Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Проектирование привода цепного транспортера

Проектирование привода цепного транспортера

Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода для цепного транспортера. Анализ назначения механизма. Расчет редукторной, конической и цилиндрической передач. Расчет валов, подбор подшипников. Подбор соединительной муфты быстроходного вала.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 26.05.2016
Размер файла 463,0 K
рефераты на заказ со скидкой

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

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

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

  • Техническое задание
  • Введение
  • 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
  • 1.1 Необходимая мощность электродвигателя
  • 1.2 Частота вращения тихоходного вала
  • 1.3 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов
  • 1.3.1 Выбираем электродвигатель 4А132М6 ГОСТ 19523 - 81
  • 1.3.2 Передаточное отношение редуктора
  • 1.3.3 Частоты вращения валов
  • 2. Расчет редукторной передачи
  • 2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты
  • 2.1.1 Мощности, передаваемые валами
  • 2.1.2 Крутящие моменты на валах
  • 2.2 Расчет конической передачи
  • 2.2.1 Материал колес, допускаемые напряжения, коэффициенты долговечности
  • 2.2.2 Коэффициенты нагрузки [1, ф. (4,25), (4.26)]
  • 2.2.3 Основные параметры конической передачи
  • 2.2.4 Геометрический расчет конической передачи
  • 2.2.5 Силы в зацеплении конической передачи
  • 2.3 Расчет цилиндрической передачи второй ступени
  • 2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности
  • 2.3.2 Коэффициенты нагрузки
  • 2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи второй ступени
  • 2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи второй ступени
  • 2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи второй ступени
  • 3. Расчет валов, подбор подшипников
  • 3.1 Предварительный расчет валов
  • 3.2 Эскизная компоновка валов
  • 3.3 Реакции опор валов
  • 3.3.1 Реакции опор быстроходного вала
  • 3.3.2 Реакции опор промежуточного вала
  • 3.3.2 Реакции опор тихоходного вала
  • 3.4 Расчет подшипников
  • 3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
  • 3.4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
  • 3.4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
  • 3.5 Проверочный расчет быстроходного вала
  • 4. Подбор соединительной муфты быстроходного вала
  • Список литературы

Техническое задание

Спроектировать привод цепного транспортера

Исходные данные:

Окружная силаF = 500 кг

Окружная скоростьV = 1,0 м/с

ШАГ тяговой цепиt = 100 мм

Число зубьев цепиZ =12

Введение

Зубчатый редуктор предназначен для снижения частоты вращения валов повышения крутящего момента. Данный механизм обладает высоким коэффициентом полезного действия, конически-цилиндрический редуктор более компактен, чем цилиндрический но более сложен в изготовлении. Поэтому применение механизмов данной конструкции целесообразно в тех случаях, Где решающими являются соображения компактности.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Необходимая мощность электродвигателя

КПД редуктора:

= пк3 * зп2 = 0,993 * 0,982 = 0,93

Где

пк = 0,99 - КПД подшипника качения [2, с.304]

зп = 0,98 - КПД зубчатой передачи [2, с.304]

Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

Р = 9,8FV/ = 9,8*500*1,0/0,93 = 5269 Вт

1.2 Частота вращения тихоходного вала

n = 60V*103/zt = 1*60*103/12*100 = 50 об/мин

1.3 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов

1.3.1 Выбираем электродвигатель 4А132М6 ГОСТ 19523 - 81

Мощность Р = 7,5 кВт, отношение пускового момента к номинальному

Тпуск/Тном = 2,5, частота вращения n = 970 об/мин.

1.3.2 Передаточное отношение редуктора

Up = nб / nт = 970/50 = 19,4

Принимаем из стандартного ряда Up = 20 [1, с.51]

Принимаем передаточное отношение конической Uк = 4 [1, с.56]

Передаточное отношение цилиндрической передачи

Uц = Uр/ Uк = 20/4 = 5 принимаем Uц = 5

1.3.3 Частоты вращения валов

nб = 970 об / мин

nпр = nб/Uк = 970/4 = 243 об / мин

nт = nб/ (UкUр) =970/ (4*5) = 48,50 об / мин

привод цепной транспортер электродвигатель

2. Расчет редукторной передачи

2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

2.1.1 Мощности, передаваемые валами

Рб = 5,27 кВт, Рпр = Рб*зппк = 5,27*0,98*0,99 = 5,11 кВт

Рт = Рб* = 5,27*0,93 = 4,9 кВт

Т = 9555 Р/n [2, с.129]

Где Р - передаваемая мощность, кВт

n - частота вращения, об/мин

2.1.2 Крутящие моменты на валах

Тб = 9555*5,27/970 = 5,19 Нм

Тпр = 9555*5,11/243 = 201 Нм

Тт = 9555*4,90/48,5 = 965 Нм

2.2 Расчет конической передачи

2.2.1 Материал колес, допускаемые напряжения, коэффициенты долговечности

Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2§ 8]

Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ

Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение

Механические свойства сталей после указанной термообработки [1] табл.4.5:

Сталь

НВ сердцевины

HRC поверхности

в, МПа

т, МПа

35 ХМ

269 - 302

48 - 53

920

790

40 Г

235 - 262

50 - 60

850

600

Т.к. срок службы передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т.к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1] ф. (4.21)

Допускаемое контактное напряжение:

[Н] = Н lim b/SН

Где Н lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости

SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл.4.6]

[Н] = (2*248,5+70) /1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[F] = F lim b/SF

Где F lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба

SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл.4.6, с.90]

[F] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.2.2 Коэффициенты нагрузки [1, ф. (4,25), (4.26)]

Kh = Kh Kh Khv

Kf = Kf Kf Kfv

Предварительное значение окружной скорости:

Где Cv = 10 [1, табл.4.9, с.95]

Степень точности передачи - 9 [1, табл.4.10]

b/dm1=0,166 (Uk+1) =0,166 (4+1) = 0,83 [1, табл.4.7]

Khbo=?1,86? [1, табл.4.7, рис.4.8 с.93,94]

Khb = Khbo1/2 = 1,861/2 = 1,36 [1, ф.4.31]

Kh?=1,12 [1, рис.4.7] Kf?=1,1 [1, с.92]

Кfв0 = 1,6 [1, табл.4.8] Кfв=Кfв01/2 = 1,61/2 = 1,27 [1, с.94]

Khv = 1,03 [1] табл.4.11 с.96

Kfv = 1,07 [1] табл.4.12 с.97

Коэффициенты нагрузки по ф. (2.9); (2.10):

Kh =1,12*1,36*1,03 = 1,57, Kf = 1,1*1,27*1,07 = 1,49

2.2.3 Основные параметры конической передачи

Расчетный крутящий момент при расчете по контактным напряжениям:

Tph = Khd Kh Tmax = 1*1,57*201 = 316 Нм

Где - Tmax = Тпр максимальный момент нормально протекающего технологического процесса. Диаметр основания делительного конуса [1, ф. (4.86)]

qh = 1,22 + 0,21 Uk = 1,22+0,21*4 = 2,06 [1, табл 18]

Где Tph - Нмм; [sh] - МПа. Согласно единому ряду главных параметров [1, с.51] принимаем: de2 = 224 мм. Внешнее конусное расстояние [1] ф. (4.87)

Re = 0,5 de2 (1 + 1/ Uk2) 1/2 = 0,5*224* (1+1/42) 1/2 = 119 мм

Ширина колеса и шестерни

bk' = 0,285 Re = 0,285*119 = 33,92 мм

Принимаем согласно Ra40 ГОСТ 6636-69 bk = 34 мм

Проверка по контактным напряжениям [1, ф. (4.89)]:

Условие прочности выполняется.

Действительная окружная скорость [1, ф. (4.90)]:

Vm =0,857 de2 p?n1 / (60 U) = 0,857*0,224**970/ (60*4) = 2,44 м/с

согласно [1] рис.4.7 Kh?=--???3.

Число зубьев колеса [1] ф. (4.92):

Z2' = KUk2/5de21/6 = 18*42/5*2241/6 = 77,23

Где К = 18 [1, табл.4.18]. Принимаем Z2 = 77

Внешний торцовый модуль [1, ф. (4.91)]:

mte = de2/Z2 = 224/77 = 2,91 мм

Число зубьев шестерни: Z1' = Z2/U2 = 77/4 = 19,25. Принимаем Z1 = 19

Фактическое передаточное число: Uф=Z2/Z1=77/19=4,053

Окружная сила [1, ф. (4.94)]:

Ft = 2 Tmax/ (0,857 de2) = 2*201/ (0,857*0,224) = 2094 H

Углы делительных конусов [1, ф. (4.98), (4.99)]:

d2 = arctg (Uk) = arctg (4,053) = 76,139

d1 = 90 - d2 = 90 - 76,139 = 13,861

Биэквивалентное число зубьев [1, ф. (4.97)]:

Zvm = Z2/ (0,55 cos (d2)) =78/ (0,55 cos (77)) = 585

Угол наклона линии зуба в середине зубчатого венца: bm = 35 [1, с.128]. Коэффициент формы зуба для колеса [1, табл.4.13 с.101]: Yf =3,63. Коэффициент qf [1, табл.4.18]:

qf = 0,94 + 0,08 Uk =0,94 + 0,08*4 = 1,26

Напряжение изгиба [1] ф. (4.95):

Условие прочности выполняется

2.2.4 Геометрический расчет конической передачи

Среднее конусное расстояние [1, ф. (4.103)]:

R = Re - 0,5b = 119 - 0,5*34 = 102 мм

Расчетный нормальный модуль в среднем сечении [1, ф. (4.101) (4.104)]:

Диаметр основания конуса шестерни [1] ф. (4.116):

de1 = de2 Z1/Z2 = 224*19/77 = 55,27

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

dae1 = de1+1,64mtecos (1) = 55,27+1,64*2,91cos (14,38) = 59,90 мм

dae2 = de2+1,64mtecos (2) = 224+1,64*2,91cos (75,62) = 225,16 мм

Средние делительные диаметры шестерни и колеса

d1 = de1 (1-0,5Kbe) = 55,27* (1-0,5*0,285) = 47,39 мм

d2 = de2 (1-0,5Kbe) = 224* (1-0,5*0,285) = 192,08 мм

Где :

Kbe = 0,285 - коэффициент ширины зубчатого венца

2.2.5 Силы в зацеплении конической передачи

Направление линии зуба - правое, вращение шестерни - по часовой стрелке.Коэффициенты осевой и радиальной силы [1, табл.4.20], при bm?= 35

ga = 0,444sin (d1) +0,7cos (d1) = 0,444sin (13,86) +0,7cos (13,86) = 0,79

gr = 0,444 cos (d1) - 0,7sin (d1) = 0,444cos (13,86) - 0,7sin (13,86) = 0,26

Осевая сила на шестерне [1, ф. (4.119)]:

Fa1 = Ft ga = 2094*0,79 = 1654 H

Радиальная сила на шестерне [1, ф. (4.120)]:

Fr1 = Ft gr = 2094*0,26 = 544 H

Осевая сила на колесе: Fa2 = Fr1 = 544 H. Радиальная сила на колесе: Fr2 = Fa1 = 1654 H

2.3 Расчет цилиндрической передачи второй ступени

2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности

Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]. Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ. Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение

Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл.4.5]:

Сталь

НВ сердцевины

HRC поверхности

в, МПа

т, МПа

35 ХМ

269 - 302

48 - 53

920

790

40 Г

235 - 262

50 - 60

850

600

Т.к. срок службы передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т.к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]

[Н] = Н lim b/SН

Где Н lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости

SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл.4.6]

[Н] = (2*248,5+70) /1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[F] = F lim b/SF

Где F lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба

SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл.4.6, с.90]

[F] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh = Kh Kh Khv

Kf = Kf Kf Kfv

Предварительное значение окружной скорости:

Где Cv = 15 [1, табл.4.9, с.95]

ya = 0,315 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл.3.3, с.53]

Степень точности передачи - 9 [1, табл.4.10, с.96]

Kh = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kf = 1 [1, с.92]

b/d1 = a (U+1) /2 = 0,315* (5 + 1) /2 = 0,95; Kh0 = 1,6 [1, табл.4.7, с.93]

Согласно [1, ф.4.30, с.92]: Kh = Kh0 = 1,6

Согласно [1, табл.4.8, ф.4.30, с.94] Kf = Kf0 = 1,46

Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл.4.11, 4.12, с.96, 97]

Коэффициенты нагрузки по ф. (2.9), (2.10):

Kh = 1,1*1,6*1,01 1,78, Kf = 1*1,46*1,01 1,47

2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи второй ступени

Расчетный крутящий момент [1] с.98:

Tp = Tmax KhДKh = 965*1*1,78 1718 Нм

Межосевое расстояние [1, ф. (4.38), с.98]

Где К = 270 - для косозубых передач

103 - численный коэффициент согласования размерностей

Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с.51], а = 250 мм

Ширина колеса: b2 = a a = 250*0,315 = 78,75 мм

Принимаем b2 = 80 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2an1/ ( (U+1) 60) = 2*0,28**243/ ( (5+1) 60) = 1,06 м/c

Уточняем Kh по [1, рис.4.7, с.92]: Kh 1,1.

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с.98

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1, ф. (4.44), с.99]:

Модуль [1, ф. (4.45), с.99]:

Где К = 3,5 [1] с.99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с.53] mn = 1,25 мм

Принимаем угол наклона линии зуба =12

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с.100]:

Z = Z1+Z2 = (2a/mn) cos () = (2*250/1,25) *cos (12) = 391,26

Принимаем Z= 391;

Число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Z/ (U+1) = 391/ (5+1) = 65,17; Принимаем Z1= 65;

Z2 = Z - Z1 = 391 - 65 = 326

Уточняем угол наклона линии зуба:

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с.101]:

f = Yf Y Ft KfД Kf / (b mn)

Где Yf - коэффициент формы зуба, Y - коэффициент наклона зуба. Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с.101:

Zv = Z2/cos3 = 326/cos3 (12,18) = 392

Тогда: Yf =3,61 [1, табл.4.13, с.101]

Y = 1 - /140 = 1 - 12,18/140 = 0,91

Где - в градусах и десятичных долях градуса

f =3,61*0,91*4632*1*1,47 / (80 * 1,25) = 223 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи второй ступени

Геометрические параметры цилиндрической передачи второй ступени, полученные в предыдущих расчетах:

Межосевое расстояние а = 250 мм

Угол наклона линии зуба = 12,18

Числа зубьев колес Z1 = 65; Z2 = 326

Нормальный модуль mn = 1,25 мм

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

Наименование

Расчетная формула

Величина (мм)

Делительный диаметр

d = mnZ / cos

d1

83,12

d2

416,88

Диаметр окружности

вершин

da = d + 2mn (1 + X)

da1

85,62

da2

419,38

Диаметр окружности

впадин

df = d - 2mn (1,25 - X)

df1

80,0

df2

413,76

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи второй ступени

Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно

[1] § 4.9 с.109

Осевая сила

Fa = Ft tg () = 4632 * tg (12,18) = 1000 H

Радиальная сила

Fr = Ft tg () /cos () =4632*tg (20) /cos (12,18) = 1725 H

Нормальная сила

Fn = Ft / (cos () cos ()) =4632/ (cos (20) *cos (12,18)) = 5043 H

3. Расчет валов, подбор подшипников

3.1 Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Материал валов - сталь 45 ГОСТ 4050-74.

d = (T*103/0,2 [k]) 0,33 (5.1)

Где [k] = 45 МПа - допускаемое касательное напряжение [2, стр.249] d - в мм. Хвостовик первичного вала: dхв.1 = (52*103/0,2*45) 0,33 = 17,94 мм. Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя d1 = 30 мм.

Хвостовик тихоходного вала:

dхв.3 = (965*103/0,2*45) 0,33 = 47,51 мм.

Принимаем диаметр хвостовика тихоходного вала 48 мм.

Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]:

d > (16 T / ( [])) 1/3

Где Т - крутящий момент в Н/мм[] = 16 МПа [1]

d1 > (16*52/ (*16)) 1/3 = 2,55 см, d2 > (16*201/ (*16)) 1/3 = 4,00 см

d3 > (16* 965/ (*16)) 1/3 = 6,75 см

3.2 Эскизная компоновка валов

Выполняем эскизную компоновку валов при проектировании сборочного чертежа редуктора.

Для тихоходного вала предварительно принимаем роликоподшипники № 7311 по ТУ 37.006.162-89. Для промежуточного вала предварительно принимаем роликоподшипники № 7308 по ТУ 37.006.162-89. Для быстроходного вала предварительно принимаем роликоподшипники № 7307 по ТУ 37.006.162-89.

3.3 Реакции опор валов

3.3.1 Реакции опор быстроходного вала

Рис. 3.1 Схема нагружения ведущего вала силами зацепления

Размеры вала определяем из компоновочного чертежа.

3.3.2 Реакции опор промежуточного вала

Рис. 3.2 Схема нагружения промежуточного вала силами зацепления

Размеры вала определяем из компоновочного чертежа.

Давление на подшипники промежуточного вала:

3.3.2 Реакции опор тихоходного вала

Рис. 3.3 Схема нагружения тихоходного вала силами зацепления

Размеры вала определяем из компоновочного чертежа. Исходные данные для расчета:

Давление на подшипники тихоходного вала

3.4 Расчет подшипников

3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Расчет подшипников ведем при помощи программы "Mathcad 2000"

3.4.2 Расчет подшипников промежуточного вала

3.4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

3.5 Проверочный расчет быстроходного вала

Эпюры изгибающих моментов от продольной силы Fпр=Fa и поперечной силы Fпоп. = (Ft2+Fa2) 0.5= (20942+16542) 0.5=2668,44 Н:

а)

б)

Рис. 3.4 Изгибающие моменты в вертикальной плоскости - а, в горизонтальной плоскости - б)

Принимаем материал вала по материалу шестерни - сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71

в = 600 МПа; т = 320 МПа; т = 280 МПа; -1 = 250 МПа; -1 = 150 МПа; = 0,05; = 0

Осевой момент инерции вала в опасном сечении:

Wос = 0,1dоп3 = 0,1*353 = 4788 мм3

Максимальное нормальное напряжение:

max = (MН2+МV2) 0,5/WP = (93,382+39,702) 0,5*103/4788 = 21,2 МПа

Полярный момент инерции вала в опасном сечении:

WР = 0,2dоп3 = 0,2*353 = 8775 мм3

Максимальное касательное напряжение:

max = Мкр/ WР = 52*103/ 8775 = 5,9 МПа

В месте посадки подшипника по табл. 8.20 [2] определяем интерполированием значения отношений К/Кd = 3,49; К/Кd = 2,9.

Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4) [2]:

КD = (К/Кd + Кf - 1) /КV = (3,49 + 1,08 - 1) /1 = 3,57

КD = (К/Кd + Кf - 1) /КV = (2,9 + 1,08 - 1) /1 = 2,98

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, т.е. а = max = 21,2 МПа, а касательные напряжения по отнулевому, т.е.

а = m = 0,5 max = 0,5*5,9 = 3,0 МПа

Используя формулы (8.1) … (8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S = -1/ (KDa) = 250/ (3,57*21,2) = 3,3

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

S = -1/ (KDa+m) = 150/ (2,89*3,0) = 17,3

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = SS/ (S2+S2) 0,5 = 3,3*17,3/ (3,32+17,32) 0,5 = 3,24

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала обеспечены.

4. Подбор соединительной муфты быстроходного вала

По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента на быстроходном валу и конструктивным соображениям с диаметром под вал двигателя 38 мм, под вал редуктора 30 мм, с допускаемым моментом 250 Нм.

Список литературы

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - М.: Машиностроение, 1984.

2. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2002.

Размещено на Allbest.ru

...

Подобные документы

  • Проектирование привода цепного транспортера

    Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.

    курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.

    курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010

  • Привод цепного конвейера

    Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.

    курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010

  • Проектирование привода цепного транспортера

    Проект привода цепного транспортера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Частота вращения тяговой звездочки и валов. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет третьей ступени редуктора, окружная скорость.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 29.07.2010

  • Проект привода цепного транспортера

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного транспортера конически-цилиндрического редуктора. Расчет тихоходной ступени; предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерен и колес корпуса; проверка прочности, компоновка.

    курсовая работа [4,4 M], добавлен 16.05.2013

  • Расчет цепного конвейера

    Энергетический и кинематический расчет привода. Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени. Расчет быстроходного и промежуточного валов. Выбор и обоснование способа смазки подшипников. Подбор муфты на тихоходный и быстроходный валы.

    курсовая работа [132,6 K], добавлен 26.02.2010

  • Привод цепного транспортёра, состоящего из асинхронного электродвигателя

    Разработка привода цепного транспортёра, кинематический расчет; выбор электродвигателя. Эскизное проектирование редуктора, приводного вала, упруго-компенсирующей муфты. Расчёт валов, соединений, подбор и конструирование корпусов и крышек подшипников.

    курсовая работа [168,8 K], добавлен 15.08.2011

  • Конструирование электродвигателя

    Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя для привода цепного транспортера. Определение вращающих моментов на валах. Конструирование подшипников и валов. Расчет зубчатой передачи, межосевого расстояния и шпоночных соединений. Модуль передач.

    курсовая работа [129,7 K], добавлен 25.10.2015

  • Проектирование привода ленточного транспортера

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного транспортера. Построение схемы нагружения зубчатых колес. Определение запаса прочности валов. Подбор подшипников качения, муфты. Смазка зубчатого зацепления. Порядок сборки редуктора.

    курсовая работа [222,7 K], добавлен 11.01.2012

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.

    дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.

    курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015

  • Расчет и проектирование одноступенчатого зубчатого редуктора

    Кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи. Расчет тихоходного вала привода. Расчет быстроходного вала привода. Подбор подшипников быстроходного вала. Подбор подшипников тихоходного вала. Выбор сорта масла.

    курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.05.2007

  • Расчет привода ленточного транспортера

    Подбор электродвигателя, кинематическая схема привода ленточного транспортера. Определение мощностей и частот вращения, расчет планетарной и ременной передач. Ширина колеса, обеспечение контактной прочности. Подбор подшипников валов и их диаметра.

    курсовая работа [3,2 M], добавлен 09.11.2010

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.

    курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014

  • Проектирование привода ленточного транспортера

    Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.

    контрольная работа [981,3 K], добавлен 12.01.2011

  • Проектирование валов электродвигателя

    Кинематический расчет привода электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет быстроходного и тихоходного валов, подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора, подбор муфты. Проверка прочности шпоночного соединения.

    курсовая работа [277,2 K], добавлен 12.06.2010

  • Вертикальный цилиндрический привод ленточного транспортера

    Кинематический расчет привода ленточного транспортера, проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходной и тихоходной ступеней редуктора). Подбор муфты и шпонок, проверочный расчет подшипников и валов на прочность. Посадка зубчатого колеса.

    курсовая работа [419,6 K], добавлен 14.10.2011

  • Проект привода к подвесному конвейеру

    Расчет привода подвесного конвейера от электродвигателя, через клиноременную и зубчатую передачи. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Проектирование закрытого редуктора, соединительной упругой муфты, вала ведущей звездочки транспортера.

    курсовая работа [306,3 K], добавлен 04.04.2019

  • Проектирование привода цепного конвейера

    Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014

  • Привод транспортера заготовок

    Кинематический расчет привода транспортера заготовок. Выбор электродвигателя, муфты, подшипника, уплотнений, рамы и крепежных элементов. Определение редуктора, валов, цепной передачи. Расчет вала, болтов и соединений. Техническое описание привода.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 17.06.2014

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены