Привод цепного конвейера (Детали машин) с коническо-цилиндрическим редуктором

Эскиз123.cdw

Привод123.cdw

Техническиая характеристика
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродаигателя
Частота вращения ведомого вала
Крутящий момент на ведомом валу
Общее передаточное число привода 55
Технические требования
Привод обкатать без нагрузки в течение часа
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло
индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75.
На цепную передачу установить ограждения. Ограждения
покрасить в оранжевый цвет.
Схема расположения отверстий
крепления рамы к фундаменту (М1:8)
Вал электродвигателя
Выходной вал редуктора
крепления редуктора к раме (М1:8)

Рама123.cdw

Технические требования
После сварки раму отжечь.
Остальные технические требования по СТБ 1014-95.
Неуказанные предельные отклонения: H14

Спец 1.spw

коническо-цилиндрический
Шестерня цилиндрическая
Колесо цилиндрическое
Болт М10х38 ГОСТ 15589-70
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Болт М10x18 ГОСТ 15589-70
Болт М8x18 ГОСТ 15589-70
Шайба 8 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х60 ГОСТ 23360-78
Манжета 28x50 ГОСТ 8752-79
Манжета 42x62 ГОСТ 8752-79
Подшипник 309 ГОСТ 8338-75
Подшипник 7306 ГОСТ 27365-87
Подшипник 7305 ГОСТ 27365-87
Гайка 2 М20x1 ГОСТ 11871-88

Редуктор123.cdw

Техническиая характеристика
Тип редуктора коническо-цилиндрический
Передаточное число 55
Передаваемая мощность
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Число зубьев шестерни и колеса
первой ступени 26104
второй ступени 25100
Смазка зубчатых передач:
Смазка подшипников Литол 24
Технические требования
Плоскпсти разьемов покрыть пастой "Герметик" У-30М
Масло в редуктор залить по верхнюю метку маслоуказателя.
Подшипниковые камеры заполнить смазкой на 2 3 их объема.
обкатывая на холостом ходу при разных нагрузках.
коническо-цилиндрический

курсач 1-3.docx

Проектирование механизмов и машин отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект высокие технико – экономические и эксплуатационные качества.
Основные требования предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность экономичность минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
Темой данного курсового проекта является «Привод цепного конвейера».
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых передач выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.
Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Ведущий вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой а ведомый с исполнительным механизмом – цепной передачей.
Кинематическая схема привода
Привод цепного конвейера
Исходные данные: мощность на ведомом валу цепной передачи угловая скорость его вращения
Кинематический расчет привода
1 Требуемая мощность электродвигателя для привода
где мощность на рабочем органе привода ;
общий К.П.Д. привода от двигателя до барабана (звездочки) равный произведению частных К.П.Д. отдельных элементов составляющих привод:
Пользуясь таблицей из методических указаний «Кинематический расчет привода» выбираем приближенные оценки К.П.Д. к каждому элементу:
2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя
где угловая скорость вращения рабочего органа ;
оценочное передаточное отношение привода которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью можно определить:
Пользуясь таблицей из методических указаний «Кинематический расчет привода» выбираем рекомендуемые значения частных передаточных отношений необходимых передач:
3 Выбор электродвигателя
По мощности определенной в пункте и приемлемой угловой скорости вращения определенной в пункте производиться подбор электродвигателя.
Частота вращения связана с угловой скоростью вращения зависимостью:
В приводах к различным технологическим и вспомогательным машинам для которых свойственна длительная работа принимаются в основном трехфазные асинхронные электродвигатели серии а также их модификации.
Желательно чтобы номинальная мощность двигателя была не меньше требуемой т.е.
Пользуясь таблицей из методических указаний «Кинематический расчет привода» выбираем асинхронный электродвигатель типа – электродвигатель серии асинхронный закрытого исполнения станина и щиты из чугуна с высотой оси вращения мм с установочным размером по длине корпуса сердечник второй длины щестиполюсный для районов умеренного климата третьей категории размещения диаметр выходного вала
Перегрузка двигателя допускается не более чем на При выборе двигателя необходимо согласовать его характеристику с режимом нагрузки и динамикой механизма. Должно соблюдаться условие:
4 Асинхронная частота вращения вала электродвигателя
где синхронная частота вращения вала электродвигателя ;
скольжение; при номинальной нагрузке ;
5 Передаточное отношение привода
где угловая скорость вала электродвигателя связана с частотой вращения зависимостью:
угловая скорость рабочего органа ;
6 Разбивка общего передаточного отношения между отдельными передачами привода
Общее передаточное отношение привода связано с передаточными отношениями отдельно последовательно соединяемых передач зависимостью:
Передаточное отношение быстроходной ступени для коническо – цилиндрических редукторов
7 Угловые скорости на валах
Для первого вала редуктора при отсутствии промежуточной понижающей передачи между электродвигателем и редуктором угловая скорость:
Угловая скорость на втором валу:
Угловая скорость на третьем валу:
Угловая скорость на четвертом валу:
8 Мощности на валах
Мощность на первом валу:
Мощность на втором валу:
Мощность на третьем валу:
Мощность на четвертом валу:
9 Крутящие моменты на валах
Крутящий момент на первом валу:
Крутящий момент на втором валу:
Крутящий момент на третьем валу:
Крутящий момент на четвертом валу:
Расчет конической передачи с необходимыми проверочными расчетами
Расчет зубчатых передач выполненный по сводится к определению геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых колес передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач и изгибную прочность для открытых передач предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную прочность для закрытых передач ли изгибную прочность для открытых передач.
1 Выбор материала зубчатых колес
Для лучшей приработки зубьев при твердости до рекомендуется иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на единиц т.е.
По таблице из методических указаний «Расчет зубчатых передач» выберем материал зубчатых колес.
Для шестерни конической передачи выбираем материал с механическими свойствами: предел прочности предел текучести твердость термообработка – нормализация.
Для зубчатого колеса конической передачи выбираем материал с механическими свойствами: предел прочности предел текучести твердость термообработка – нормализация.
2 Допускаемые напряжения
2.1 Контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу циклов . Определяем по таблице
методических указаний «Расчет зубчатых передач»:
коэффициент безопасности для зубчатых колес с однородной структурой материала (нормализованных улучшенных и объемно – закаленных) ;
коэффициент долговечности учитывающий влияние сроков службы и режима нагрузки передачи:
где базовое число циклов напряжений.
эквивалентное число циклов перемены напряжений при постоянной нагрузке:
где число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым;
частота вращения зубчатого колеса ;
число часов работы передачи за расчетный срок службы :
где коэффициенты использования передачи в году и сутках
Так как принимаем коэффициент долговечности ;
Так как принимаем коэффициент долговечности .
Допускаемые контактные напряжения для шестерни:
Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса:
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса:
где меньшее из значений и .
2.2 Контактные напряжения при кратковременной перегрузке
где предел текучести материала.
2.3 Напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Определяем по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач»:
коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При односторонней нагрузке ;
коэффициент безопасности:
где коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи ;
коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для проката ;
коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки:
базовое число циклов перемены напряжений. Для всех сталей ;
эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Так как у нас длительно работающая передача принимается .
Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:
Допускаемые напряжения изгиба для зубчатого колеса:
2.4 Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке
3 Проектный расчет по контактным напряжениям
3.1 Ориентировочное значение среднего делительного диаметра шестерни
вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимается по графику методических указаний «Расчет зубчатых передач» в зависимости от величины при этом . Принимаем ;
коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра
где углы делительных конусов:
3.2 Расчетная ширина шестерни
3.3 Углы делительных конусов
3.4 Делительный внешний диаметр шестерни
3.5 Внешнее конусное расстояние
3.6 Проверяется соблюдение условия
3.7 Модуль в нормальном сечении по большому торцу определяется из условия
По модуль округляется до стандартного значения. Принимаем
3.8 Число зубьев шестерни
3.9 Число зубьев колеса
3.11 Делительный внешний диаметр колеса
3.12 Уточняется средний делительный диаметр
3.13 Модуль в нормальном среднем сечении зуба
3.14 Нормальный модуль в среднем сечении зуба
3.15 Внешний диаметр вершин зубьев
3.16 Внешний диаметр впадин зубьев
3.17 Окружная скорость
3.18 Силы действующие в зацеплении
Определяются по зависимостям указанным в таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач».
4 Проверочный расчет по контактным напряжениям
где коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
коэффициент учитывающий механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес ;
коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий:
где коэффициент торцового перекрытия;
коэффициент среднего изменения суммарно длины контактных линий. При расчетах с достаточной точностью можно принять .
окружная сила на начальной окружности
рабочая ширина венца зубчатой передачи ;
диаметр начальной окружности цилиндрической шестерни ;
передаточное отношение;
коэффициент нагрузки:
где коэффициент учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимаем по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач» ;
коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении. Принимаем по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач» ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач» ;
Условия прочности соблюдаются.
5 Контактные напряжения при действии кратковременной перегрузке.
где максимальный момент при перегрузке ;
расчетный момент по контактной выносливости зубьев ;
6 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
где коэффициент учитывающий форму зуба. Определяется по графику (рис. 5.1) методических указаний «Расчет зубчатых передач» в зависимости от :
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. Предварительно принимаем
коэффициент учитывающий наклон зуба. Принимаем
окружная сила на начальной окружности ;
расчетный модуль зацепления ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем ;
Далее расчет выполняется по тому из колес пары у которого меньше отношение:
Далее выполняем расчет для зубчатого колеса как более слабого.
7 Напряжения изгиба при действии кратковременной перегрузки
Расчет цилиндрической косозубой передачи с необходимыми проверочными расчетами
По таблице 2.2 из методических указаний «Расчет зубчатых передач» выберем материал зубчатых колес.
Для шестерни цилиндрической косозубой передачи выбираем материал с механическими свойствами: предел прочности предел текучести твердость термообработка – нормализация.
Для зубчатого колеса цилиндрической косозубой передачи выбираем материал с механическими свойствами: предел прочности предел текучести твердость термообработка – нормализация.
3.1 Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни
вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач ;
коэффициент ширины шестерни относительно диаметра. Определяем по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач». При несимметричном расположении колес относительно опор . Принимаем ;
коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Определяем по рисунку методических указаний «Расчет зубчатых передач».
3.2 Расчетная ширина шестерни
Ширина зубчатого колеса
3.3 Определение модуля
где коэффициент ширины шестерни относительно модуля. Определяется по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач». Для обычных передач редукторного типа принимаем
3.4 Угол наклона зубьев
где коэффициент осевого перекрытия принимаем
угол наклона зубьев;
3.4 Число зубьев шестерни
где угол наклона зубьев;
определяется по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач». При
В редукторах рекомендуется принимать для первой ступени для второй и третьей ступени . Так как у нас цилиндрическая передача второй ступени принимаем .
3.5 Число зубьев колеса
3.6 Уточняется диаметр начальных окружностей
3.7 Межосевое расстояние
3.10 Окружная скорость
3.11 Силы действующие в зацеплении
Определяются по таблице методических указаний «Расчет зубчатых передач».
где угол зацепления определяется по формуле:
где угол профиля зуба
где коэффициент торцового перекрытия
Увеличиваем ширину шестерни для того чтобы снизить нагрузку. Принимаем Тогда ширина
коэффициент учитывающий наклон зуба.

курсач 5-13.docx

5. Ориентировочный расчет валов
Для размещения на чертеже шкивов зубчатых колес звездочек т подшипников необходимо располагать хотя бы приближенной величиной диаметра посадочной поверхности поскольку длина ступиц и ширина подшипников зависят от диаметра вала. Диаметр вала в месте посадки муфты или зубчатого колеса определяется из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям косвенно учитывая тем самым действие изгибающих моментов.
1 Быстроходный вал.
где крутящий момент на валу;
пониженное допускаемое напряжение на кручение. Для быстроходного вала
Принимаем т.к. должно соблюдаться условие
Диаметр вала под уплотнением:
Диаметр вала под подшипником:
Диаметр вала под шестерней:
2. Промежуточный вал
где пониженное допускаемое напряжение на кручение. Для промежуточного вала
Из стандартного ряда принимаем
Длина ступицы звездочки:
Длина ступицы конического колеса:
Расчет корпуса редуктора
1 Толщина стенки основания корпуса:
2 Толщина стенки крышки корпуса:
3 Зазоры между зубчатыми колесами и внутренними поверхностями стенок корпуса:
4 Зазоры между зубчатыми колесами и торцовыми поверхностями колес смежных ступеней:
Толщина у основания:
7 Расстояние от оси вала до болтов
8 Расстояние между стяжными болтами
9 Фланцы разъема корпуса
10 Фундаментные лапы
Проверочный расчет выходного вала
1 Строится схема нагружения вала в вертикальной плоскости и определяются опорные реакции.
2 Строится эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
3 Строится схема нагружения вала в горизонтальной плоскости и определяются опорные реакции.
Сила создает пару сил:
4 Строится эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
5 Строится эпюра суммарных изгибающих моментов.
6 Строится эпюра крутящих моментов.
Наиболее опасным сечением является сечение в котором действуют максимальные изгибающий и крутящий моменты. Определяем коэффициент безопасности в этом сечении. Принимаем материал вала по таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников»
7 Нормальные напряжения:
где момент сопротивления рассматриваемого сечения
8 Касательные напряжения от нулевого вала:
9 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (галтель) для с (таблица методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников»):
10 Масштабные факторы для вала определяются по таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников». При
11 Коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения (таблица методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников»):
12 Коэффициент учитывающий шероховатость поверхности. Принимаем шероховатость посадочной поверхности тогда (таблица методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников»).
13 Коэффициент безопасности только по изгибу:
14 Коэффициент безопасности только по кручению:
15 Общий коэффициент безопасности:
Таким образом прочность обеспечена.
Подбор подшипников на всех валах
Исходя из компоновки редуктора и расчетных диаметров валов редуктора принимаем к установке подшипники с характеристиками указанными в таблице и методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников» и заносим в таблицу
Таблица Параметры подшипников качения
Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемности на выходном валу
По результатам эскизной компоновки и предварительного расчета вала получено:
диаметр в месте посадки подшипника;
1 Определяем приближенные значения радиальных нагрузок в опорах и :
Определяется отношение осевой и радиальной нагрузок на валу:
По таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников» намечаем к установке радиальный шарикоподшипник типа с
2 Определяются суммарные реакции в опорах:
3 Определяем эквивалентную нагрузку.
где коэффициенты радиальной и осевой нагрузки ;
коэффициент зависящий от того какое кольцо подшипника вращается. Внутреннее ;
коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки. При работе с умеренными толчками ;
температурный коэффициент. При
4 Определяется динамическая грузоподъемность.
где долговечность подшипника в млн оборотов;
для шариковых подшипников.
где угловая скорость вала ;
долговечность подшипника ч. При всех условиях
что превышает положенное значение
Поэтому принимаем к установке шариковый радиальный подшипник средней серии .
Подбор и расчет шпонок на всех валах
Расчет шпоночных соединений на прочность осуществляют обычно как проверочный.
Призматические шпонки рассчитывают на смятие и на срез. Для упрощения расчетов принимают плечо сил действующих на шпонку относительно осевой линии вала равным радиусу вала. Соответственно проверочный расчет призматической шпонки производят по следующим формулам:
где крутящий момент ;
и ширина и длинна шпонки соответственно ;
глубина врезания шпонки в ступицу ;
допускаемое напряжение на смятие ;
допускаемое напряжение на срез .
Диаметр вала под шестерней Диаметр вала под муфтой По таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников» подбираем ширину высоту глубину врезания шпонки в ступицу Принимаем под муфтой Под шестерней
Прочность шпонок под конической шестерней и муфтой обеспечена.
2 Промежуточный вал.
Диаметр вала под шестерней и коническим колесом По таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников» подбираем ширину высоту глубину врезания шпонки в ступицу Под коническим колесом принимаем . Под цилиндрической шестерней принимаем
Прочность шпонки под коническим зубчатым колесом обеспечена.
Прочность шпонки под цилиндрической шестерней обеспечена.
Диаметр вала под зубчатым цилиндрическим колесом Диаметр вала под звездочкой По таблице методических указаний «Выполнение расчетов валов и подбор подшипников» подбираем ширину высоту глубину врезания шпонки в ступицу Под колесом принимаем Под звездочкой принимаем
Прочность шпонок под зубчатым цилиндрическим колесом и звездочкой обеспечена.
Подбор и расчет муфты
Муфты подбирают по наибольшему диаметру соединяемых валов с соблюдением условия
где расчетный крутящий момент;
допускаемый крутящий момент принимаемый из справочных таблиц к выбранной муфте. При меньшем диаметре вала .
где крутящий момент на соединяемых валах;
коэффициент режима работы муфты. Для цепных конвейеров
Выбираем муфту упругую втулочно – пальцевую.
Работоспособность МУВП определяется прочностью пальцев и резиновых втулок. Проверочный расчёт резиновых втулок выполняют по условиям ограничения давления на поверхности их контакта с пальцами а самих пальцев — по условиям прочности на изгиб.
Нагрузка приходящаяся на один палец определяют по формуле:
где диаметр окружности по которой расположены пальцы;
количество пальцев в муфте
Условие прочности втулок муфты:
где диаметр пальца ;
допустимое давление для резины. Принимают .
Условие соблюдается.
Условие прочности пальцев на изгиб:
где осевой зазор между полумуфтами
допустимое напряжение изгиба для пальцев
Описание сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборка производится в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал закладывается маслозащитная шайба и напрессовываются предварительно нагретые в масле до подшипники между которыми устанавливается втулка. Вал вставляется в корпус после чего на него напрессовывается коническая шестерня и зажимается круглой гайкой;
в промежуточный и ведомый валы закладываются соответствующие шпонки затем напрессовываются соответствующие зубчатые колеса до упора в бурты валов. После этого устанавливаются втулки и маслозащитные шайбы напрессовываются предварительно разогретые в масле подшипники.
Фланец картера покрывается герметиком после чего в него укладываются валы в сборе.
Устанавливается крышка корпуса которая центрируется с помощью штифтов. Крышка притягивается к картеру винтами.
В камеры подшипников закладывается смазка (). В сквозные крышки подшипников с помощью оправки запрессовываются манжеты. Крышки подшипников устанавливают в камеры и прикручивают винтами.
Проверяется возможность проворачивания валов (от руки).
Устанавливается пробка маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Через смотровое окно заливается масло ().
Устанавливается крышка смотрового окна и закрепляется винтами. Ввинчивается пробка-отдушина.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Смазка редуктора и подшипников
Смазывание зубчатых зацеплений производится распылением масла форсунками.
При контактных напряжениях и скорости от до вязкость масла должна составлять Принимается масло индустриальное
Масло нагнетается насосом пройдя через масленой фильтр поступает на форсунки расположенные в крышке редуктора где те распыляют масло на зубчатые зацепление и по всему картеру редуктора стекшее масло выводиться из редуктора поступает к насосу и затем процесс повторяется.
Для смазывания подшипников используются пластичные смазочные материалы. Выбираем
Смазочный материал закладываем в подшипниковые узлы предварительно сняв крышки подшипников.
Для того чтобы не происходило вымывание пластичного смазочного материала подшипников смазкой зацепления на валах устанавливаем маслозащитные шайбы.
С течением времени масло загрязняется стареет ухудшаются его свойства. Поэтому масло подаваемое в корпус редуктора периодически меняют. Для замены масла используют штуцер вкрученный в нижней части поддона предварительно отключив от него патрубки идущие к фильтру.
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т. 1. – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение 1982.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. Техникумов. – М.: Высш. шк. 1984.
Еремеев В.К. Горнов Ю.Н. Детали машин. Курсовое проектирование: Метод. указания и задания к проектам. – Иркутск: ИрГТУ 2006.
Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1991.
Парышев С.В. Вязкова Л.П. Черненко А.Г. Пример расчета конической зубчатой передачи: Метод. указания по курсам «Детали машин и основы конструирования» и «Механика». – Екатеринбург: Изд-во ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 2002.

курсач 4.docx

4. Расчет цепной передачи
1 Число зубьев звездочек
1.1 Число зубьев малой (ведущей) звездочки
Определяется по формуле в зависимости от передаточного отношения :
Предпочтительно принимать нечетное число зубьев звездочки при четном числе звеньев цепи. Принимаем .
1.2 Число зубьев ведомой звездочки
2 Коэффициент эксплуатации
где коэффициент учитывающий динамичность нагрузки. При нагрузке с умеренными толчками принимаем
коэффициент учитывающий межосевое расстояние. На практике рекомендуется принимать при
коэффициент учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонтали. Принимаем
коэффициент зависящий от способа регулирования натяжения цепи. При регулировании нажимными роликами
коэффициент учитывающий характер смазки. При периодической смазке
коэффициент зависящий от продолжительности работы в сутки. Принимаем
3 Среднее значение допускаемого давления в шарнирах
Определяется по таблице методических указаний «Расчет цепных
передач» как среднее арифметической значение величины для всех шагов при частоте вращения ведущей звездочки
4 Ориентировочное значение шага цепи
где крутящий момент на ведущей звездочке ;
коэффициент учитывающий число рядов цепи. Принимаем
5 Характеристика цепи для выбранных шагов
Для определения оптимального значения шага цепи зададимся тремя смежными шагами двухрядной приводной роликовой цепи нормальной серии типа по и расчеты сведем в таблицу
Таблица Расчет цепной передачи
Частота вращения меньшей звездочки
Допустимая частота вращения меньшей звездочки
Продолжение таблицы
Характеристика цепи:
разрушающая нагрузка
ширина внутреннего звена
Площадь проекции опорной поверхности шарнира
Диаметр делительной окружности звездочки
Радиус делительной окружности звездочки
Средняя скорость цепи
Допустимое значение
Ориентиро – вочное значение межосевого расстояния
Длина цепи в шагах или число звеньев цепи
Прини – маем четное число звеньев
Уточненное межосевое расстояние
Окончательно принимаем межосевое расстояние с учетом провисания цепи
Число ударов цепи v
Допускаемое значение
Уточняем коэффициент эксплуатации
Расчетное давление в шарнирах цепи
Натяжение от цб сил
Натяжение от провисания цепи
Коэффициент безопасности
Для заданных условий работы пригодна цепь с шагом Принимаем цепь

Спец 2.spw

Пояснительная записка
Муфта упругая ГОСТ 21424-93
Болт М12x50 ГОСТ 15589-70
Шайба 12.37 ГОСТ 10906-78
Гайка М12 ГОСТ 15521-70
Болт М12x45 ГОСТ 15589-70
Болт М10x28 ГОСТ 15589-70
Шайба 10.37 ГОСТ 10906-78
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Болт 6.2.M16x250 ГОСТ 24379.1-80
Болт М14х16 ГОСТ 15589-70
Шайба A 16.37 ГОСТ 6958-78
Болт М18х20 ГОСТ 15589-70
Шайба A 20.37 ГОСТ 6958-78
-17700 ГОСТ 13568-75
Электродвинатель 4А112МВ6У3

Спец 3.spw