Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное Агентство Образования и Науки Российской Федерации

ИВАНОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Расчётно-пояснительная записка

к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

Тема: «Проектирование привода к шаровой мельнице»

Выполнил: студент группы 3/34 Горобцов В.В.

Руководитель: Киселев Б.Р.

Иваново 2007 г.

Содержание

Задание на выполнение курсового проекта

Введение

1. Оптимизация выбора привода

2. Кинетический расчёт привода и выбор электродвигателя

3. Расчёт двухступенчатого цилиндрического редуктора

3.1 Расчёт зубчатых колёс I ступени редуктора

3.2 Расчёт зубчатых колёс II ступени редуктора

4. Расчёт и конструирование валов двухступенчатого цилиндрического редуктора

4.1 Быстроходный вал

4.2 Промежуточный вал

4.3 Тихоходный вал

5. Расчёт и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа

6. Выбор сорта масла

7. Конструирование корпуса редуктора

8. Проектирование рамы

9. Выбор муфт

Список использованной литературы

Задание на выполнение курсового проекта по механике

Тема: Спроектировать привод к шаровой мельнице

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу машины N_р.в.=17,9 кВт

Скорость вращения рабочего вала машины n_р.в.=50 об/мин

Скорость вращения электродвигателя n_с=1500 об/мин

ПВ=100 %

Кинематическая схема

1. Оптимизация выбора привода

Т.к. в исходных данных проекта известны скорость вращения рабочего вала машины и вала электродвигателя, поэтому определим ориентировочно общее передаточное отношение привода

u_пр=n_с. / n_р.в.

u_пр=n_с. / n_р.в.=1500/50=30

2. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

Определение К.П.Д. привода

з_пр=зі_п.к.зІ_з.п.ц.з_ц.п.=0,99і*0,97І*0,95=0,87

где: - к.п.д. редуктора,

- к.п.д. цепной передачи открытого типа,

- к.п.д. пары подшипников качения,

- к.п.д. зубчатой передачи закрытого типа.

Определим расчётную мощность электродвигателя

N^р_эл=N_р.в / з_пр

N^р_эл=N_р.в / з_пр=17,9 / 0,87=20,6 кВт

Выбираем электродвигатель

Зная n_c=1500 об/мин N^р_эл=20,6 кВт

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А180М4УЗ, N_эл=22 кВт, S=2%- нормальное скольжение.

Электродвигатель будет работать с недогрузкой,

20,6-100%

1,4- X%=> X=1,4*100/20,6=6,8% допустимо т.к.<15%

Определим асинхронную частоту вращения электродвигателя

n_ас=n_с(1-S% / 100%)

n_ас=1500(1-2% / 100%)=1470 об/мин

Уточняем передаточное отношения механических ступеней привода

Действительное общее передаточное отношение привода равно

uґ_пр=n_ас / n_р.в.=1470/50=29,4

Если принять стандартное передаточное отношение u_1-2=3,55

u_3-4=4,5 по ГОСТ 3563-60

Определим уточнённое передаточное отношение открытой цепной передачи

uґ_{отк.пер.}= uґ_пр /u_р^ст=29,4/16=1,84

Уточняем общее передаточное отношение

u_об.=4,5*3,55*1,84=29,8

Определим моменты на валах привода.

Ротор электродвигателя:

М_эл.=30*N_эл^р / р* n_ас

М_эл.=30*20,6*10³ / 3,14*1470=133,9 Н*м

Передаточное отношение пар:

u_1-2 =3,55 ; u_3-4=4,5

Быстроходный вал:

М_Р = М_эл., т.к. привод идёт через муфту

М_РР = М_Р * u_1-2* з_п.к* з_з.п =133,9*3,55*0,99*0,97=456,5 Н*м

М_РРР = М_РР * u_3-4* з_п.к* з_з.п =456,5*4,5*0,99*0,95=1972,7 Н*м

М_р.в.= М_РРР * u_ц.п.* з_п.к* з_з.п =1972,2*1,84*0,99*0,95=3413,8 Н*м

Определим частоту вращения валов привода.

Быстроходный вал редуктора:

n₁=n_ас (т.к. осуществляется через муфту)

n₁=n_ас=1470 об/мин

n₂=n₁ / u_1-2 =1470/3,55=414 об/мин

n₃=n₂ / u_1-2* u_3-4 =1470/4,5*3,55=92 об/мин

n_р.в.= n₁/ u_1-2* u_3-4 * u_ц.п.=1470/3,55*4,5*1,84=50 об/мин

Кинематические параметры привода

Параметр	Элемент	Значение
Общий КПД привода		0,87
Расчётная мощность электродвигателя, кВт		20,6
Уточнённое передаточное число привода		30
Передаточное отношение	закрытой зубчатой передачи первой ступени	3,55
	закрытой зубчатой передачи второй ступени	4,5
	открытой зубчатой передачи	1,84
Вращающий момент на валу, Нм	быстроходном	133,9
	среднем	456,5
	тихоходном	1972,7
	рабочем	3413,8
Частота вращения вала, об/мин	быстроходного	1470
	среднего	414
	тихоходного	92
	рабочего	50

3. Расчёт двухступенчатого редуктора

3.1 Расчёт зубчатых колёс первой ступени редуктора

Вид передачи - цилиндрическая косозубая.

Выбор материала: для зубчатых колёс - Сталь 45, закалка с высоким отпуском

НВ=269-302

Колесо: НВ = 269

Шестерня: НВ = 302

Т.к. твёрдость поверхности зубьев колёса меньше, чем твёрдость поверхности шестерни, то расчёт контактного напряжения ведём по зубчатому колесу электродвигатель редуктор привод вал

[у_H]₂ = у_HO2 K_HL / S_H

у_HO2 - предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа

По моменту М_РРР выбираем редуктор (М_РРР =1972,7 Н*м)

2000 - 100 %

27,3 - Х % => Х=27,3*100 / 2000 =1,37 %

Выбираем редуктор 1Ц2У-160

Определяем допускаемое контактное напряжение

у_HO2 = 2*НВ + 70 =2*269+70 =608 МПа

K_HL=1- коэффициент долговечности

S_H = 1,2- коэффициент безопасности

[у_H]₂ = 608 1 / 1.2 = 507 Мпа

Определяем межосевое расстояние

а=К_а*( u_1-2 +1) ³М _{Р Р} *К_нв / у_H²*ш_бв* u_1-2²

К_б=430, т.к. косозубая передача

ш_ав=0,315 - коэффициент ширины венца зубчатого колёса относительно межосевого расстояния ГОСТ 2185- 66

ш_вd=0,5* ш_бв(u_1-2 +1)=0,5*0,315(3,55+1)=0,72

К _нв=1,07 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца

а=430*(3,55+1) ³456,5*1,07 / 507²*0,315*3,55²=153 мм

160 - 100%

7 - Х% => Х=7*100 / 160=4,3% Т.к. недогрузка составляет менее 15%, то по стандарту принимаем значение а_ст=160 мм

Определяем модуль

m_n = (0.01 ч 0.02) * a_ст = (0.01 ч 0.02)*160=2,5 мм

принимаем m_ст. =2,5 мм

Определяем суммарное количество зубьев

Z_У = (2 a / m_с) cos в

Z_У = (2 160 / 2,5) cos 10° = 126 шт.

Определяем количество зубьев шестерни и колеса

Z₁ = Z_У / (U_1-2 + 1)

Z₁ = 126 / (3,55 + 1) = 28 шт.

Z₂ =Z_У - Z₁= 126 - 28 = 98 шт.

Уточняем передаточное отношение

u_1-2=Z₂ /Z₁=98 / 28=3,53

Уточняем межосевое расстояние

а_ф = 0,5* m_n (Z₁ + Z₂ )* 1 / cos в

Принимаем, что cos в= 10°

m_n = m_ст* cos в = 2,5* cos10°=2,46

а_ф = 0,5*2,46 (28+98)* 1/ cos 10°=160 мм

Уточняем угол наклона зубьев

в=arсcos(0,5* m_n*(Z₁ + Z₂ ) / а_ст)

в=arсcos(0,5*2,46*(28+98) / 160= arсcos 0,98 =14,4°

Определяем расчётные контактные напряжения, МПа

у_H2=6160* Z_н * Z_e / а_ст * М_РР (u+1)і * К_Hб * К_нв * К_нv / в* uІ

Z_н - коэффициент формы сопряжения поверхностей зуба

Принимаем что б=20°

Z_н= 2соs в / sin 2б = 2*соs14,4° / sin 2*20°=1,74

еб - коэффициент торцового перекрытия

еб = (1,88-3,2 (1/ Z₁ + 1/Z₂ ))* соs в

еб = (1,88-3,2 (1/28+1/98))* соs14,4 = 1,68

Z_e - коэффициент суммарной длины контактных линий

Z_e= 1 / еб = 1 / 1,7 =0,77

в₂ - ширина венца зубчатого колёса, мм

в= ш_ва* а_ст

в=0,315*160=50 мм

K_Hб = 1,046 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Определяем окружную скорость

v=р*d₂*n₂/ 60*1000

v=3,14**414 / 60*1000=5,3 м/с

d₂= m_n* Z₂=2,5*98=245 мм

n₁=1470 об/мин

р=3,14

K_Hв=1,14 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_HV=1 - коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

у_H2=6160*1,68*0,77 /160* 456,5*(3,55+1)і*1,046*1,14*1 /50*3,55І =453 МПа

506- 100%

53 - Х% => Х=100*53 / 506=10%

Т.к. перегрузка составляет менее 15%, то условия расчёта по контактным напряжениям выполняются. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев передачи

[у] _F = (у_Fо *К_FL*К_Fс) / S_F * Y_S

у_Fо - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа

у_Fо =1,8*НВ

у_Fо1 =1,8*269=484,2 МПа

у_Fо2 =1,8*302=543,6 МПа

К_FL = 1 - коэффициент долговечности

К_Fс = 1,1- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки

S_F - коэффициент безопасности

S_F = S_F¹ * S_F¹¹

S_F¹¹= 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колёса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 76,

S_F¹ = 1 - коэффициент способа получения заготовки зубчатого колёса:

S_F = 1*1,75=1,75

Y_S = 1,035 - коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 76, табл. 6.2

[у] _F1 = 484,2*1*1,1*1,035 / 1,75=315 МПа

[у] _F2 = 543,6*1*1,1*1,035 / 1,75=354 МПа

Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колёса, Мпа

у _F2 =Y _F2* Y_в*2000* М_РР* K_Fб* K_Fв* K_FV / в₂ * d₂* m_ст

Y _F = коэффициент формы зуба

Y _F1=3,6

Y _F2=3,8

[у] _F1 / Y _F1 = 354/3,6=98 МПа

[у] _F2 / Y _F2 = 315/3,8=83 МПа

Т.к.

[у] _F1 / Y _F1 > [у] _F2 / Y _F2 ,

то определяем расчётное напряжение изгиба зубьев колёса

Y_в - коэффициент наклона зуба

Y_в=1- в / 140=1 - 14,4 / 140=0,9

K_Fб = 0,81 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

K_Fв = 1,17 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 84, табл. 6.9,

K_FV =1,15- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 85, табл. 6.10,

у _F2 = 3,6*0,9*2000*465,5*0,81*1,17*1,15 / 50*245*2,5=105 Мпа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого [у] _F2 > у _F2

354 > 105

Условие расчёта по изгибным напряжения выполняется

Параметры зубчатых колёс первой ступени

Параметр	Обозначения	Расчётные формулы	Шестерня	Колесо
Нормальный модуль			2,5
Торцовый модуль	mt		2,54
Делительный диаметр			71	249
Диаметр вершин зубьев			76	254
Диаметр впадин зубьев			65	242,7
Шаг нормальный			7,85
Шаг торцовый	tt	tt=tn / cosв	8,1
Окружная толщина зубьев			3,93
Ширина впадин зубьев			3,93
Высота зуба			5,63
Высота ножки зуба			3,13
Высота головки зуба			2,5
Радиальный зазор			0,63
Ширина венца			55	50
Межосевое расстояние			160

3.2 Расчёт зубчатых колёс второй ступени редуктора

Вид передачи - цилиндрическая косозубая.

Выбор материала: для зубчатых колёс - Сталь 45, закалка с высоким отпуском

НВ=269-302

Колесо: НВ = 269

Шестерня: НВ = 302

Т.к. твёрдость поверхности зубьев колёса меньше, чем твёрдость поверхности шестерни, то расчёт контактного напряжения ведём по зубчатому колесу

[у_H]₂ = у_HO2 K_HL / S_H

у_HO2 - предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа

Определяем допускаемое контактное напряжение

у_HO2 = 2*НВ + 70 =2*269+70 =608 МПа

K_HL=1- коэффициент долговечности

S_H = 1,2- коэффициент безопасности

[у_H]₂ = 608 1 / 1.2 = 507 МПа

Определяем межосевое расстояние

а=К_а*( u_3-4 +1) ³ М _{Р Р Р} *К_нв / [у_H] ²₂ *ш_бв* u_3-4²

К_б=430, т.к. косозубая передача

ш_ав=0,20 - коэффициент ширины венца зубчатого колёса относительно межосевого расстояния ГОСТ 2185- 66

ш_вd=0,5* ш_бв(u_3-4 +1)=0,5*0,2(4,5+1)=0,55

К _нв=1,08 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца

а=430*(4,5+1) ³ 1972,7*1,08 / 507²*0,2*4,5² = 300 мм

315 - 100%

15 - Х% => Х=15*100 / 315=4,7% Т.к. недогрузка составляет менее 15%, то по стандарту принимаем значение а_ст=315 мм

Определяем модуль

m_n = (0.01 ч 0.02) * a_ст = (0.01 ч 0.02)*315=5 мм

принимаем m_ст. =5 мм

Определяем суммарное количество зубьев

Z_У = (2 a / m_с) cos в

Z_У = (2 315 / 5) cos 10° = 126 шт.

Определяем количество зубьев шестерни и колёса

Z₁ = Z_У / (U_1-2 + 1)

Z₁ = 126 / (4,5 + 1) = 23 шт.

Z₂ =Z_У - Z₁= 126 - 23 = 103 шт.

Уточняем передаточное отношение

u_1-2=Z₂ /Z₁=103 / 23=4,48

Уточняем межосевое расстояние

а_ф = 0,5* m_n (Z₁ + Z₂ )* 1 / cos в

Принимаем, что cos в= 10°

m_n = m_ст* cos в = 5* cos10°=4,92

а_ф = 0,5*4,92 (28+98)* 1/ cos 10°=319 мм

Уточняем угол наклона зубьев

в=arсcos(0,5* m_n*(Z₁ + Z₂ ) / а_ст)

в=arсcos(0,5*4,92*(23+103) / 315) =10°

Определяем расчётные контактные напряжения, МПа

у_H2=6160* Z_н * Z_e / а_ст * М_РР (u+1)і * К_Hб * К_нв * К_нv / в* uІ

Z_н - коэффициент формы сопряжения поверхностей зуба

Принимаем что б=20°

Z_н= 2соs в / sin 2б = 2*соs10° / sin 2*20°=1,75

еб - коэффициент торцового перекрытия

еб = (1,88-3,2 (1/ Z₁ + 1/Z₂ ))* соs в

еб = (1,88-3,2 (1/23+1/103))* соs11,5 = 1,7

Z_e - коэффициент суммарной длины контактных линий

Z_e= 1 / еб = 1 / 1,7 =0,77

в₄ - ширина венца зубчатого колёса, мм

в= ш_ва* а_ст

в₄=0,2*315=63 мм

K_Hб = 1,07 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Определяем окружную скорость

v=р*Z₄*n₃*m_n / 60*1000

v=3,14*103*5*92 / 60*1000=2,5 м/с

n₃=92 об/мин

р=3,14

K_Hв=1,08 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_HV=1 - коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

у_H2=6160*1,75*0,77 /315 * 1972,7*(4,5+1)і*1,07*1,08*1 / 53*4,5І = 454 МПа

506- 100%

52 - Х% => Х=100*52 / 506=10%

Т.к. перегрузка составляет менее 15%, то условия расчёта по контактным напряжениям выполняются.

Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев передачи

[у] _F = (у_Fо *К_FL*К_Fс) / S_F * Y_S

у_Fо - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа

у_Fо =1,8*НВ

у_Fо1 =1,8*269=484,2 МПа

у_Fо2 =1,8*302=543,6 МПа

К_FL = 1 - коэффициент долговечности

К_Fс = 1,1- коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки

S_F - коэффициент безопасности

S_F = S_F¹ * S_F¹¹

S_F¹¹= 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колёса и ответственности зубчатой передачи 1, стр. 76,

S_F¹ = 1 - коэффициент способа получения заготовки зубчатого колёса:

S_F = 1*1,75=1,75

Y_S = 1,035 - коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений 1, стр. 76, табл. 6.2

[у] _F4 = 484,2*1*1,1*0,96 / 1,75=292 МПа

[у] _F3 = 543,6*1*1,1*0,96 / 1,75=328 МПа

Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колёса, МПа

у _F4 =Y _F2* Y_в*2000* М_РРР* K_Fб* K_Fв* K_FV / в₄ * d₄* m_n

Y _F = коэффициент формы зуба

Y _F3= 4

Y _F4=3,6

[у] _F3 / Y _F3 = 328/4=82 МПа

[у] _F4 / Y _F4 = 292/3,6=81 МПа

Т.к.

[у] _F3 / Y _F3 > [у] _F4 / Y _F4 ,

то определяем расчётное напряжение изгиба зубьев колёса

Y_в - коэффициент наклона зуба

Y_в=1- в / 140=1 - 10 / 140=0,93

K_Fб = 0,81 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

K_Fв = 1,1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 1, стр. 84, табл. 6.9,

K_FV =1- коэффициент динамической нагрузки 1, стр. 85, табл. 6.10,

Ширина шестерни рекомендуется проектировать на (2-5) мм больше ширины колёса, т. к. возможна игра передачи и неточность сборки.

в₃ = в₄ +5=63+5=68

у _F2 = 3,6*0,93*2000*1972,7*0,81*1,1*1 / 63*515*5=72,5 МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого [у] _F2 > у _F2

354 > 72,5

Условие расчёта по изгибным напряжения выполняется

Параметры зубчатых колёс второй ступени

Параметр	Обозначения	Расчётные формулы	Шестерня	Колесо
Нормальный модуль			5
Торцовый модуль	mt		5
Делительный диаметр			115	515
Диаметр вершин зубьев			125	525
Диаметр впадин зубьев			102,5	502,5
Шаг нормальный			15,7
Шаг торцовый	tt	tt=tn / cosв	15,9
Окружная толщина зубьев			7,85
Ширина впадин зубьев			7,85
Высота зуба			11,25
Высота ножки зуба			6,25
Высота головки зуба			5
Радиальный зазор			1,25
Ширина венца			68	63
Межосевое расстояние			315

Расчёт цепной передачи

Исходные данные для расчёта цепной передачи

М_РРР = 1972,7 Нм - передаваемый момент,

n₃ = 92 об/ мин частота вращения ведущей звёздочки,

u_ц.п.=1,86 - передаточное отношение цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь 2 ПР по ГОСТ-13568-75

Определяем число зубьев ведущей и ведомой звёздочек

Принимаем число зубьев ведущей звёздочки Z₅=27 шт.

Определяем число зубьев ведомой звёздочки

Z₆ = Z₅ * u_ц.п.

Z₆ = 27*1,84=50 шт.

Определяем шаг цепи, мм

3.3. Определим шаг цепи, мм

t = 0,9* ³ М_РРР * К_э / Z₅

к - число рядов цепи

к = 2

К_э - коэффициент эксплуатации:

К_э = К₁*К₂*К₃*К₄*К₅*К₆

К₁ - динамический коэффициент:

К₁=1 - при толчках[1 , стр. 67],

К₂ - коэффициент смазки:

К₂= 1,5 - при периодической смазке [1 . стр. 67]

К₃- коэффициент продолжительности работы:

К₃= 1 - при односменной работе [1. стр. 67],

К₄- коэффициент межосевого расстояния:

К₄ =1 при

А=(30-60)* t [1. стр. 67],

К₅ - коэффициент способа регулирования натяжения цепи:

К₅= 1,15 - при периодическом регулировании [1. стр. 67].

К₆- коэффициент наклона передачи:

К₆ = 1 - при г ? 60° [1. стр. 67]

К_э = 1*1,5*1*1*1,15*1=1,725

t= 0,9* ³ 1972,7*10³*1,725 / 27*2 =35,8 мм

Принимаем цепь приводную роликовую 3ПР по ГОСТ 13568-75 с параметрами:

t = 31,75 мм - шаг цепи,

В_вн= 19,5 мм - расстояние между внутренними пластинами цепи,

d = 9,55 мм -диаметр валика,

d₁=19,5 мм - диаметр ролика,

h = 36,2 мм - высота цепи,

b = 68 мм - ширина цепи,

Q = 260,86 кН - разрушающая нагрузка,

g = 11,1 кг- масса 1 м цепи,

F = 981 мм²- проекция опорной поверхности шарнира,

Определим расстояние между осями ведущей и ведомой звёздочек, мм

мм

Определим длину цепи, мм

мм

Определим количество звеньев, образующих цепь

Принимаем

Определим скорость движения цепи, м/с

м/с

Определим окружное усилие, Н

Н

Проверим среднее давление в шарнирах роликовой цепи, МПа



МПа - допускаемое давление в шарнирах роликовой цепи 1, стр. 67, табл. 5.3

МПа

- условие выполнено

Проверим цепь по коэффициенту запаса прочности

- усилие от центробежной силы, Н:

Н,

- усилие от провисания ведомой ветви цепи, Н:

1, стр. 68

Н,

- допускаемый коэффициент запаса прочности 1, стр. 68

- условие выполнено

Проверим передачу по числу ударов цепи с обеими звёздочками, с 1

с-1- допускаемое число ударов 1, стр. 68, табл. 5.4

с^-1

- условие выполняется

Определим силу, действующую на вал, Н

Н

Определим геометрические параметры звёздочек

Радиусы впадины, мм

мм

- половина угла зуба:

ведущая звёздочка

ведомая звёздочка

,

- угол сопряжения:

ведущая звёздочка

ведомая звёздочка

ведущая звёздочка

мм

ведомая звёздочка

мм

, мм

ведущая звёздочка

мм

ведомая звёздочка

мм

Радиус зуба в продольном сечении, мм

мм

Высота профильной части сечения зуба, мм

мм

Ширина зубчатого венца звёздочек, мм

мм

Диаметр делительной окружности звёздочек, мм

ведущей звёздочки

мм

ведомой звёздочки

мм

Диаметр окружности выступов звёздочек, мм

ведущей

мм

ведомой

мм

Диаметр окружности впадин звёздочек, мм

ведущей

мм

ведомой

мм

Основные размеры ступицы ведущей звёздочки длина, мм

мм - диаметр вала под ступицу звёздочки

мм

диаметр, мм

мм

Принимаем 144 мм

Параметры цепной передачи.

Таблица 3.1

Параметр	Обозначение	Значение
Число зубьев звёздочки	ведущей	27
	ведомой	50
Шаг цепи, мм		31,75
Межосевое расстояние, мм		1270
Длина цепи, мм		2580
Количество звеньев цепи		82
Геометрические параметры звёздочек
Радиусы впадины, мм		9,6
Радиус головки зуба, мм	ведущей	12,7
	ведомой	12,5
Радиус зуба в продольном сечении, мм		32,4
Высота профильной части сечения зуба, мм		14,3
Ширина зубчатого венца, мм		17
Диаметр делительной окружности звёздочки, мм	ведущей	303,99
	ведомой	946,21
Диаметр окружности выступов, мм	ведущей	320,64
	ведомой	964,49
Диаметр окружности впадин, мм	ведущей	281,55
	ведомой	964,49
Длина ступицы звёздочки, мм		180
Диаметр ступицы звёздочки, мм		144

4. Конструирование валов редуктора. Расчет быстроходного вала

Выбор материала вала редуктора.

Для валов редуктора выбираем материал Сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Определим диаметр выходного конца вала, мм

, (4.1)

где МПа - допустимое напряжение на кручение ,

Нм - крутящий момент на валу

мм

В соответствии с ГОСТ 12080-66 d₁^ст=34 мм

Быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой, которая устанавливается на валу при помощи шпонки. Поэтому диаметр выходного конца быстроходного вала увеличиваем на (810)% для компенсации ослабления сечения шпонкой.

В соответствии с d₁^сти М₁ выбираем муфту втулочно-пальцевую по [2, стр. 170 ГОСТ 21424-75 с геометрическими параметрами].

Длину выходного конца вала принимаем равной длине полумуфты:

мм, d=34 мм - диаметр посадочного отверстия полумуфты для вала редуктора.

Выбираем шпонку ГОСТ 23360-78 под полумуфту по диаметру вала с параметрами:

мм - глубина паза вала,

мм - глубина паза втулки.

Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия.

, (4.2)

где М - передаваемый момент, Н мм,

d - диаметр вала, мм,

Расчётная длина ступицы

мм

Расчётная длина шпонки

l_р = l-b

мм,

l_р = 43-10 = 33 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.

Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

На следующую ступень вала устанавливается подшипник, её диаметр должен быть кратен пяти и равен d₂ =40 мм.

Выбираем подшипник шариковый радиально упорный 408 ГОСТ 12020-66, который имеет следующие параметры:

D = 110 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 27 мм - ширина подшипника,

С = 63700 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 36500 Н - статическая грузоподъёмность.

Между подшипником и шестерней устанавливаем мазеудерживающее кольцо.

Следующую ступень принимаем равной d₃=76, для шестерни.

Следующую ступень принимаем равной d₄=45 мм

Между подшипником и предыдущей ступенью устанавливаем мазеудерживающее кольцо.

Ступень под подшипник d₅=40 мм

Дальнейшее конструирование вала производиться в обратном порядке, т.е. мазеудерживающее кольцо, подшипник и глухая крышка.

Составляем расчётную схему нагружения вала. Разложим нагрузки на вал по двум взаимно перпендикулярным плоскостям ZOY и XOY. Из условия равновесия системы определяем опорные реакции и сумму их абсолютных величин, а также суммарную величину усилий, действующих вдоль оси вала и внешних поперечных нагрузок.

Н

Н

Н

Н

Суммарные реакции опор

Н

Н

Построим эпюры изгибающих моментов

, Нм

Нм

, Нм

Нм

, Нм

Нм

, Нм

Нм

Построим эпюру крутящего момента

, Нм

Нм

Проверим жёсткость вала по прогибу f, мм

, (4.3)

где l = a + b - расстояние между опорами, l = 205 мм,

максимально действующая изгибающая сила, Н,

Н, (4.4)

МПа - модуль упругости,

осевой момент инерции, мм⁴,

мм⁴, (4.5)

[f] - допускаемый прогиб, ,

где m - нормальный модуль,

мм

f<[f]

0,016 мм<0,06 мм

Проверим жёсткость вала по углу закручивания ₀ на 1 м длины вала.

, (4.6)

где - модуль свига, МПа,

полярный момент инерции, мм⁴,

мм⁴, (4.7)

- допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала.

ц₀<[ц]₀

(0,24*10^-5)⁰<0,25⁰

Проверка сечения среднего вала на прочности

n_ф - нормальное напряжение

n_у - касательное напряжение

Определяем максимальный момент инерции

М_и^мах =

М_и^мах = Нм

Определяем среднее значение формального напряжения

у_м = F_А /р*d²/4

F_А= 905 Н - сила действующая в зацеплении

у_м =905/3,14*45²/4=0,57

Определяем предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба

у_-1= 0,43*у_в

у_в - предел прочности для стали 45

у_-1= 0,43*600=258 МПа

Определяем среднее значение касательного напряжения

у_v = М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и=р*d³/32

W_и=3,14*45³/32=8942 Н*м

у_v =158610/8942=17,7 МПа

Определяем нормальное напряжение

к_у=1,5-2-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_у=0,05- коэффициент для стали

е_у = 0,83 - масштабный фактор для нормального напряжения[3, стр. 300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

Определяем предел выносливости вала при симметричных циклах кручения

ф_-1=0,58*у_-1

ф_-1=0,58*258=149 МПа

Определяем среднее значение нормального и касательного напряжения

ф _v = ф_м= М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и = р*d³ / 16=3,14*45³ / 16 = 17883 Н*м

к_ф =1,4-2,1-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_ф =0,05- коэффициент для стали

е_ф = 0,71 - масштабный фактор для нормального напряжения[3, стр.300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

ф _v = ф_м= 158610 / 17883 =8,9

Определяем касательное напряжение

Для обеспечения прочности вала редуктора n_1-1 должна быть в пределах 2,5-3

В данном случае прочность металла обеспечена.

Расчет среднего вала

Выбор материала вала редуктора.

Для среднего вала редуктора выбираем материал Сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Определим ориентировочно диаметр выходного конца вала, мм

МПа,- допустимое напряжение на кручение

Н м

мм

Принимаем мм по ГОСТ 12081-72 [1, стр. 104] и устанавливаем подшипник шариковый радиально-упорный №410 ГОСТ 8338-75, который имеет следующие параметры:

D = 130 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 31 мм - ширина подшипника,

С = 87100 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 52000 Н - статическая грузоподъёмность.

По наружному диаметру подшипника выбираем глухую крышку ГОСТ 18512-73.

Между подшипником и шестерней устанавливаем мазеудерживающее кольцо.

Следующую ступень принимаем равной 56 мм, на которую за счёт шпоночного соединения устанавливаем колесо первой ступени редуктора.

Выбираем шпонку 16х10х40 ГОСТ 23360-78 и проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия.

l_р = l-b

расчётная длина шпонки, мм,

мм,

l_р = 61 - 16 = 45 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.

Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

Следующим конструктивным элементом вала назначаем буртик диаметром d₃ = 60 мм, который предназначен для ограничения осевого перемещения колёса и шестерни.

Следующую ступень принимаем равной 56 мм, на которую с помощью шпоночного соединения устанавливаем шестерню второй ступени редуктора.

Выбираем шпонку 16х10х58СТ 23360-78.

Т.к. геометрические параметры и момент остались прежними, в проверке шпонки на смятие нет необходимости. Оставшуюся часть вала конструируем в обратной последовательности, т.е. мазеудерживающее кольцо, подшипник и глухая крышка.

Составляем расчётную схему нагружения вала. Разложим нагрузки на вал по двум взаимно перпендикулярным плоскостям ZOY и XOY. Из условия равновесия системы определяем опорные реакции и сумму их абсолютных величин, а также суммарную величину усилий, действующих вдоль оси вала и внешних поперечных нагрузок.

Рисунок

Н

Н

Н

Н

Суммарные реакции опор

Н

Н

Построим эпюры изгибающих моментов

, Нм

Нм

, Нм

Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

Построим эпюру крутящего момента

, Нм

Нм

, Нм

Нм

Проверим жёсткость вала по прогибу f, мм

,

где l = a + b - расстояние между опорами, l = 205 мм,



максимально действующая изгибающая сила, Н,

Н,

Мпа - модуль упругости,

осевой момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

[f] - допускаемый прогиб, ,

где m - нормальный модуль,

мм

f<[f]

мм<0,06 мм

Проверим жёсткость вала по углу закручивания ₀ на 1 м длины вала.

,

где - модуль свига, МПа,

-полярный момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

- допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала.

⁰

ц₀<[ц]₀

()⁰<0,25⁰

Проверка сечения среднего вала на прочности

n_ф - нормальное напряжение

n_у - касательное напряжение

Определяем максимальный момент инерции

М_и^мах =v (R^z _А *71)² +(R^x_В*134)²

М_и^мах =v (-710 *71)² +(3215,5*134)²=433816 Н*м

Определяем среднее значение формального напряжения

у_м = F_А /р*d²/4

F_А= 657 Н - сила действующая в зацеплении

у_м =657/314*56²/4=0,27

Определяем предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба

у_-1= 0,43*у_в

у_в - предел прочности для стали 45

у_-1= 0,43*600=258 МПа

Определяем среднее значение касательного напряжения

у_v = М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и=р*d³/32

W_и=3,14*56³/32=17232 Н*м

у_v =433816/17232=25 МПа

Определяем нормальное напряжение

n_у= у_-1 / к_у* у_v+ш_у*у_м / е_у*в

к_у=1,5-2-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_у=0,05- коэффициент для стали

е_у = 0,83 - масштабный фактор для нормального напряжения[3, стр. 300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

n_у= 258 / 2* 25+0,05*0,27/ 0,83*0,9=3,9

Определяем предел выносливости вала при симметричных циклах кручения

ф_-1=0,58*у_-1

ф_-1=0,58*258=149 МПа

Определяем среднее значение нормального и касательного напряжения

ф _v = ф_м= М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и = р*d³ / 16=3,14*56³ / 16 = 34465 Н*м

к_ф =1,4-2,1-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_ф =0,05- коэффициент для стали

е_ф = 0,71 - масштабный фактор для нормального напряжения[3, стр. 300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

ф _v = ф_м= 433816 / 34465 = 12,6

Определяем касательное напряжение

n _ф = ф _-1 / к _ф * ф _v+ш _ф * ф _м / е _ф *в

n _ф = 149/ 2,1* 12,6+0*12,6/ 0,71*0,9=3,6

для обеспечения прочности вала редуктора n_1-1 должна быть в пределах 2,5-3

В данном случае прочность металла обеспечена.

4.2 Расчет тихоходного вала

Выбор материала вала редуктора

Для среднего вала редуктора выбираем материал Сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Определим ориентировочно диаметр выходного конца вала, мм



МПа,- допустимое напряжение на кручение

Н м

мм

Принимаем мм по ГОСТ 12080-66

На данный диаметр вала устанавливается звёздочка открытой цепной передачи, с помощью шпонки.

Выбираем шпонку 22х14х70 ГОСТ 23360-78 и проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия.

Расчётная длина ступени.

мм,

Расчётная длина шпонки, мм,

l_р = l-b

мм,

l_р = 112 - 22 = 90 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.

Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

Диаметр вала под подшипник принимаем равным;d₂=90 мм

D = 190 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 43 мм - ширина подшипника,

С = 133000 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 99000 Н - статическая грузоподъёмность.

По наружному диаметру подшипника выбираем глухую крышку ГОСТ 18512-73.

Между подшипником и шестерней устанавливаем мазеудерживающее кольцо.

Следующую ступень принимаем равной d₃= 95 мм, на которую за счёт шпоночного соединения устанавливаем колесо второй ступени редуктора.

Выбираем шпонку 28х16х53СТ 23360-78 и проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия

Расчётная длина ступени

мм,

Расчётная длина шпонки, мм,

l_р = l-b

мм,

l_р = 106 - 28 = 78 мм,

МПа

- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступице МПа.



Условие выполняется, следовательно выбор шпонки верен.

Т.к. геометрические параметры и момент остались прежними, в проверке шпонки на смятие нет необходимости. Оставшуюся часть вала конструируем в обратной последовательности, т.е. мазеудерживающее кольцо, подшипник и глухая крышка.

Составляем расчётную схему нагружения вала. Разложим нагрузки на вал по двум взаимно перпендикулярным плоскостям ZOY и XOY. Из условия равновесия системы определяем опорные реакции и сумму их абсолютных величин, а также суммарную величину усилий, действующих вдоль оси вала и внешних поперечных нагрузок.

-Н

Н

Н



Н

Суммарные реакции опор

Н

Н

Построим эпюры изгибающих моментов

Нм

Нм

, Нм

Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

, Нм

Построим эпюру крутящего момента

, Нм

Нм

, Нм

Нм

Проверим жёсткость вала по прогибу f, мм.

,

где l = a + b - расстояние между опорами, l = 205 мм,

максимально действующая изгибающая сила, Н,

Н,

Мпа - модуль упругости,

- осевой момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

[f] - допускаемый прогиб, ,

где m - нормальный модуль,

мм

f<[f]

мм<0,15 мм

Проверим жёсткость вала по углу закручивания ₀ на 1 м длины вала.

,

где - модуль свига, МПа,

-полярный момент инерции, мм⁴,

мм⁴,

- допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала.

⁰

ц₀<[ц]₀

()⁰<0,25⁰

Проверка сечения среднего вала на прочности

n_ф - нормальное напряжение

n_у - касательное напряжение

Определяем максимальный момент инерции

Определяем среднее значение формального напряжения

у_м = F_А /р*d²/4

F_А= 1351 Н - сила действующая в зацеплении

у_м =1351/3,14*95²/4=0,1 МПа

Определяем предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба

у_-1= 0,43*у_в

у_в - предел прочности для стали 45

у_-1= 0,43*600=258 МПа

Определяем среднее значение касательного напряжения

у_v = М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и=р*d³/32

W_и=3,14*95³/32=84130 Н*м

у_v =562885/84130=6,7 МПа

Определяем нормальное напряжение

к_у=1,5-2-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_у=0,05 - коэффициент для стали

е_у = 0,7 - масштабный фактор для нормального напряжения[3, стр. 300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

Определяем предел выносливости вала при симметричных циклах кручения

ф_-1=0,58*у_-1

ф_-1=0,58*258=149 МПа

Определяем среднее значение нормального и касательного напряжения

ф _v = ф_м= М_и^мах / W_и

W_и - момент сопротивления изгиба

W_и = р*d³ / 16=3,14*95³ / 16 = 168260 Н*м

к_ф =1,4-2,1-эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе [3, стр. 300]

ш_ф =0- коэффициент для стали

е_ф = 0,6 - масштабный фактор для нормального напряжения [3, стр. 300, табл. 11.6]

в=0,9 - коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности[3, стр. 298]

ф _v = ф_м= 562885 / 168260 = 3,3 МПа

Определяем касательное напряжение

Т.к. n_1-1 не входит в промежуток 2,5-3, но больше 3, то прочность вала обеспечена.

5. Выбор и расчет долговечности подшипников

Расчёт на долговечность выполняем в соответствии с ГОСТ 18855-73.

5.1 Быстроходный вал

Предварительно выбираем подшипник роликовый №7213 ГОСТ 12080-66, который имеет следующие параметры:

D = 110 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 27 мм - ширина подшипника,

С = 63700 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 36500 Н - статическая грузоподъёмность.

Определим вспомогательный коэффициент е, коэффициент радиальной Х и осевой У нагрузок.

(5.1)

е = 0,38 [4, стр. 241, табл. 138]

X = 0,56 Y = 1,15 [1, стр. 117, табл. 8.4] (5.2)

Определяем эквивалентную нагрузку Р каждой опоры вала

, (5.3)

К_в - коэффициент безопасности, К_у = 1,2 [1, стр. 119, табл. 8.7],

К_t - температурный коэффициент, К_t = 1,

Н

Вычисляем долговечность подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле:

, (5.4)

где n - частота вращения вала, об/мин,

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, Н,

б - показатель степени, зависящий от вида тела качения: шарик - б = 3,

час

Определяем вероятность безотказной работы рассчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнении с заданным ресурсом работы по коэффициенту вероятности.

, (5.5)

где Т - ресурс работы, час,

(5.6)

часов

Вероятность безотказной работы подшипника 95% [1, стр. 120, табл. 8.8].

5.2 Средний вал

Предварительно выбираем подшипник роликовый №7214 ГОСТ 27365-87, который имеет следующие параметры:

D = 130 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 31 мм - ширина подшипника,

С = 87100 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 52000 Н - статическая грузоподъёмность.

Определим вспомогательный коэффициент е, коэффициент радиальной Х и осевой У нагрузок.

е = 0,19 [4, стр. 241, табл. 138]

X = 0,56 Y = 2,3 [1, стр. 116]

Определяем эквивалентную нагрузку Р каждой опоры вала

,

К_в - коэффициент безопасности, К_у = 1,2 [1, стр. 119, табл. 8.7],

К_t - температурный коэффициент, К_t = 1,

Н

Вычисляем долговечность подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле:

,

час

Определяем вероятность безотказной работы рассчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнении с заданным ресурсом работы по коэффициенту вероятности.

,

где Т - ресурс работы, час,

часов

Вероятность безотказной работы подшипника 98% [1, стр. 120, табл. 8.8].

5.3 Тихоходный вал

Выбираем подшипник шариковый радиальный 124 ГОСТ 8338-75, который имеет следующие параметры:

D = 190 мм - наружный диаметр подшипника,

В = 43 мм - ширина подшипника,

С = 133000 Н - динамическая грузоподъёмность,

Со = 99000 Н - статическая грузоподъёмность.

Н

Н

Определим вспомогательный коэффициент е, коэффициент радиальной Х и осевой У нагрузок.

е = 0,19 [4, стр. 241, табл. 138]

X = 0,56Y = 2,3 [1, стр. 117, табл. 8.4]

Определяем эквивалентную нагрузку Р каждой опоры вала

, (5.2)

К_в - коэффициент безопасности, К_у = 1,2 [1, стр. 119, табл. 8.7],

К_t - температурный коэффициент, К_t = 1,

Н (5.3)

Вычисляем долговечность подшипника в часах с вероятностью его безотказной работы 90% по формуле:

, (5.4)

где n - частота вращения вала, об/мин,

С - динамическая грузоподъёмность подшипника, Н,

б - показатель степени, зависящий от вида тела качения: шарик - б = 3,

час

Определяем вероятность безотказной работы рассчитываемого подшипника при полученной величине его долговечности в сравнении с заданным ресурсом работы по коэффициенту вероятности.

, (5.5)

где Т - ресурс работы, час,

(5.6)

часов

Вероятность безотказной работы подшипника 97% [1, стр. 120]

6. Смазка и уплотнения подшипниковых узлов

Для выбора смазки служит критерий , где d - внутренний диаметр подшипника, мм, n - частота вращения, об /мин.

Для быстроходного вала:

мм* об /мин.

Для среднего вала:

мм* об /мин.

Для тихоходного вала:

мм* об /мин.

Так как для всех валов необходимо применение пластичной смазки, такой как солидол ГОСТ 1033-79, которым однократно заполняется подшипниковый узел при сборке и меняется периодически[1, стр. 120]

7. Конструирование корпуса редуктора

Корпусные детали редуктора выполняются литыми из чугуна СЧ 15.

Габаритные размеры корпуса редуктора определяются размерами передачи, валов и подшипников, размещённых в нём. Ориентировочно длину корпуса определим по формуле:

, (7.1)

где а₁ и а₂ - межосевые расстояния первой и второй ступени,

d_a1 - внешний диаметр шестерни первой ступени,

d_a2 - внешний диаметр колёса второй ступени,

с - зазор между зубчатыми колёсами и стенками редуктора,

д - толщина стенки корпуса.

мм

(7.2)

(7.3)

мм (7.4)

мм,

где М_Т - крутящий момент на тихоходном валу, Нм,

принимаем д = 17 мм.

мм

Ширина корпуса будет равна

, (7.5)

где l

Подобные документы

• Проектирование двухступенчатого привода и цилиндрического одноступенчатого редуктора

  Кинематическая схема и расчет двухступенчатого привода. Выбор двигателя, материала червячной и зубчатых передач. Вычисление параметров валов и подшипников качения, подбор призматических шпонок. Конструирование корпуса редуктора, его узлов и деталей.
  
  курсовая работа [1007,3 K], добавлен 13.03.2013
  

• Проектирование электромеханического привода

  Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Данные для проектирования электромеханического привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Выбор сорта масла для редуктора.
  
  курсовая работа [561,0 K], добавлен 22.07.2011
  

• Проектирование привода к шаровой мельнице

  Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчёт и проектирование зубчатой цилиндрической передачи открытого типа. Конструирование валов редуктора. Проектирование вала под шестерню открытой передачи. Расчётная долговечность подшипника.
  
  курсовая работа [881,7 K], добавлен 19.03.2015
  

• Проектирование привода ленточного транспортера

  Кинематический расчет привода ленточного транспортёра, состоящего из частей: цилиндрического редуктора, электродвигателя, приводного вала с барабаном и двух муфт. Подбор и расчет муфт. Выбор смазочных материалов. Конструирование корпусных деталей.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 29.07.2010
  

• Проектирование одноступенчатого червячного редуктора привода междуэтажного подъемника

  Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Подбор подшипников качения быстроходного вала. Проверочный расчет шпонок. Конструирование корпуса и крышки редуктора. Выбор материала червячного колеса. Конструирование корпуса и крышки редуктора.
  
  курсовая работа [120,4 K], добавлен 19.01.2010
  

• Двухступенчатый цилиндрический редуктор

  Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.
  
  курсовая работа [5,8 M], добавлен 14.10.2011
  

• Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

  Разработка привода ленточного транспортёра, предназначенного для перемещения отходов производства (древесная щепа). Выбор электродвигателя по требуемой мощности и частоте вращения. Выбор муфт и подшипников. Расчет валов, сборка редуктора и монтаж привода.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 06.12.2009
  

• Расчеты двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора

  Выбор электродвигателя и кинематический расчет передач и валов двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора: компоновка, конструирование зубчатых колес и корпуса агрегата. Выбор и проверочный расчет подшипников, посадок, соединений, муфт.
  
  курсовая работа [380,4 K], добавлен 28.12.2008
  

• Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

  Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
  
  курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011
  

• Проектирование привода

  Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.
  
  курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013
  

• Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

  Проектирование привода к цепному конвейеру: выбор электродвигателя и кинематические вычисления, расчет червячной и цилиндрической передачи редуктора. Конструирование валов, эскизная компоновка редуктора. Определение нагрузок, действующих на валы.
  
  курсовая работа [347,3 K], добавлен 12.06.2011
  

• Проектирование привода, состоящего из электродвигателя и двухступенчатого цилиндрического редуктора

  Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012
  

• Проектирование электромеханического привода

  Проектирование привода электрической лебедки. Кинематический расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет червячной передачи редуктора. Выбор муфт, определение размеров основных элементов сварной рамы электромеханического привода.
  
  курсовая работа [365,0 K], добавлен 04.05.2014
  

• Проектирование электромеханического привода

  Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Предварительный расчёт валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Уточнённый расчёт валов. Выбор сорта масла для редуктора.
  
  курсовая работа [249,4 K], добавлен 24.07.2011
  

• Проектирование привода ленточного питателя

  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 [144,3 K], добавлен 21.07.2008
  

• Расчет и конструирование редуктора

  Схема привода, исходные данные. Кинематический расчет, параметры волновой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла, сборка.
  
  курсовая работа [359,5 K], добавлен 23.10.2011
  

• Проектирование привода к ленточному конвейеру

  Подбор электродвигателя и проектирование двухступенчатого червячного редуктора. Критерии проектирования: выбор размеров и материалов редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной передачи. Конструирование червяков и червячных колес. Компоновка редуктора.
  
  курсовая работа [263,1 K], добавлен 12.01.2012
  

• Проектирование и расчет редуктора

  Назначение и описание работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение внешних нагрузок по величине и направлению на валах редуктора. Расчет валов и шпоночных соединений. Компоновка редуктора и элементов корпуса.
  
  курсовая работа [226,7 K], добавлен 09.03.2012
  

• Расчёт редуктора

  Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.
  
  курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010
  

• Конструирование деталей и сборочных единиц механических приводов

  Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора к приводу станции ленточного конвейера. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Конструкция быстроходной и тихоходной цилиндрических ступеней редуктора. Расчет валов, подбор смазки.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 27.03.2016
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам