da1 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса 2d град
впадин зубьев df1 мм
Число витков червяка z1
делительный d1= dw2 мм
вершин витков da2 мм
Число зубьев колеса z2
Допускаемые значения
Коэффициент полезного действия h
Контактные напряжения sH Нмм2
Напряжения изгиба sF Нмм2
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
а) Ка - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Ка = 495;
б) ya - b2aw - коэффициент ширины венца колеса равный 03;
в) и - передаточное число редуктора;
г) Т2 - вращающий момент на тихоходом валу редуктора;
Д) [s]Н - среднее допускаемое контактное напряжение Нмм2;
е) КНb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
прирабатывающихся зубьев КНb = 1.
Полученное значение межосевого расстояния aw округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров: aw = 140 мм.
т.к. D колонны 300мм то пусть aw = 200 мм
Определяем модуль зацепления т мм:
а) Кт - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кт = 68;
б) d2 = 2awu(u+1) - делительный диаметр колеса
d2 = 2·200·10(10+1) = 364 мм;
в) b2 = yaaw - ширина венца колеса
b2 = 03·364 = 109 мм;
г) [s]F - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным
Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного из ряда чисел: т = 20 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
zS = z1 + z2 = 2aw m = 2·200 = 200
Определяем число зубьев шестерни:
z1 = zS(1+и) = 200(1+10) = 18
Определяем число зубьев колеса:
z2 = zS - z1 = 200 – 18 = 182.
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение Dи от заданного и:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1 + z2)т 2 = (18+182)·22 = 200
Определяем основные геометрические параметры передачи мм.
Делительный диаметр:
шестерни d1 = mz1 = 20·18 = 36 мм
колеса d2 = mz2 = 20·182 = 364 мм
Диаметр вершин зубьев:
шестерни da1 = d1 +2m = 36+2·2 = 40 мм
колеса da2 = d2 +2m = 364+2·2 = 368 мм
Диаметр впадин зубьев:
шестерни df1 = d1 -24m = 36-24·2 = 312 мм
колеса df2 = d2 -24m = 364-24·2 = 3592 мм
шестерни b1 = b2 +(2 4) = 64 мм
колеса b2 = yaaw = 03·200 = 60 мм
Проверяем межосевое расстояние:
aw=(d1+d2)2 = (36+364)2 = 200 мм.
Проверяем пригодность заготовок колес исходя из условий пригодности:
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг = da1+6 = 40+6 = 46 125 мм.
Размер заготовки колеса закрытой передачи:
Sзаг = b2+4 = 60+4 = 64 200 мм.
Проверяем контактные напряжения sН Нмм2:
а) К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К Ha = 436
б) Ft = 2T2 ·10 3d2 = 695 H - окружная сила в зацеплении;
в) КHa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
для прямозубых колес КHa=1
г) KHv - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи.
KHv = 105 так как v = 007 мс;
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса sF2 Нмм2:
а) т - модуль зацепления мм; Ь2 - ширина зубчатого венца колеса мм;
Ft - окружная сила в зацеплении Н;
б) КFa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
в) КFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для
прирабатывающихся зубьев колес КFb = 1;
г) KFv - коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи
д) YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
YF1 = 417 YF2 = 362;
Параметры зубчатой цилиндрической передачи мм
Ширина зубчатого венца:
Диаметр делительной окружности:
Диаметр окружности вершин:
Диаметр окружности впадин:
Контактные напряжения sН Нмм2
Нагрузки валов редуктора
Определение сил в зацеплении закрытой червячной передачи.
на шестерне Ft1 = 2T1·10 3d1 =2·79·10 340 =395 H
на колесе Ft2 = 2T2·10 3d2 = 2·1264·10 31575 = 1605
на шестерне Fr1 = Fr2 = 584 H
на колесе Fr2 = Ft2·tg a = 1605·tg 20= 584 H
на шестерне Fa1 = Ft2 = 1605 H
на колесе Fa2 = Ft1 = 395 H
Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.
Определение консольных сил.
(цилиндрическая прямозубая передача)
на шестерне Ft1 = Ft2 = 6400H
на колесе Ft2 = 2Tрм·10 3d2 = 2·1164·10 3364 = 6400 H
на шестерне Fr1 = Fr2 = 2330 Н
на колесе Fr2 = Ft2·tg a = 1440·tg 20= 2330 H
Радиальная сила на муфте:
На быстроходном валу
Радиальная сила на муфте быстроходного вала.
Проектный расчет валов.
Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Следовательно для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [s]к= 10 20 Нмм2. При этом меньшие значения [s]к — для быстроходных валов большие [s]к—для тихоходных.
Таким образом [s]К1 = 10 Нмм2;
Определение размеров ступеней валов
одноступенчатого цилиндрического редуктора.
-я ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту).
Округляем d1 по Ra 40 - d1 = 16 мм.
Округляем d1 по Ra 20 - d1 = 32 мм.
-я ступень вала (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).
d2 = d1 +2t = 16+2·2 = 20 мм округляем до d2 = 20 мм;
d2 = d1 +2t = 32+2·25 = 37 мм округляем до d2 = 40 мм;
-я ступень вала (под шестерню колесо).
d3 = d2 +32r = 20+32·20 = 264 мм округляем до d2 = 28 мм;
l3 определяется графически на эскизной компоновке.
d3 = d2 +32r = 40+32·25 =48 мм округляем
l3 определяется графически на эскизной компоновке.
-я ступень вала (под подшипник).
l4 = В+с – для шариковых подшипников
l4 = Т+с – для роликовых конических подшипников
l4 = В – для шариковых подшипников
l4 = Т – для роликовых конических подшипников
-я ступень вала (упорная).
d5 = d3 +3f = 48+3·16 = 528 мм округляем до d4 = 53 мм;
l5 = определяется графически на эскизной компоновке.
Ступень вала и ее параметры.
(под элемент открытой передачи или полумуфту).
(под уплотнение крышки с отверстием и подшипник).
(под шестерню колесо).
При конструировании валов размеры диаметров и длин ступеней уточняются.
Предварительный выбор подшипников качения
роликовые конические
Основные параметры подшипников.
Расчетная схема валов редуктора.
Определение реакций в опорах подшипника.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z
в характерных сечениях 1 4 Н·м.
Горизонтальная плоскость
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y
Строим эпюру крутящих моментов
Определяем суммарные радиальные реакции
Определяем суммарные изгибающие моменты
в наиболее нагруженных сечениях.
Составляем итоговую таблицу.
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х
Проверочный расчет подшипников
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
а) Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки Rs1 и Rs2
Rs1 = 083e·Rr1 = 083·036·255 = 76 Н
Rs2 = 083e·Rr2 = 083·036·279 = 83 Н
б) Определяем осевые нагрузки подшипников Rа1 и Rа2
Rа2 = Rа1+Fa = 76+1605 =1681 Н
в) Определяем отношения и
V = 1 – коэффициент вращения
г) Re1 = VRr1·Кб·КТ = 1·255·12·1 = 306 Н
Re2 = (XVRr2+YRa2)·Кб·КТ =
= (04·1·279+167·1605)·12·1 = 3350 Н
где Кб = 12 – коэффициент безопасности
КТ = 1 – температурный коэффициент
Х = 04 –коэффициент радиальной нагрузки
Y = 167 –коэффициент осевой нагрузки
Рассчитаем динамическую грузоподъемность Сrp и долговечность Ll0h
Показатель степени т = 333 для роликовых подшипников.
Следовательно подшипник 7204 для использования на быстроходном валу редуктора пригоден.
Rs1 = 083e·Rr1 = 083·038·6677 = 2106 Н
Rs2 = 083e·Rr2 = 083·038·3900 = 1230 Н
Rа2 = Ra1+Fa = 2106+395 = 2501 Н
г) Re1 = VRr1·Кб·КТ = 1·6677·12·1 = 8012 Н
Re2 = (XVRr2+YRa)·Кб·КТ =
= (04·1·3900+156·2501)·12·1 = 6554 Н
Y = 156 –коэффициент осевой нагрузки
Следовательно подшипник 7208 для использования на тихоходном валу редуктора пригоден.

Колесо зубчатое.cdw

Вал-шестерня.cdw

* Размер обеспеч. инстр.
Радиусы скруглений 2 мм max
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Схема нагружения валов.cdw

Схема нагружения валов цилиндрического
одноступенчатого редуктора

Сборочный.cdw

Технические требования
Техническая характеристика
* Размеры для справок
Редуктор залить маслом: индустриальное
И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87
Допускается эксплуатировать редуктор
с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
быть обеспечен уровень масла
Передаточное число редуктора U = 4.5
Вращающий момент на тихоходном
Частота вращения быстроходного

Спецификация.spw

Крышка 21-80 ГОСТ 18511-73
Шайба уплотнительная
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 408 ГОСТ 8338-75
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Муфта 250-32-2УЗ ГОСТ 21424-93

Моменты Тихоходный.cdw

Схема крана.cdw

Сопротивление движения моста F
Допускаемое отклонение скорости моста
Срок службы привода L
- двигатель; 2 - упругая втулочно-пальцевая муфта;
- цилиндрический редуктор; 4 - цилиндрическая зубчатая передача;
- рельс; 6 - колесо.
тихоходный редуктора

Список использованой литературы.doc

Список использованной литературы
)Шейнблит А.Е. “Курсовое проектирование деталей машин”
)Дунаев П.Ф.; Леликов О.П. “Конструирование узлов и деталей машин”
)Иванов М.Н “Детали машин” Москва 1998

Моменты Быстроходный.cdw

Содержание.doc

Разработка кинематической схемы агрегата 1
Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода 2
Выбор материала закрытой зубчатой передачи 4
Расчёт закрытой зубчатой передачи 6
Выбор материала открытой зубчатой передачи 8
Расчёт открытой зубчатой передачи 9
Расчет нагрузок валов редуктора 11
Разработка чертежа общего вида редуктора 12
Расчётная схема валов редуктора 13
Проверочный расчёт подшипников 16
Список использованной литературы

Титульный лист.cdw

Министерство образования и науки РФ
по дисциплине "Детали машин
Привод механизма передвижения мостового крана