Привод ковшового элеватора (двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор)

Привод ковшового элеватора.docx

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод ковшового элеватора.
Ковшовый элеватор — машина непрерывного транспорта для вертикального перемещения сыпучих грузов ковшами укрепленными на резинотканевой ленте.
Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель коническо-цилиндрический редуктор цепная передача с кожухом приводной вал с барабаном и останов препятствующий самопроизвольному движению ленты в обратном направлении.
Требуется выполнить необходимые расчеты выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию предназначенную для изготовления привода:
- чертеж общего вида коническо-цилиндрического редуктора (на стадии эскизного
- сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);
- рабочие чертежи деталей редуктора;
- чертеж общего вида упругой муфты;
- чертеж общего вида привода;
- расчетно-пояснительную записку и спецификации.
Кинематический расчет привода.
1.Подбор электродвигателя.
Прежде всего необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определим мощность потребляемую движущим устройством (барабаном транспортера) оценим КПД привода. Далее уточним передаточные отношения редуктора и цепной передачи подсчитаем вращающие моменты на валах привода. Таким образом определим исходные данные для расчета передач.
Потребляемая мощность привода определяется по формуле:
где – окружная сила на звездочках =1600 Н;
- скорость движения ленты = 14 мс;
Требуемая мощность электродвигателя:
где – КПД привода =
- КПД цилиндрической передачи = 097;
- КПД опор (подшипники качения) = 099;
- КПД конической передачи = 096;
- КПД цепной передачи = 0935;
Частота вращения вала электродвигателя:
где - частота вращения приводного вала;
- передаточное число редуктора
Частота вращения приводного вала определяется по формуле:
где - диаметр барабана на приводном валу.
По справочным данным выбираем двигатель 80В22850 с требуемой мощностью Р = 22 кВт номинальной частотой вращения n = 2850 обмин синхронная частота вращения – 3000 обмин.
2. Определение передаточного отношения привода.
Передаточное отношение привода определяется по формуле:
где - номинальная частота вращения двигателя = 2850 обмин.
3. Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах.
Момент на приводном валу:
Момент на тихоходном валу:
Частота вращения тихоходного вала:
Используя полученные результаты проводим расчет на ЭВМ.
Расчет зубчатой передач.
Проектный расчет цилиндрических передач предполагает определение межосевого расстояния:
Распределения нагрузки по длине контактной линии
– коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи
коэффициент учитывающий характер распределения нагрузки между зубьями.
Основные причины выхода из строя зубчатой передачи – усталостное выкрашивание под действием контактных напряжений и излом зуба под действием изгибных напряжений. Поэтому проверочный расчет проводят на контактную прочность и изгибную выносливость.
Проверочный расчет на контактную прочность (сопротивление усталости)
Проверочный расчет на изгибную выносливость.
модуль в нормальном сечении зуба;
ширина зубчатого колеса;
коэффициент учитывающий влияние наклона зуба;
коэффициент учитывающий влияние многопарности зацепления;
При проектном расчете конических передач находят внешний делительный диаметр шестерни
где коэффициент учитывающий понижение нагрузочной способности прямозубых конических передач по сравнению с цилиндрическими;
коэффициент нагрузки.
При конструирование должны быть выбраны оптимальные параметры изделия наилучшим образом удовлетворяющие различным часто противоречивым требованиям: наименьшим массе габаритам стоимости; наибольшему КПД требуемой жесткости надежности.
Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации позволяет произвести расчеты с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) распределение общего передаточного числа между ступенями и др. Необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.
Расчет проводится в два этапа. На первом отыскиваются возможные проектные решения и определяют основные показатели качества необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма и колес диаметр впадины шестерни быстроходной ступени диаметры вершин колес межосевое расстояние и др.
Оптимизацию проводят с использованием графиков которые строят по результатам расчета на ЭВМ (первый этап) см. Приложение 1.
Поиск варианта с наименьшей массой привода (часто принимаемый критерий оптимальности) должен предусматривать выполнение следующих конструктивных ограничений:
- диаметр шестерни быстроходной ступени должен удовлетворять условию
где d – диаметр концевого участка быстроходного вала
где вращающий момент на быстроходном валу Н.м.
- при смазывании зацеплений погружением в масляную ванну зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней разность должна быть по возможности меньше при выполнении условия .
Анализируя графики и учитывая вышеперечисленные условия выбираем вариант 4.
На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры требуемые для выпуска чертежей а так же силы в зацепление необходимые для расчета валов и выбора подшипников (Приложение 2).
Разработка компоновочной схемы.
При эскизном проектировании определяют расположение деталей передач расстояния между ними ориентировочные диаметры ступеней валов выбирают типы подшипников и схемы и установки.
Далее определяют конструкции узлов редуктора: корпуса опор подшипников ступицы колеса валов и т.д.
Все проектные решения детально отображены на чертеже редуктора далее приводятся только проверочные расчеты.
Коническо-цилиндрические редукторы обычно конструируют с разъемом корпуса по осям валов. Для этого последние располагают в одной плоскости. Такое исполнение наиболее удобно для сборки редуктора. Каждый из валов редуктора и со всеми расположенными на нем деталями можно собрать не зависимо от других валов и затем поставить в корпус. При необходимости осмотра или ремонта любой комплект вала может быть изъят из корпуса.
1. Расстояние между деталями передачи.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса между ними оставляют зазор «а» мм :
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передачи
где - радиус делительной окружности шестерни тихоходной ступени = 3344 мм;
- диаметр делительной окружности колеса тихоходной ступени = 15656 мм;
- радиус делительной окружности колеса быстроходной ступени = 5000 мм.
L = 3344 + 15656 + 5000 = 240 мм
= 921 мм принимаем а = 10 мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса:
2. Расчет диаметров валов.
Проведем расчет значений диаметров различных участков валов.
Для быстроходного (входного) вала:
где – момент на быстроходном валу = 84
мм принимаем d = 17 мм;
Координата фаски подшипника:
Размер фаски колеса:
Диаметр под подшипник:
Диаметр бортика подшипника:
Для промежуточного вала:
где – момент на промежуточном валу
мм принимаем = 22 мм.
Для тихоходного вала (выходного) вала:
где – момент на тихоходном валу = 130
м принимаем d = 26 мм.
Координата фаски подшипника: .
Посадочный диаметр ступицы:
Расчет подшипников качения.
Оговорим схемы установки подшипников.
Для тихоходного вала выберем схему где одна опора фиксирует вал вторая плавающая. И в фиксирующей и в плавающей опорах используем шариковые радиальные подшипники.
Для фиксирования промежуточного вала используем два конических роликовых подшипника установленные «враспор». Такая схема обеспечивает наибольшую жесткость однако требует регулировки при сборке.
Для фиксирования быстроходного вала используем также два конических роликовых подшипника установленные «врастяжку».
Выбор роликовых подшипников обусловлен достаточно тяжелыми условиями работы передачи: как известно роликовые подшипники имеют большую грузоподъемность по сравнению с шариковыми.
1. Расчет подшипников быстроходного вала.
Предварительно назначаем роликовые конические радиально-упорные подшипники серии диаметров 2. Подшипник 7206А:
- грузоподъемность: кН.
1.1. Определение реакций в опорах.
= - консольная сила;
Нагрузки от сил в зацепление в плоскости YOZ:
Нагрузки от сил в зацепление в плоскости XOZ:
Нагрузки от сил в зацепление:
Результирующие нагрузки в опорах будут равны реакциям от сил в зацеплении:
= 91091 + 25762 = 116853 Н;
= 26695 + 40253 = 66948 Н;
1.2. Расчет подшипника на заданный ресурс
Данные для расчета:
= 28528 обмин; е = 037;
Для типового режима нагружения I коэффициент эквивалентности 0.8. Вычисляем эквивалентные нагрузки:
R1 = = 08 116853 = 93482 Н;
R2 = = 08 66948 = 53558 Н ;
Минимальные силы необходимые для работы подшипников:
Тогда осевые силы нагружающие подшипники:
Находим эквивалентную нагрузку для первой опоры:
Находим эквивалентную нагрузку для второй опоры:
Определим ресурс подшипника:
где - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности принимаем = 1;
- коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника принимаем = 06;
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого то окончательно принимаем подшипник 7206А.
2. Расчет подшипников промежуточного вала
Предварительно назначаем роликовые конические радиально-упорные подшипники серии диаметров 2. Подшипник 7204А:
2.1. Определение реакций в опорах
окружная сила на тихоходной шестерне;
– радиальная сила на тихоходной шестерне;
осевая сила на тихоходной шестерне;
окружная сила на быстроходном колесе;
– радиальная сила на быстроходном колесе;
осевая сила на быстроходном колесе;
Нагрузки от сил в зацепление в плоскости XOY:
Нагрузка от сил в зацеплении:
2.2. Расчет подшипника на заданный ресурс.
Для типового режима нагружения I коэффициент эквивалентности 08.
Вычисляем эквивалентные нагрузки:
= = 08 1661 = 13288 Н;
= = 08 803 = 6424 Н;
k = для роликовых подшипников.
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого то окончательно принимаем подшипник 7204А.
3. Расчет подшипников тихоходного вала
Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники серии диаметров 2. Подшипник 207:
- грузоподъемность: кН 137 кН.
3.1. Определение реакций в опорах
Радиальные реакции опор от сил:
Суммарные реакции опор от сил в зацеплении:
= 129432 + 205623 = 335055 Н;
= 50414 + 490667 = 541081 Н;
3.2. Расчет подшипника на заданный ресурс
= = 0.8 335055 = 268044 Н;
= = 0.8 541081= 432865 Н;
= = 0.8 285044 = 228035 Н;
Определим отношение:
По значению определяем =137.
Определим коэффициент осевого нагружения:
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
k = 3 для шариковых подшипников.
Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого то берем подшипник 307:
- грузоподъемность: кН 18 кН.
По значению определяем =130.
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого то окончательно принимаем подшипник 307.
4. Выбор посадок подшипников.
Внутренний и наружный диаметры подшипников качения изготавливают с относительно малыми отклонениями от номинальных размеров. Требуемый характер посадки колец обеспечивают выбором соответствующих отклонений размеров сопряженных деталей. Посадки назначают в зависимости от режима работы подшипника и вида нагружения колец.
По табл. 7.6 и 7.7 (стр. 116) выбираем допуск наружного и внутреннего колец подшипников. Для всех используемых подшипников редуктора - допуск внутреннего кольца - к6 (нагружение колец циркуляционное легкий режим нагрузка спокойная с кратковременными перегрузками); допуск наружного кольца - Н7 (нагружение колец местное легкий режим нагрузка спокойная с кратковременными перегрузками).
Конструирование корпусных деталей.
К корпусным относят детали обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы действующие в машине.
Корпусная деталь состоит из стенок ребер бобышек фланцев и других элементов соединенных в единое целое.
При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом.
Толщину стенки для редуктора определяем по формуле:
Диаметры винтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:
принимаем d = 10 мм.
Диаметры штифтов фиксирующие крышку относительно корпуса:
Диаметр винтов крепления редуктора к плите:
Т.к. межосевое расстояние то количество винтов принимаем z = 4.
Расчет валов на прочность.
Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передаются через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса шкивы полумуфты. При расчетах принимают что насаженные на вал детали передают силы и момент валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения изменяющиеся по симметричному циклу. Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости.
1. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости.
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например при пуске разгоне торможении и т.д.)
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла нагружений статических и усталостных характеристик материалов размеров формы и состояния поверхности.
1.1. Расчет быстроходного вала.
Механические характеристики для стали 45:
= 900 МПа - временное сопротивление;
= 650 МПа - предел текучести при изгибе;
= 390 МПа - предел текучести при кручение;
= 410 МПа - предел выносливости при изгибе;
= 230 МПа - предел выносливости при кручение;
= 01 - коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения.
Определение внутренних силовых факторов.
Реакции опор от сил нагружающих вал определены в 4.1.1.
Определим силовые факторы для опасных сечений.
— в плоскости YOZ слева от сечения
— в плоскости YOZ справа от сечения
Суммарный изгибающий момент
Крутящий момент == 858
Осевая сила = = 525 Н.
Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала.
Расчет валов на статическую прочность.
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием):
Напряжение кручения:
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
Расчет вала на сопротивление усталости.
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:
Из таблиц [1 c.189 190] определяем:
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений
и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
и - коэффициенты влияния качества поверхности
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Определим коэффициенты снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечение:
Сопротивление усталости вала обеспечено: во всех опасных сечениях S > [S] =20.
1.2. Расчет промежуточного вала.
Реакции опор от сил нагружающих вал определены в 4.2.1.
Крутящий момент == 2772
Осевая сила = = 272 Н.
Осевая сила = = 149 Н.
1.3. Расчет тихоходного вала.
Механические характеристики для стали 40Х:
= 980 МПа - временное сопротивление;
= 780 МПа - предел текучести при изгибе;
= 450 МПа - предел текучести при кручение;
= 240 МПа - предел выносливости при кручение;
Реакции опор от сил нагружающих вал определены в 4.3.1.
— момент от консольной силы
562 (131 - 995)= 6477
Крутящий момент == 12971
Изгибающий момент == = = 16533
По табл. 10.6 для шпоночного паза и d =28 мм имеем: = 4090 мм3.
Статическая прочность вала обеспечена во всех опасных сечениях S > [Sт] =20.
Определим амплитуду и среднее напряжение цикла:
где – эффективный коэффициент концентрации напряжений
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
- коэффициент влияния качества поверхности
Выбор смазочного материала и системы смазывания.
Для уменьшения потерь мощности на трение снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей их охлаждения и очистки от продуктов износа а также для предохранения от заедания коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.
Для смазывания передачи применим широко распространенную картерную систему. В корпус редуктора следует заливать масло так чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении будет увлекать масло разбрызгивая его внутри корпуса. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении тем большей вязкостью должно обладать масло.
В данном случае контактные напряжения H 600 МПа.
Рассчитываем окружную скорость на колесе:
Для данных параметров рекомендуется вязкость масла 34 мм2с что соответствует марке масла И-Г-А-32.
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
– класс кинематической вязкости.
Подшипники смазываются брызгами масла. При окружной скорости V >1 мс брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.
Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие для наблюдения за уровнем масла устанавливают пробки с конической резьбой.
1. Расчет шпоночных соединений.
Размеры призматических шпонок выбирают в соответствие с расчетом на смятие по боковой поверхности.
Расчет шпоночного соединения концевого участка входного вала:
- вращающий момент на валу;
d = 17 мм – диаметр вала;
Определяем размеры шпонки [1 c.475]:
b = 6 мм – ширина шпонки ;
h = 6 мм – высота шпонки;
= 35 мм – глубина паза вала;
= 28 мм – глубина паза ступицы;
Определим рабочую длину шпонки:
где допускаемые напряжения смятия .
Определим длину шпонки:
9 + 6 = 929 мм принимаем L = 25 мм.
Расчет шпоночного соединения концевого участка выходного вала:
d = 28 мм – диаметр вала;
По таблице определяем:
b = 8 мм – ширина шпонки ;
h = 7 мм – высота шпонки;
= 4 мм – глубина паза вала;
= 33 мм – глубина паза ступицы;
79 + 8 = 3379 мм принимаем L = 36 мм.
Расчет шпоночного соединения конического колеса и промежуточного вала:
d = 22 мм – диаметр вала;
h =7 мм – высота шпонки;
5 + 8 = 1515 мм принимаем L = 18 мм.
Расчет шпоночного соединения концевого участка приводного вала:
27 + 8 = 4927 мм принимаем L = 50 мм.
Расчет шпоночного соединения приводного вала:
d = 42 мм – диаметр вала;
b = 12 мм – ширина шпонки ;
h = 8 мм – высота шпонки;
= 5 мм – глубина паза вала;
51 + 12 = 3951 мм принимаем L = 40 мм.
d = 35 мм – диаметр вала;
b = 10 мм – ширина шпонки ;
4 + 10 = 3844 мм принимаем L = 40 мм.
d = 160 мм – диаметр вала;
3 + 8 = 1383 мм принимаем L = 14 мм.
Расчет шпоночного соединения концевого участка электродвигателя:
+ 6 = 85 мм принимаем L = 25 мм.
2. Расчет соединений с натягом.
Расчет соединения с натягом тихоходного вала и колеса.
Т = 130 Нм – момент на тихоходном валу;
d = 50 мм – диаметр соединения;
= 0 мм – диаметр отверстия;
= 15d = 15 мм – диаметр ступицы колеса;
Среднее контактное давление:
где - длина сопряжения l = 30 мм
- коэффициент запаса сцепления
- коэффициент сцепления
Коэффициенты жесткости:
где и - коэффициент Пуассона для стали == 03.
где и - модули упругости для стали == МПа.
Поправка на обмятие микронеровностей:
Максимальное давление допускаемое прочностью детали:
Максимальная деформация:
По определенным значениям и из таблицы [6.3 c.88] выбираем посадку удовлетворяющую следующим условиям:
Выбираем посадку Н8x8.
Определим силу запрессовки:
МПа – давление от натяга выбранной посадки.
Расчет соединения с натягом быстроходного вала и шестерни.
Т = 84 Нм – момент на быстроходном валу;
d = 20 мм – диаметр соединения;
= 15d = 15 мм – условный наружный диаметр;
где - длина сопряжения l = 24 мм
По определенным значениям и из таблиц [24.224.4] выбираем посадку удовлетворяющую следующим условиям:
Выбираем посадку Н7v7.
Проектирование упругой муфты.
Муфты служат для передачи вращающего момента между валами. В разрабатываемом приводе ленточного транспортера применена упругая муфта – между быстроходным валом редуктора и валом электродвигателя.
Назначение упругих муфт – снижение динамической (ударной) нагрузки и предотвращение опасных колебаний. Кроме того упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного положения валов.
В данном случае применим упругую муфту с торообразной оболочкой. Муфты с резиновыми упругими элементами предпочтительней из-за их значительной демпфирующей способности (по сравнению с муфтами с металлическими упругими элементами). Помимо этого достоинством именно этой конструкции является равномерное распределение напряжений по всему объему упругого элемента.
Полумуфты устанавливаем на цилиндрические концы валов редуктора и электродвигателя; закрепляем круглой шлицевой гайкой.
Для выполнения рабочего чертежа муфты требуется определить следующие параметры:
D – максимальный диаметр муфты (и упругого элемента);
D1 – минимальный диаметр упругого элемента;
B – максимальная ширина упругого элемента (на диаметре D);
C – ширина дисков несущих упругий элемент;
D0- диаметр между осями винтов;
Диаметр D определим по условию прочности упругого элемента остальные параметры — по рекомендациям пособия по проектированию.
D1 = 075125 = 9375 мм;
Принимаем D1= 95 мм;
D2 = 06 125 = 75 мм;
= 005 125 = 625 мм;
dст = 1718 = 306 мм;
Принимаем dст = 31 мм;
B = 025125 = 3125 мм;
Принимаем B = 31 мм;
C1 = 10631 = 3313 мм;
Принимаем C1 = 33 мм;
D0 = 05 125 = 625 мм;
Принимаем D0 = 65 мм.
Вращающий момент с полумуфт на оболочку передают силами трения созданными при затяжке винтов. При передаче момента в оболочке действуют касательные напряжения крутильного сдвига.
Предварительно число винтов принимаем z = 4. Определим диаметр винтов по условию несдвигаемости.
Сдвигающая сила в расчете на каждый болт:
Определим силу затяжки из условия несдвигаемости. Полагаем коэффициент трения f =02; коэффициент запаса k = 15; класс прочности винтов 5.8; число поверхностей сдвига i = 1.
Допускаемые напряжения в винте : =150 МПа.
Внутренний диаметр винта:
d1= 504 мм. Следовательно выбираем винты М6.
Итак крепление полумуфт к дискам несущим упругий элемент осуществляем четырьмя винтами М6 класса прочности 5.8.
Проектирование приводного вала.
Проведем расчет значений диаметров различных участков приводного вала.
где – момент на приводном валу = 240
мм принимаем d = 32 мм;
1.Определение сил действующих на вал.
Вал нагружен крутящим моментом и консольной силой действующей со стороны ведомой звездочки.
Н – радиальная сила;
1.1.Определение реакций в опорах.
Нагрузки от сил в плоскости YOZ:
= 2400 - 310 = 2090 Н;
= 2400 + 2277 = 4677 Н;
Нагрузки от сил в зацепление в плоскости XOY отсутствуют т.к. силы в этой плоскости не действуют.
1.2.Расчет подшипников на заданный ресурс.
Предварительно берем подшипники 1208:
Расчет ведем по второй опоре т.к. она более нагруженная.
Для типового режима нагружения I коэффициент эквивалентности 08. Вычисляем эквивалентные нагрузки:
R = = 08 4677 = 3742 Н ;
где - коэффициент динамичности нагрузки = 14
- коэффициент с учетом рабочей температуры подшипника принимаем = 1
- коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника принимаем = 055;
- частота вращения вала = 8917 обмин;
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого то окончательно принимаем подшипник 1208.
2.Расчет приводного вала на статическую прочность и сопротивление усталости.
Реакции опор от сил нагружающих вал определены в 10.1.1.
Крутящий момент == 240
По табл. 10.6 для шпоночного паза и d =32 мм имеем: = 5940 мм3.
Расчёт цепной передачи.
Назначаем число зубьев ведущей и ведомой звёздочки соответственно:
Геометрический расчет звёздочек цепной передачи.
Шаг цепи t =1905 мм.
Число зубьев малой и большой звёздочек соответственно .
— делительный диаметр:
— диаметр окружности выступов:
— диаметр окружности впадин:
— ширина зуба двухрядной цепи:
— радиус закругления зуба:
— делительный диаметр:
— диаметр окружности впадин:
— диаметр проточки:
— ширина зуба двухрядной цепи:
В формулах обозначены:
мм – диаметр ролика цепи;
мм – расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи;
мм – расстояние между осями симметрии многорядных цепей;
мм – ширина пластин цепи.
Список использованной литературы
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. – 5-е изд. – М.: Машиностроение 1980.
Атлас конструкций узлов и деталей машин. Под ред. О.А. Ряховского. М.: Машиностроение 2005.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 12-е издание. М.: Машиностроение 2009.
При разработке курсового проекта использованы программы: “Компас-3D V13 ” и “Microsoft Word 2007”

спецификация А5.cdw

МГТУ им. Н. Э. Баумана
Пояснительная записка
с торообразной оболочкой

спецификация А1.cdw

коническо-цилиндрический
МГТУ им. Н. Э. Баумана
Колесо цилиндрическое
Прокладка регулировочная
Роликовый конический
Шариковый радиальный

Курсовой детали машин.cdw

Цепь 2ПР-19.05 -31.8 ГОСТ 13568-97
Технические характеристики:
Вращающий момент на выходном валу
Частота вращения входного вала
Общее передаточное число 15.98
Степень точности изготовления зубчатой 8-В
Коэффициент полезного действия редуктора 0.92
Технические требования
Необработанные поверхности литых деталей
находящихся в масляной ванне
маслостойкой красной эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить серой
эмалью ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Плоскость разъема покрыть тонким слоем
Радиальная консольная нагрузка на валу не более:
В редуктор залить масло И-Г-А-32 ГОСТ 101413
коническо-цилиндрический
ленточного конвейера.
Техническая характеристика
Окружная сила на барабане
Скорость движения ленты
Частота вращение приводного вала
В полости корпусов подшипников заложить по 0
Литол 24" ГОСТ 21150-80
Муфта с торообразной
Максимальный вращающий момент на муфте
Максимальная частота вращения
Техничсекие требования
Допускаемые смещения валов электродвигателя
и редуктора не более:
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
кроме поверхности В.
Радиусы скруглений 6мм max.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
обеспеченный инструментом.
Общие допуски по ГОСТ30893.2-mK
ТВЧ h 0.8 1.0; 40 50HRC
Допускаемая радиальная консольная нагрузка
Допускаемое смещение валов редуктора и
приводного не более:
Общее передаточное число привода 31.96
Мощность электродвигателя 80В2
Частота вращения вала электродвигателя
Ось электродвигателя
Схема расположения отверстий под фундаментные болты
Ось ленточного транспортера
МГТУ им. Н. Э. Баумана
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71