Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера

Разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера

Разбивка общего передаточного отношения по ступеням. Выбор основных параметров редукторов, марок стали для зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений, параметров цилиндрических передач, передаточного отношения привода. Выбор электродвигателя.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	13.02.2016
Размер файла	69,4 K

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

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.

Страница:

Размещено на http://www.allbest.ru

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

«БЕЛГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

РАЗРАБОТКА ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА ДЛЯ ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Курсовая работа

Содержание

Введение

1. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

2. Выбор основных параметров редукторов

3. Выбор марок стали для зубчатых колёс

4. Допускаемые напряжения

5. Определение основных параметров цилиндрических передач

6. Цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

7. Передаточное отношение привода

8. Выбор электродвигателя

Заключение

Список использованных источников

Приложение 1

Приложение 2

Приложение 3

Введение

Разработка и совершенствование технических объектов обуславливает рост экономики, поэтому данная тема курсового проекта является актуальной.

Целью курсового проекта является разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера.

Исходя из поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

1. Выполнить разбивка общего передаточного отношения по ступеням

2. Обосновать выбор основных параметров редукторов

3. Обосновать выбор марок стали для зубчатых колёс

4. Определить допускаемые напряжения

5. Определить основные параметры цилиндрических передач

6. Описать цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

7. Описать передаточное отношение привода

8. Обосновать выбор электродвигателя

редуктор зубчатый колесо привод электродвигатель

1. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням

Редукторы - продукция материально-технического назначения. Эти механизмы служат для изменения скорости вращения при передаче вращательного движения от одного вала к другому. По типу передачи они делятся на: зубчатые, червячные и гидравлические.

Мотор редуктор представляет собой электродвигатель и редуктор, соединенные в единый агрегат (в некоторых странах его называют редукторным электродвигателем). Мотор-редуктор более компактен по сравнению с приводом на базе редуктора, его монтаж значительно проще, кроме того, уменьшается материалоемкость фундаментной рамы, а для механизма с насадным исполнением (с полым валом) не требуется никаких рамных конструкций. Большое количество конструкционных решений и типоразмеров дает возможность оснащения предприятий прецизионными редукторами приводов различных назначений, размеров и мощностей. Мотор редуктор, как универсальный элементы электропривода, находят свое применение практически во всех областях промышленности.

Наибольшее распространение в промышленности получили планетарные и цилиндрические мотор-редукторы, выполненные по соосной схеме взаимного расположения электродвигателя и выходного вала. А также червячные мотор-редукторы с расположением электродвигателя под 90град. к выходному валу. К мотор-редукторам общемашиностроительного применения относят: цилиндрические мотор-редукторы, планетарные мотор-редукторы, спироидные мотор-редукторы, червячные и цилиндрическо-червячные мотор-редукторы, волновые мотор-редукторы, мотор-редукторы специального назначения. Облaсть применения: cредства автoматизации и сиcтемы управления, устройства регулирования, автoматические и автоматизированные cистемы управления, cледящие мини-приводы, cредства обработки и предcтавления информации, спeциальные инструменты, медицинская тeхника.

Наибольшее распространение в промышленности получили планетарные редукторы и цилиндрические редукторы, выполненные по схеме взаимного расположения электродвигателя и выходного вала. Такие механизмы пригодны для использования в умеренных климатических условиях, при установке в помещении или на открытом воздухе под навесом. В стандартном исполнении они грунтуются краской методом окунания, а затем покрываются сине-серой алкидной эмалью воздушной сушки. Имеются также и специальные покрытия. Для экстремальных условий и установки на открытом воздухе имеется окраска для всемирного использования.

Верхняя предельная температура 105 K (при температуре охлаждающей среды +40°C), максимальная допустимая непрерывная температура 155°C.

Целью разбивки передаточного отношения редуктора, которое уже определено на стадии общей компоновки привода, является удовлетворение заданным критериям оптимальности. Специальным критерием может быть, например, небольшая ширина редуктора для уменьшения осевого габарита машины. Такое требование типично для лебедок, в которых малое суммарное межосевое расстояние не может быть реализовано по условиям соседства двигателя и барабана. Другим примером является требование минимизации высоты редуктора для вписывания в низкое пространство. Это типично для подземных угольных машин. Для удовлетворения подобного условия часто редуктор с передаточным отношением, характерным для* двухступенчатого редуктора, приходится выполнять трехступенчатым. Вполне реально требование вписаться в минимальный объем, для чего редукторы выполняют по «свернутой» схеме. Примером подобных машин являются мотор-барабаны ленточных конвейеров и редукторы электроталей.

Для редукторов общего назначения критерием оптимальности разбивки общего передаточного отношения является минимальная масса.

На первом этапе разбивки выбирают число ступеней по табл. 1.1.

Если заданное передаточное отношение обеспечивается редукторами с разным числом ступеней, то руководствуются следующим правилом: если высота, ширина и масса редуктора не имеют существенного значения, то принимают меньшее число ступеней, редуктор будет проще и дешевле при меньшей длине; если высота, ширина и масса редуктора должны быть возможно меньшими, то берут большее число ступеней, что соответствует тенденциям современного редукторостроения.

Второй этап - выбор коэффициентов ширины, которые мало влияют на массу редуктора, но определяют его габаритные размеры. При малых коэффициентах ширины редуктор получается узким, но высоким и длинным. Увеличение коэффициентов ширины сокращает высоту и длину редуктора при росте ширины. Предпочтительны узкие колеса, при которых редуктор получается технологичнее.

В многоступенчатых цилиндрических редукторах коэффициенты ширины принимать равными, исключение составляет соосный редуктор.

Применять разные материалы зубчатых колес в редукторе нецелесообразно. Поэтому при разбивке передаточных отношений будем считать, что расчетные твердости зубчатых пар редуктора одинаковы.

Третий этап - собственно разбивка передаточного отношения, которую рассмотрим применительно к редукторам наиболее распространенных типов. От положения пар в пространстве разбивка не зависит.

Важнейшим фактором разбивки служит коэффициент долговечности тихоходной ступени К_Нд, учитывающий переменность нагрузки и отношение числа циклов к базе контактных напряжений лимитирующего зубчатого колеса редуктора (обычно это тихоходная шестерня).

Таблица 1.1.

Рекомендуемые передаточные отношения в зависимости, от числа ступеней редуктора

Редуктор	Редукторы
	одноступенчатые	двухступенчатые	трехступенчатые
Цилиндрический	1,6 - 8 2 - 6,3 (2-3)	7,1 - 50 8 - 40	25 - 250 31,5 - 180
Планетарный	3,15 - 12,5 4 - 10	10 - 125 16 - 100	63 - 1000 80 - 500
Волновой	63 - 400 80 - 315	-	-
Конический	1 - 6,3 1 - 5	-	-
Коническо-цилиндрический	-	6,3 - 40 6,3 - 31,5	20 - 200 25 - 140
Червячный	8 - 80 8 - 63	63 - 4000 63 - 2500	-
Червячно-цллиндрический	-	25 - 400 40 - 250	200 -2 000 250 -1250
Цилиндрочервячный	-	16 - 200 16 - 160	-
Примечание. В числителе приведен полный диапазон применяемых передаточных отношений, в знаменателе - рекомендуемый.

В соответствии с таблицей 1,1 выбираем передаточные отношения х=6,3

Цилиндрический редуктор - это одна из самых популярных разновидностей редукторов. Он, как и все редукторы, служит для изменения скорости вращения при передачи вращательного движения от одного вала к другому.

Именно редукторный привод один из наиболее распространенных видов приводов современных механических систем общепромышленного применения. Более ста лет назад перед нашей промышленностью стояла задача обеспечить нужды страны в цилиндрических редукторах. С этим успешно справлялись открывающиеся заводы. В настоящее время выпуск качественной и надежной продукции обеспечивается мощной производственной базой. Сейчас производят различные типы продукцией: цилиндрический редуктор одно-, двух-, и трехступенчатый.

От работоспособности и ресурса цилиндрического редуктора во многом зависит обеспечение требуемых функциональных параметров и надежности машины в целом. Показатели долговечности и надежности элементов привода и, в частности, редукторов и мотор-редукторов, зависят от обоснованного выбора самого редуктора при проектировании машины, т.е. соответствия этого выбора действующей нормативной документации (НД). Неправильный выбор редуктора снижает его рыночную конкурентоспособность, нанося ущерб производителю, и может привести к значительным экономическим потерям потребителя машиностроительной продукции из-за внеплановых простоев, роста ремонтных затрат и пр. Одно из важнейших требований обеспечения конкурентоспособности цилиндрического редуктора - наилучшее соответствие его паспортных характеристик реальным эксплуатационным условиям нагружения и работы привода машины.

Разновидностей планетарных передач очень много, нов общепромышленном редукторостроении наиболее распространен простой планетарный редуктор, состоящий из солнечной шестерни, сателлитов, число которых обычно равно трем, и венца, неподвижно закрепленного в корпусе. Последовательным соединением нескольких простых планетарных рядов можно получить редуктор с нужным числом ступеней и требуемым передаточным отношением.

На базе планетарных редукторов выполняют мотор-редукторы. Часто планетарную передачу комбинируют с обычной цилиндрической.

Основными преимуществами волновых редукторов являются: большое передаточное отношение (до 315 в одной ступени), высокая нагрузочная способность благодаря многопарности зацепления ( до 25% всех зубьев колеса), высокая кинематическая точность, малые нагрузки на валы, небольшая относительная масса, достаточно высокий КПД.

Червячный редуктор - это особой вид редуктора по типу передачи (наряду с зубчатыми и гидравлическими) с червячным профилем резьбы. Редукторы - продукция материально-технического назначения, служат для изменения скорости вращения при передачи вращательного движения от одного вала к другому. Все это механика, а если точнее детали машин.

Червячный редуктор применяется при передаче движения между скрещивающимися (обычно под прямым углом) осями. Одним из существенных преимуществ червячных редукторов является возможность получить большое передаточное число в одной ступени (до 80 в редукторах общего назначения и до нескольких сотен в специальных редукторах).

Данные редукторы обладают высокой плавностью хода и бесшумностью в работе и самоторможением при определенных передаточных числах, что позволяет исключать из привода тормозные устройства.

Есть различные варианты данных механизмов, например, одноступенчатые универсальные, двухступенчатые, трех, одноступенчатые с расположением червяка над колесом и глобоидные, а также с различными параметрами: Ч-100, Ч-160, 2Ч-40, 2Ч-50, 2Ч-63, 2Ч-80, РЧУ-125 и т.д.

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90. Передачи с углами, отличными от 90 , встречаются редко.

Наиболее распространённый тип конического редуктора - редуктор с вертикально расположенным тихоходным валом. Возможно исполнение редуктора с вертикально расположенным быстроходным валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого электродвигателя

Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3; в редких случаях u = 4.При косых или криволинейных зубьях u = 5 (в виде исключения u = 6.3).

У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость (по делительной окружности среднего диаметра) v ? 5 м/с. При более высоких скоростях рекомендуют применять конические колёса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

Конические редукторы. Главный параметр конической передачи -диаметр основания делительного конуса колеса; его выбирают в соответствии с единым рядом главных параметров. Допускается отступление от номинальных размеров в пределах ±2% для увязки геометрических параметров зацепления.

Расчетный коэффициент ширины принят постоянным, равным 0,285. Расчетную ширину округляют по ряду Ra40 предпочтительных чисел. Фактический коэффициент ширины лежит в диапазоне 0,27 - 0,30.

Сложность формы конического кругового зуба затрудняет прямое расчетное определение модуля. Удобнее сначала определить число зубьев колеса, а затем торцовый модуль

Применение стандартных модулей в конических передачах необязательно.

Предпочтительны передачи с круговыми зубьями, имеющие большую нагрузочную способность, меньший шум, меньшую трудоемкость изготовления, чем прямозубые. Локализованный контакт в круговых зубьях уменьшает их чувствительность к точности изготовления и монтажа. Это облегчает применение твердых зубьев. Недостаток передач с круговыми зубьями - изменение величины и знака осевых сил при реверсе. Угол наклона линии зуба в среднем сечении (принимают обычно 35°. Как правило, конические шестерни выполняют с правым зубом, колеса - с левым.

Желательное направление осевой силы на шестерне - от вершины к основанию конуса. Для этого необходимо, чтобы направление спирали на шестерне и направление ее вращения совпадали.

Коническо- цилиндрический редуктор - это разновидность редуктора по конструктивному выполнению рабочих элементов. Он, как и все редукторы, служит для изменения скорости вращения при передачи вращательного движения от одного вала к другому.

Именно редукторный привод один из наиболее распространенных видов приводов современных механических систем общепромышленного применения. Данный тип редукторов обладают высоким КПД и значительной долговечностью.

Встречается коническо-цилиндрический редуктор для приводов конвейерных линий, для привода тягового шахтного электровоза и т.д. В привод последнего, например, входят еще колесная пара и букс . От работоспособности и ресурса коническо цилиндрического редуктора во многом зависит обеспечение требуемых функциональных параметров и надежности машины в целом. Показатели долговечности и надежности элементов привода и, в частности, редукторов и мотор-редукторов, зависят от обоснованного выбора самого редуктора при проектировании машины, т.е. соответствия этого выбора действующей нормативной документации (НД).

2. Выбор основных параметров редукторов

К основным параметрам редукторов относят главные параметры (межосевое расстояние, радиус водила, диаметр основания делительного конуса конического колеса); передаточные отношения и числа; коэффициенты ширины; модули; углы наклона линии зуба; коэффициенты диаметров червяков.

Передаточные отношения редукторов и передаточные числа их ступеней надо выбирать из единого ряда (допускаемое отклонение от номинальных значений ± 4%): 1,00, 1,12, 1,25, 1,40, 1,60.

Принимаем передаточное отношение редуктора и передаточные числа их ступеней 1,00.

Коэффициенты ширины (отношение рабочей ширины венца к главному параметру) следует выбирать из единого ряда: 0,063; 0,08; 0,10; 0,125; 0,16; 0,20; 0,25; 0,315: 0,40; 0,50; 0,63. Для планетарных и червячных редукторов допускается использование значений ряда Ra20

Принимаем коэффициент ширины 0,20.

В связи с ростом твердости зубьев наблюдается тенденция увеличения модулей для обеспечения необходимой изломной прочности и, как следствие, уменьшения наибольшего передаточного числа в одной ступени (табл. 2.1.).

В таблице 2.1. приведены рекомендуемые значения коэффициента ширины ш_а= b/a_w. Меньшие величины - при тихоходной ступени u_Т?4, большие - при u_Т?4.Поскольку тихоходная ступень, то принимаем из таблицы 2.1. U_max=6,3

Во всех случаях необходимо проверять отношение ширины венца к диаметру шестерни ш_d = b/d₁ = 0,5(u + 1); от него зависит коэффициент концентрации k_в. При несимметричном расположении передачи относительно средней плоскости редуктора ш_d ? 1,5; при симметричном

ш_d ?1,8.

Таблица 2.1.

Наибольшее передаточное число в одной ступени

Передача	Твердость	U_max
Тихоходная и промежуточная во всех редукторах	НВ?350 HRC 40-56 HRC 56-63	6,3 6,3 5,6
Быстроходная во всех редукторах, кроме соосных	НВ?350 HRC 40-56 HRC 56-63	8 7,1 6,3
Быстроходная в соосных редукторах	НВ?350 HRC 40-56 HRC 56-63	10 9 8
Открытая	НВ? 350	25

В качечтве констркуционного материала для зубчатых колес принимаем твердость НВ?350 HRC 40-56 HRC 56-63

Таблица 2.2.

Рекомендуемые значения коэффициента ширины

Положение или вид передачи	Твердость	Ш_t
Несимметричное	НВ ?350 HRC ? 40	0,315-0,4 0,25-0,315
Симметричное Разнесенный шеврон Шеврон с канавкой	Любая	0,4-0,5 0,2-0,25 0,63-1,0

Модуль определяют расчетом, после того как основные размеры будут установлены по контактной прочности. Ориентировочные значения отношения модуля к межосевому расстоянию следующие: при твердости зубьев НВ? 350 m_n/a_w = 0,01 ч0,02; при HRC ? 40 m_n/a_w = 0,016ч0,0315.

При уменьшении коэффициента долговечности К_Нд отношение m_n/a_w растет.

Для циклической передачи модули выбирают из сокращенного ряда: 1,6, 2,0, 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10; 12,5; 16; 20; 25. Для червячных передач эти модули - торцовые. Модули меньше единицы применяют только в волновых редукторах. Принимаем модуль циклической передачи равный 2,0.

3. Выбор марок сталей для зубчатых колес

В термически необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение легированных сталей без термообработки недопустимо.

Прокаливаемость сталей различна: углеродистых - наименьшая, высоколегированных - наибольшая. Стали с плохой прокаливаемостыо при больших сечениях нельзя термически обработать на высокую твердость. Поэтому марку стали для упрочняемых зубчатых колес выбирают с учетом их размеров, а именно диаметра вала-шестерни или червяка и наибольшей толщины сечения колеса с припуском на механическую обработку после нормализации или улучшения.

Механические свойства наиболее употребительных сталей с учетом размеров зубчатых колес приведены в приложении 1.

Характеристики сталей определяют по формулам

у_В? 3,5 НВ; у_В? 3,2 НВ,

где первая формула - для высоколегированных цементуемых сталей, вторая - для всех других сталей.

При отсутствии данных усталостные характеристики сталей можно определить по формулам:

у -₁? 0,43 у_В;

ф -₁? 0,6 у -₁.

Для унификации марок сталей в производстве и для упрощения изготовления запасных частей марки стали рекомендуется выбирать из следующего сортамента:

1) нормализация - 35, 45, 35Л;

2) улучшение - 45, 40Х, 35ХМ, 40ХН, 45Л, 40ГЛ;

3) закалка при нагреве ТВЧ - 35ХМ, 40ХН, 50ХН, 58; применение углеродистых сталей типа 45 недопустимо;

4) пламенная закалка - 35ХМ, 40ХН;

5) объемная закалка - 45, 40Х, 35ХМ, 40ХН:

6) цементация - 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 18Х2Н4ВА;

7) газовая нитроцементация - 25ХГМ;

8) азотирование (мягкое) - 40ХН2МА.

Выбираем для зубчатых колес редуктора сталь 40Х с термообработкой - цементация

Зубчатые колеса передач и редукторов в большинстве случаев изготовляют из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению. Чугуны применяют для малонагруженных или редко работающих передач, в которых габариты и масса не имеют определяющего значения.

Способы упрочнения выбирают в зависимости от требуемой несущей способности зубчатых колес, марки стали, оборудования и трудоемкости изготовления. Чем выше требуемая несущая способность, тем более качественные и дорогие стали и сложное оборудование приходится применять, вкладывать больше труда в каждый килограмм массы передачи; если же стоимость передачи отнести к нагрузочной способности, то это оказывается экономически оправданным. Поэтому следует применять наиболее эффективные способы упрочнения, доступные имеющимся производственным возможностям.

Выбираем для зубчатых колес редуктора сталь 40Х с термообработкой - цементация

Основные способы упрочнения:

1. нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность. Используют для поковок и отливок из среднеуглеродистых сталей; сохраняет точность, полученную при механической обработке; передачи хорошо и быстро прирабатываются.

Область применения: редукторы больших размеров, индивидуальное производство, малонагруженные передачи.

2. улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные получаемым при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости. Заготовки - средние по размерам поковки и отливки из среднеуглеродистых сталей.

Область применения: редукторы средних размеров и передачи с небольшими нагрузками.

3. закалка. При нагреве ТВЧ дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются; недостаток такой термообработки - потери одной-двух степеней точности вследствие коробления, величина которого зависит от применяемого оборудования и культуры производства.

Размеры зубчатых колес практически не ограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3 - 5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Область применения - тихоходные передачи низкой точности. Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса вследствие проявления головочного эффекта дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса, при скоростях v =12,5 м/с.

4. пламенная закалка. Обеспечивает такую же нагрузочную способность, как и закалка с нагревом ТВЧ, но коробление меньше - теряется одна степень точности. При этом способе требуется специальное оборудование, он отличается низкой производительностью.

Область применения: тяжелое машиностроение, передачи с большими модулями, низкие точности, индивидуальное производство.

5. объемная закалка. Повышает нагрузочную способность до средней. Технология проста, коробление умеренное - теряется одна степень точности. Как и все твердые передачи, прирабатывается плохо.

Область применения: мелкие тихоходные зубчатые колеса низкой точности (например, ручные тали).

6. цементация. Обеспечивает высокую нагрузочную способность и стабильность свойств; поверхности зуба насыщают углеродом до 0,8-1,1% на глубину 0,20 мм. Для цементации требуется специальное оборудование. Недостатки способа - большое коробление, потеря двух степеней точности.

Область применения - высоконагруженные передачи малых и средних размеров разных степеней точности.

7. газовая нитроцементация. Обеспечивает весьма высокую несущую способность и стабильность свойств. По сравнению с обычной цементацией приводит к меньшему короблению - теряется одна степень точности. Толщина слоя насыщения в 1,5 раза меньше, чем при цементации, и не более 1 мм при т_п = 8 мм. Требуется дорогое уникальное оборудование, изготовляемое только для крупносерийного производства.

Область применения - небольшие зубчатые колеса крупносерийного и массового производства.

8. азотирование. Обеспечивает высокую нагрузочную способность практически без коробления; необходимо специальное оборудование; процесс длительный (20-50 ч); тонкий азотированный слой чувствителен к перекосам и ударам. Толщина слоя 0,2 - 0,5 мм.

Область применения - быстроходные точные передачи, работающие без ударов.

9. механическое упрочнение и электрополирование. Изломная прочность зубьев значительно повышается накаткой впадин, чеканкой, дробеструйной обработкой. Упрочнение достигает 40%. Электрополирование уничтожает тонкий дефектный слой, уменьшает шероховатость поверхности и дает небольшие завалы у концов зубьев, имитирующие бочкообразность.

4. Допускаемые напряжения

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость получают делением значений пределов длительной выносливости у^О_Н_limи у^О_Flim на коэффициенты безопасности S_Hи S_F (табл. 4.1).

Обеспечить контактную равнопрочность зубчатых колес в паре удается очень редко. Поэтому необходимо найти лимитирующее зубчатое колесо пары, для которого допускаемое контактное напряжение меньше.

Если коэффициент долговечности К_На = 1, то лимитирует колесо, и допускаемое контактное напряжение

(4.1)

При значениях у^О_Н_lim₂=640, S_H=1,1, [у_Н ] = 582 МПа

Если НВ₁ - НВ₂ ? 100 («высокий перепад твердостей»), то для прямозубых передач [у_Н] определяют по формуле (4.1), а для косозубых

(4.2)

При значениях у^О_Н_lim₂=640, S_H=1,1, [у_Н ] = 669 МПа

При высоком перепаде твердостей рекомендуется принимать HRC₁ =45 ч 50; НВ₂ = 269 ч 302. Если коэффициент долговечности K_Нд < 1, то при HB₁ > НВ₂ ⁹vи лимитирует колесо; если НВ₁? НВ₂⁹vи , то лимитирует шестерня. При одинаковых твердостях шестерни и колеса допускаемое напряжение для прямозубых и косозубых передач определяют по формуле (4.1).

При высоком перепаде твердостей [у_Н] для прямозубых передач определяют по формуле (4.2), а для косозубых - по формуле

[у_Н ] = (у^О_Н_{lim 2}/ S_H)*1,27/ ¹⁰ vи (4.3)

При значениях у^О_Н_lim₂=640, S_H=1,1, и=6,3, [у_Н ] = 683 МПа

Если лимитирует шестерня, то при определении [у_Н] в формулу (4.1) подставляют у^О_Н_lim₁.

При определении модуля с надежностью, достаточной для практических расчетов, можно принимать, что лимитирует колесо, если его твердость меньше твердости шестерни, и лимитирует шестерня, если твердости равны.

Допускаемое напряжение изгиба при работе только одной стороной зуба

[у_F] = у^O_F_lim? S_F. (4.4)

При значениях у^O_F_lim= 560, S_F=1,8, [у_F] = 255 МПа

Предел длительной выносливости у^O_F_lim лимитирующего зубчатого колеса и запас прочности определяют по таблице.

При реверсивной работе обеими сторонами допускаемое напряжение, полученное по формуле 4.2, умножают на 0,8.

Если в графике нагрузки имеются кратковременные пиковые моменты, не менее чем вдвое превышающие наибольший момент нормально протекающего технологического процесса T _max, то допускаемые напряжения для проверки статической прочности определяют по таблице (приложение 3).

5. Определение основных параметров цилиндрической передачи

Главные параметры цилиндрической передачи - межосевое расстояние а, передаточное число и, коэффициент ширины ш_а, модуль т_п и угол наклона линии зуба в.

Передаточное число и определяют при разбивке общего передаточного отношения редуктора по ступеням. Межосевое расстояние а, модуль т_п и угол наклона линии зуба определяют дальнейшим расчетом.

Межосевое расстояние (знак «плюс» - внешнее зацепление, знак «минус» - внутреннее).

(5.1)

При значениях u=6,3, К=315, [у_Н ] =683 МПа, Т^,_р=1392*10³,

ш_а = 0,4, а^,= 220-320 мм

где К = 270 - для косозубых передач и К = 315 - для прямозубых; [у_Н] - допускаемое контактное напряжение; Т^,_р = Т_НЕК'_Н = Т_тахК_НдК'_Н - расчетный момент, Н*мм; Т_мах - наибольший момент нормально протекающего технологического процесса; К_Нд - коэффициент долговечности; К'_Н - коэффициент нагрузки.

Полученное предварительное значение межосевого расстояния а' округляют до ближайшего значения согласно единому ряду главных параметров и принимают за окончательную величину а. Ширина колеса

в₂ = ш_аа; ширина шестерни в₁ ?1,12 в_2.

Значения в₁и в₂ округляют в соответствии с единым рядом главных параметров. Далее определяем фактическое контактное напряжение а_н, чтобы удостовериться в отсутствии ошибок в вычислениях основных параметров и обеспечить полное использование материалов зубчатой пары.

Контактное напряжение

(5,2)

Коэффициент нагрузки К_Н уточняют по фактической скорости, м/с

(5.3)

х =2,5 м/с

Если в результате проверочного расчета у_Н окажется больше допускаемого [у_Н], то при К_Нд < 1 это приведет к уменьшению ресурса пропорционально шестой степени относительного увеличения напряжения.

Например, получилось, что фактическое напряжение превышает допускаемое на 5%. Тогда ресурс зубчатой передачи существенно уменьшается - в 1,05⁶ = 1,34 раза. Поэтому превышения свыше 3 % не следует допускать.

Если у_Н /[у_Н] ? 0,9, то для более полного использования материала целесообразно уменьшить коэффициент ширины ш_а, приняв предыдущее стандартное значение. Если у_Н/[у_Н] ? 0,85, то лучше сохранить коэффициенты ширины ш_а, но уменьшить межосевое расстояние а в соответствии с единым рядом главных параметров. Если у_Н /[у_Н] ?0,8, то в расчете допущена ошибка - он должен быть проделан заново.

При наличии в спектре нагрузок пиковых моментов T_пикпроверяют статическую прочность рабочих поверхностей зубьев, определяя максимальные контактные напряжения

у_Н _мах = у_Н * (T_пик/ Т_мах * К_Нд) ? [у_Н _мах]. (5.4)

Значения [у_Н _мах] принимают по табл. 4.6. Если у_Н _мах > [у_Н _мах] (что бывает очень редко), то межосевое расстояние определяют еще раз по формуле (5.4), принимая [у_Н] = [у_Н _мах ] и Т_р= Т_пикК_и.

После уточнения основных параметров передачи вычисляем модуль

m'_n =KF_tK_F_дK_F/ b* [у_F] (5.5)

где К = 3,5 - для косозубых передач и К - 5 - для прямозубых; К_F_д - коэффициент долговечности по изгибу; K_F - коэффициент нагрузки по изгибу; b - ширина расчетного зубчатого колеса, т. е. того колеса, у которого твердость меньше (если твердости одинаковые, то рассчитывают шестерню); [у_F] - допускаемое напряжение.

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с предпочтительным рядом модулей. Минимальные значения модулей при твердости НВ ? 350, m_n ? 1, при твердости HRC ? 40 т_n > 1,6.

Полученное предварительное значение округляют до ближайшего меньшего целого числа и принимают за окончательное значение Z_У. При этом угол зацепления увеличивается, и передача приобретает угловую коррекцию.) Ответственные тяжело нагруженные прямозубые передачи всегда выполняют с угловой коррекцией.

Для определения суммарного числа зубьев косозубых колес предварительно находим угол наклона линии зуба в' из условия Э ? 1,12

в' = arcsin 3,5m_n/b₂=arcsin(3,5*2,5/40)(5.6)

Суммарное число зубьев

Z'_У= Z₂+ Z₁ = 2a/m_n* cos в' = 2а*cos в /m_n= 2*125*cos12⁰39^, / 2,5, (5.7)

Полученное значение Z'_У округляют до ближайшего меньшего целого числа и принимают за окончательное значение Z_У затем уточняют угол наклона линии зуба.

В шевронных передачах предварительно принимаем в' = 30⁰и определяют Z'_У по формуле (5.8).

Число зубьев шестерни

Z'₁ = ( Z_У/и + 1) ? 13 (5.8)

Округленное до ближайшего целого числа Z'₁ принимаем за окончательное значение Z₁. Число зубьев колеса

Z₂= Z_У± Z₁ (5.9)

При Z₁ < 17 передачу выполняем с высотной коррекцией для исключения подрезания, повышения изломной прочности шестерни и уменьшения врезания шестерни в вал. Относительное смещение

Х₁= - Х₂ ? (17- Z₁/17) ? 0,6 (5.10)

После выбора модуля и определения чисел зубьев необходимо проверить фактические изгибные напряжения

у_F = Y_FY _в * F₁ K_F_ДK_F/ bm_n(5.11)

где Y_F - коэффициент формы зуба для внешнего зацепления, принимаемый по табл. 4.13 в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v и относительного смещения х.

z_v =z₁ /cos³ в(5.12)

Для колес с внутренним зацеплением коэффициент Y_F принимаем согласно данным таблицы 5.1.

Таблица 5.1.

Z₂	40	45	50	56	63	71
Y_F₂	4,02	3,95	3,88	3,84	3,80	3,75

Коэффициент наклона зуба

Y _в = 1 - в / 140 (5.13)

При значениях в = 14,1, Y _в= 0,89,

где в - угол подъема линии зуба, градусы (минуты и секунды переводят в доли градуса).

Напряжения изгиба определяют отдельно для колеса и шестерни. Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5%.

При наличии пиковых моментов проверяют статическую прочность зубьев на изгиб:

у_F_max= (у_FT_пик/ Т_max* К_F_д ) ? [у_F_max]

при значениях у_F= 458, T_пик = 2800*10³, Т_max = 1400*10³, К_F_д=1

у_F_max= 917 МПа.

Таблица 5.2

Значения коэффициента Y_Fдля зубчатых колес внешнего зацепления

z_v	х
	- 0,5	- 0,4	-0,25	-0,16	0	+0,16	+0,25	+0,4	+0,5
12	-	-	-	-	-	-	-	3,68	3,46
16	-	-	-	-	4,28	4,02	3,78	3,54	3,40
20	-	-	-	4,40	4,07	3,83	3,64	3,50	3,39
25	-	-	4,30	4,13	3,90	3,72	3,62	3,47	3,40
32	4,50	4,27	4,05	3,94	3,78	3,65	3,59	3,46	3,40
40	4,14	4,02	3,88	3,81	3,70	3,61	3,57	3,48	3,42
50	3,96	3,88	3,78	3,73	3,68	3,58	3,54	3,49	3,44
60	3,82	3,78	3,71	3,68	3,62	3,57	3,54	3,50	3,47
71	3,79	3,74	3,68	3,66	3,61	3,56	3,55	3,50	3,48
80	3,73	3,70	3,66	3,63	3,60	3,55	3,55	3,51	3,50
90	3,70	3,68	3,64	3,62	3,60	3,55	3,55	3,53	3,51
100	3,68	3,66	3,62	3,61	3,60	3,56	3,56	3,55	3,52
180	3,64	3,62	3,62	3,62	3,62	3,59	3,58	3,56	3,56
>180	3,63	3,63	3,63	3,63	3,63	3,63	3,63	3,63	3,63

6. Цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

Зацепление зубчатых колес эквивалентно качению без скольжения окружностей с диаметрами d_w₁ и d_w₂. Эти окружности называются начальными. Точка их касания П называется полюсом зацепления. Полюс лежит на линии, соединяющей оси колес О₁ и 0₂. Расстояние между осями колес a_w называется межосевым расстоянием.

Из зависимостей для межосевого расстояния a_w и передаточного отношения и

a_w=(d_w2± d_w1) / 2, u =щ₁ / щ₂= d_w2/ d_w1(6.1)

диаметры начальных окружностей выражаются формулами

d_w1= 2 a_w/(u ± 1); d_w2= d_w1u(6.2)

Знак «-» - для внутреннего зацепления.

Основным кинематическим условием, которому должны удовлетворять профили зубьев, является постоянство передаточного отношения и = щ₁ / щ₂ = d_w₂/d_wl. При этом нормаль N₁N₂ к профилям зубьев в точке контакта К должна проходить через полюс зацепления. Этому условию удовлетворяют многие классы кривых (эвольвента, циклоида и др.).

Эвольвентное зацепление получило наибольшее распространение из-за преимуществ перед другими. Зубчатые колеса нарезают простым инструментом; при этом используется один и тот же инструмент независимо от числа зубьев колеса.

Эвольвента окружности образуется точками К прямой N_lN₂при качении ее без скольжения по окружностям с диаметрами d_b₁ или d_b₂ .Эти окружности называются основными.

Линия N₁N₂ перемещения общей точки контакта К профилей зубьев при вращении колес называется линией зацепления. Угол б_tw между линией зацепления и прямой, перпендикулярной межосевой линии, называется углом зацепления.

Линия зацепления всегда является касательной к основным окружностям d_b₁ =d_w₁cosб_tw и d_b₂= d_w₂cosб_tw. При изменении межосевого расстояния, например, из-за ошибок изготовления, вместе с осями колес переместятся и основные окружности. При этом изменятся угол зацепления, диаметры начальных окружностей. Эвольвенты будут касаться другими участками, не нарушая закона зацепления, что является преимуществом эвольвентного зацепления.

7. Передаточное отношение привода

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле (7.1) или (7.3); соответствующий типоразмер его выбирают по табл. 2.2. Так как для рассчитываемого привода подходят двигатели с различными частотами вращения, то следует рассмотреть несколько вариантов и остановиться на оптимальном, соответствующем конкретным условиям работы. При этом надо учитывать, что с повышением частоты вращения масса двигателя и его габариты уменьшаются, снижается стоимость, однако рабочий ресурс тоже уменьшается. Поэтому для приводов общего назначения, если нет специальных указаний, предпочтительны двигатели с частотами вращения 1500 или 1000 об/мин (соответственно частота вращения при номинальном режиме с учетом 3 % скольжения n_ном? 1450 или 970 об/мин).

Далее находят частоту вращения приводного вала п_в (об/мин). Если задана скорость ленты транспортера v (м/с) и известен диаметр D барабана (м), то

п_в = 60 v / рD (7.1)

Затем определяют общее передаточное отношение привода

i = n_ном/ п_в(7.2)

и производят предварительную разбивку его:

i = i₁i_2…..i_k(7.3)

где i_1,….., i_k - частные значения передаточных отношений каждой передачи, входящей в общую схему привода. В процессе проектирования их уточняют в соответствии со стандартами на параметры ременных, цепных, зубчатых и червячных передач.

Выбор типа передач. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вращения этих валов одинаковы, например в приводах центробежных насосов, вентиляторов и пр. Если это условие не соблюдается, то для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи.

Оптимальный тип передачи определяется с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера изменения нагрузки в процессе работы, заданного срока службы, требования техники безопасности, удобства обслуживания и ремонта, стоимости привода и его монтажа.

В зависимости от конкретных условий конструктор, проектирующий механическое приводное устройство, рассматривает варианты применения передач различных типов - зубчатых, червячных, ременных, цепных, фрикционных и их целесообразных сочетаний.

Проектирование приводных устройств следует начинать с кинематического расчета. Исходными данными, необходимыми для расчета, могут быть такие показатели: номинальный вращающий момент Т на валу приводимой в движение машины, его угловая скорость (или частота вращения и), график изменения нагрузки и частоты вращения за определенный период. Для приводов транспортеров нередко указывают вместо частоты вращения приводного вала скорость ленты или цепи и соответственно диаметр барабана или звездочки, а вместо момента на приводном валу - окружную силу F. По этим данным легко определить значения момента и частоты вращения. Далее, задаваясь предварительно частотой вращения вала электродвигателя (предпочтительно из ряда синхронных частот п_с = 1000; 1500; 3000 об/мин), вычисляют значения передаточных отношений для нескольких вариантов приводов.

Анализируя полученные значения их, намечают несколько вариантов компоновки привода, включающего механические передачи различных типов. Кинематические схемы приводов надо рассматривать как предварительные, подлежащие уточнению в процессе дальнейшего проектирования.

8. Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации (график нагрузки, температура и влажность окружающей среды и др.), требуемая мощность и частота вращения вала. В соответствии с этими данными выбирают по каталогу электродвигатель и проверяют его на нагрев при установившемся и переходных режимах и при кратковременной перегрузке.

В ряде случаев подбор электродвигателя упрощается: 1) при длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузке проверка на нагрев необязательна, так как завод-изготовитель выполнил ее для указанных условий и гарантирует длительную работу на номинальном режиме; 2) для повторно-кратковременного режима работы выбирают двигатель с повышенным пусковым моментом с учетом продолжительности включения (ПВ, %); 3) если машина, для которой проектируется привод, часто включается и выключается, имеет повышенное статическое сопротивление и значительный динамический момент в период пуска, то выбранный электродвигатель следует проверить по величине пускового момента Т_пуск.

Первый случай нагружения электродвигателя охватывает большое число видов механических приводов - к вентиляторам, насосам, компрессорам, конвейерам, транспортерам и пр. Второй случай нагружения характерен для приводов лебедок, кранов, подъемников и др.

В проектах, выполняемых по курсу деталей машин, разрабатываются в основном приводы к машинам, входящим в первую группу. Поэтому электродвигатель, выбранный по каталогу, можно не проверять на нагрев. Требуемую мощность электродвигателя Р (Вт) определяют по расчетной номинальной нагрузке [например, для конвейеров и транспортеров -по тяговому усилию (H) и скорости ленты v (м/с)]. Тогда искомая мощность

Р = Fv/ з (8.1)

Р = 2,93 Вт,

где з - коэффициент полезного действия (КПД) всего привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в привод;

з = з₁ з₂ з_k (8.2)

Средние значения КПД передач приведены в табл. 8.1 (с учетом потерь на трение в подшипниках); в ней же указаны средние значения передаточных отношений, которые могут быть приняты в качестве ориентировочных при выполнении курсовых проектов.

Если в исходных данных на проектирование привода указаны значения вращающего момента Т (Н * м) на приводном валу и угловая скорость этого вала щ (рад/с), то требуемая мощность электродвигателя, Вт

P = T _щ/ з (8.3)

По найденной мощности двигателя определяют его тип, наиболее подходящий для конкретных условий работы.

Таблица 8.1

Значения КПД и передаточных отношений передач

Передача	КПД	Передаточное отношение
Зубчатая	0,95-0,97	2-6
Червячная с числом витков червяка 1-4	0,70-0,90	10-40
Цепная	0,94-0,96	2-6
Ременная	0,94-0,96	2-5
Фрикционная	0,90-0,95	2-4

Промышленность выпускает большое число электродвигателей для всех отраслей народного хозяйства. По роду тока их разделяют на следующие типы.

1. Двигатели постоянного тока; они допускают плавное регулирование угловой скорости вала, обеспечивают плавный пуск, торможение и реверс; предназначены в основном для приводов электрического транспорта, кранов, подъемных установок и т. п.

2. Однофазные асинхронные двигатели небольшой мощности, применяемые в приводах бытовых механизмов.

3. Трехфазные синхронные двигатели, частота вращения которых не зависит от нагрузки; характеризуются высокой механической надежностью, малой чувствительностью к колебаниям напряжения сети; их применяют в основном в установках большой мощности.

4. Трехфазные асинхронные двигатели, наиболее распространенные в различных отраслях народного хозяйства; их преимущества по сравнению с двигателями других типов: простота конструкции, меньшая стоимость, более высокая эксплуатационная надежность. При выполнении курсовых проектов следует выбирать для приводов именно эти двигатели.

При номинальном режиме среднее значение s 3 ч 5%. В период пуска двигателя момент на его валу изменяется от Т_пускдо Т_мах, частота вращения возрастает от 0 до n_кр. Точка Т_мах n_кр - критическая, работа в таком режиме недопустима, т.к. двигатель быстро перегревается. При снижении нагрузки от Т_тах до Т_ном, т. е. при переходе к номинальному установившемуся режиму, частота вращения возрастает до n_ном. При дальнейшем снижении нагрузки частота вращения повышается и при Т=0 достигает значения n_с, когда скольжение х= 0.

Пуск двигателя происходит при s= 1 (или 100%), когда п = 0. Точка S_кр, Т_max - критическая, двигатель должен проходить ее без малейшей задержки. Участок между максимальным и пусковым моментами почти прямолинейный: момент пропорционален скольжению. При s_ном двигатель развивает номинальный момент и может эксплуатироваться в таком режиме длительное время. При S= 0 момент T тоже равен нулю, а частота вращения возрастает до n_с (об/мин), определяемой по формуле:

n_с= 60f /p,

где f - частота тока, равная 50 периодам в 1 с; р - число пар полюсов. Как правило, двигатели для механических приводов выбирают с числом пар полюсов от 1 до 4 (табл. 8.2).

Таблица 8.2

Определение числа пар полюсов

p	1	2	3	4
n_с, об/мин	3000	1500	1000	750
n_ном об/мин, с учетом скольжения S = 4 %	2880	1440	960	720

Вот такие ориентировочные значения n_ном и следует принимать во внимание при определении передаточных отношений проектируемых приводов.

Трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А общего назначения для продолжительного режима работы выполняют в двух вариантах: защищенные двигатели мощностью 15 - 400 кВт и закрытые обдуваемые мощностью 0,06-315 кВт. Эти двигатели надежнее и удобнее в эксплуатации, чем двигатели защищенные, поэтому рекомендуется выбирать их для приводов общего назначения.

Заключение

По материалам курсовой работы можно сделать следующие выводы:

1. Выполнили разбивку общего передаточного отношения по ступеням

2. Обосновали выбор основных параметров редукторов

3. Обосновали выбор марок стали для зубчатых колёс

4. Определили допускаемые напряжения

5. Определили основные параметры цилиндрических передач

6. Описали цилиндрические зубчатые передачи. Краткие сведения по геометрии и кинематике

7. Описали передаточное отношение привода

8. Обосновали выбор электродвигателя

Список литературы

1. Бабкин И.А. Конкурентоспособность как фактор, определяющий стратегию предприятия // Экономика и конкурентоспособность России: Межвузовский сборник научных трудов. Вып. № 6. - СПб: Изд-во Политехн. ун-та, 2014.

2. Баканов М.И. Шеремет А.Д. Теория экономического анализа. - Н.: Учебник Финансы и статистика, 2011.

3. Байзельман Р.Д. и др. Подшипники качения.- М.: Машиностроение, 1975.

4. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б., Резьбовые соединения. - М.: "Машиностроение" 1973.-256 с.

5. Беляков В.М., Жарков М.С., Фёдоров В.В., Янковский В.В. Зубчатые передачи подвижного состава: Учебное пособие для студентов. Куйбышев.: КИИТ, 2010.

6. Богданов А.И. Стратегическое управление научно-техническим прогрессом на предприятии (объединении). - М.: ВАФ, 1991.

7. Валы и оси. Конструирование и расчёт / Под ред. Серенсена. М.: Машиностроение, 2009.

8. Гузенков П.Г. Теория механизмов и машин детали машин. Методические указания и задания на контрольные работы. "Высшая школа", 1966.- 93 с.

9. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие для вузов / Под ред. Ничипорчика С.Н.- Минск: Вышэйша Школа, 1981.

10. . Детали машин: Справочник / Под ред. Ачеркана Н.С. В 3-х тт.- М.: Машиностроение, 1968-1969.

11. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 2010.

12. Динамика машин и управление машинами: Справочник / Под ред. Крейнина Г.В.- М.: Машиностроение, 1988.

13. Игнатович А.М., Марков А.Н., Детали машин. Методические указания и контрольные задания.- М.: "Высшая школа", 2009.-95 с.

14. Иванов М.Н. Детали машин.- М.: "Высшая школа",2011.-383 с.

15. Информационная революция: наука, экономика, технология - М.: ИНИОН, 1993. - 202 с.

16. Ицкович Г.М. Чернавский С.А. и др. Сборник задач и примеров расчёта по курсу деталей машин.- М. "Машиностроение", 1975. 286 с.

17. Клячкин Н.Л. Расчёт групповых резьбовых соединений.М.:

18. Любушин М.П., Лещева В.Б., Дьякова В.Г. Анализ финансово-экономической деятельности предприятия. Учебное пособие для вузов. - М.: ЮНИТИ-ДАНА, 1999.

19. Практическое пособие. -- М.: Финпресс, 2008. -- 272 с.

20. "Машиностроение", 1972.- 386 с.

...

Страница:

курсовая работа "Разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера" скачать

Подобные документы

Проектирование привода силовой установки
Кинематические расчеты, выбор электродвигателя, расчет передаточного отношения и разбивка его по ступеням. Назначение материалов и термообработки, расчет допускаемых контактных напряжений зубчатых колес, допускаемых напряжений изгиба, размеров редуктора.

курсовая работа [64,6 K], добавлен 29.07.2010
Привод общего назначения
Требуемая мощность электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его между отдельными ступенями. Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений. Ориентировочный расчет валов, выбор подшипников.

курсовая работа [343,6 K], добавлен 25.12.2014
Проектирование привода вала ленточного конвейера
Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.

курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009
Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора
Расчет мощностей, передаточного отношения и крутящих моментов. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Геометрический расчет зубчатых передач с внешним зацеплением. Расчет валов на выносливость. Проверка прочности шпонок.

курсовая работа [375,4 K], добавлен 16.12.2013
Расчет параметров привода
Кинематический расчет привода, выбор и обоснование электродвигателя. Определение допускаемых напряжений. Выбор материалов зубчатых колес. Вычисление параметров зубчатой и клиноременной передачи, валов, а также размеров деталей передач, корпуса редуктора.

курсовая работа [264,7 K], добавлен 22.01.2015
Привод пластинчатого конвейера
Проектирование привода пластинчатого конвейера, составление его кинематической и принципиальной схемы, выбор подходящего электродвигателя. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням. Расчет ступеней редуктора и цепной передачи.

курсовая работа [779,5 K], добавлен 26.07.2009
Конструирование редуктора
Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.

курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011
Привод ленточного конвейера
Определение общего передаточного числа и выбор электродвигателя. Расчет угловых скоростей звеньев привода и крутящих моментов. Конструирование зубчатых передач редуктора, цепных передач, валов редуктора, корпусных элементов привода, фундаментальных плит.

курсовая работа [1,3 M], добавлен 23.11.2022
Привод барабанного смесителя
Определение передаточного числа редуктора и его ступеней, кинематических параметров. Расчет передачи с гибкой связью, параметров зубчатых колес редуктора. Выбор материала валов, допускаемых контактных напряжений на кручение. Определение реакций опор.

курсовая работа [486,4 K], добавлен 03.06.2013
Проектирование привода силовой установки
Проведение расчета передаточного отношения, скорости вращения валов с целью выбора электродвигателя. Определение допускаемых контактных напряжений зубчатых колес, размеров корпуса редуктора, тихоходного и быстроходного валов. Особенности сборки редуктора.

курсовая работа [242,1 K], добавлен 29.07.2010
Проектирование редуктора привода
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.

курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016
Проектирование привода винтового толкателя
Определение общего КПД привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Определение передаточного числа редуктора, конструктивных особенностей зубчатых колес и деталей редуктора. Расчет тихоходной и быстроходной передач. Ориентировочный расчет валов.

курсовая работа [366,1 K], добавлен 07.04.2013
Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010
Расчет параметров редуктора
Выбор электродвигателя и его обоснование. Определение частоты вращения приводного вала, общего передаточного числа и разбивка его по ступеням, мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала. Расчет червячных передач, подбор смазки.

курсовая работа [286,5 K], добавлен 22.09.2013
Привод общего назначения
Кинематический расчет привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения. Расчет закрытых передач, выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет валов и подшипников, корпуса редуктора. Смазка и сборка редуктора.

курсовая работа [460,3 K], добавлен 10.10.2012
Проект привода шнека
Описание конструкции привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Определение основных параметров цилиндрических передач. Проверочный расчет подшипников на быстроходном и тихоходном валу.

курсовая работа [432,3 K], добавлен 19.12.2011
Привод цепного конвейера
Проект одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода цепного конвейера. Расчет клиноременной и цепной передач, зубчатых колес, валов; компоновка редуктора, кинематические и силовые характеристики.

курсовая работа [680,5 K], добавлен 23.10.2011
Кинематический расчет двигателя
Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя. Определение передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.

курсовая работа [285,3 K], добавлен 24.02.2015
Кинематический расчет привода
Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора.

курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016
Технический проект привода конвейера
Разработка технического проекта привода конвейера. Выбор электродвигателя, определение передаточного отношения. Расчет зубчатой передачи, размеров элементов корпуса редуктора. Проектирование валов. Подбор и проверка подшипников, муфты, соединений.

курсовая работа [821,4 K], добавлен 12.01.2012

Другие документы, подобные "Разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера"

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

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.