Проектирование коническо-цилиндрического редуктора Вариант № 19

Компоновка.cdw

Колесо зубчатое.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа сопряженного
Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров

Тихоходный вал.cdw

кроме места указанного особо.
Размер обеспеч. инструмент.
Неуказанные предельные отклонения размеров

Редуктор коническо-.cdw

Технические характеристики
Передаточное число редуктора u=12
Вращающий момент на тихоходном валу Т
Частота вращения быстроходного вала n
Технические требования
Редуктор залить маслом И-Г-А-32 ГОСТ 1749.4-87
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонениями
горизонтального положения на угол до 5
должен быть обеспечен уровень масла достаточный
для смазки зацепления

Записка.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«Пермский национальный исследовательский политехнический университет»
Автодорожный факультет
Направление 23.03.03 «Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов»
Профиль «Строительно-дорожные машины»
Детали машин и основы конструирования
“Курсовое проектирование деталей машин”
Техническое задание ..5
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода 6
1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя .6
2. Определение передаточного числа привода 7
3. Кинематический и силовой расчет привода 8
Расчет открытой цепной передачи ..10
1 Проектный расчет ..10
2 Проверочный расчет ..12
1 Расчет тихоходной ступени .. ..16
1.1. Выбор материала .. 16
1.2 Проектный расчет . 18
1.3 Проверочный расчет . 20
2 Расчет быстроходной ступени .. ..23
2.1 Выбор материала .23
2.2 Проектный расчет 25
2.3 Проверочный расчет 28
Предварительный расчет валов .. .30
1 Расчет диаметров быстроходного вала: .. 30
2 Расчет диаметров промежуточного вала: .. 31
3 Расчет диаметров тихоходного вала: .. 31
4 Предварительный выбор подшипников качения: .. 32
1 Определение сил в зацеплении .. 33
Построение эпюр валов редуктора ..34
1 Эпюры быстроходного вала: .. . .. ..34
1.1Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников быстроходного вала 42
2 Эпюры промежуточного вала: .. ..43
2.1. Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников промежуточного вала .50
3 Эпюры тихоходного вала: .. .52
3.1. Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников промежуточного вала .54
Расчет тихоходного вала на прочность ..55
1. Определить источники концентраций напряжения в опасных сечениях: .56
2. Определение напряжений в опасных сечениях вала .. .56
Проверочный расчет шпонок 59
1 Соединение муфты и быстроходного вала .. ..59
2 Соединение конического колеса и промежуточного вала .. .59
3 Соединение зубчатого колеса и тихоходного вала .. .59
4 Соединение открытой передачи и тихоходного вала .. .59
Список литературы .62
Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя 4A100S2У3 мощности 4 кВт двухступенчатого конически-цилиндрического редуктора с моментом на тихоходном валу 14232 Н·м и передаточным отношением 1256. Входной вал редуктора соединен с электродвигателем упругой муфтой со звёздочкой. Цепная передача передает момент от тихоходного вала редуктора к валу привода. Приводной вал конвейера установлен на шариковых однорядных подшипников. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.
Кинематическая схема конвейера.
Скорость тяговой цепи
Срок службы привода лет
Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения – от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
- тяговая сила цепи конвейера
- скорость цепи конвейера.
1.1Определяем требуемую мощность конвейера:
1.2Определяем КПД привода:
где - КПД закрытой передачи (цилиндрический редуктор)
- КПД открытой передачи (цепная передача)
- КПД закрытой передачи (конический редуктор)
1.3 Находим требуемую мощность двигателя:
Из условия по таблице диапазонов мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии 4А (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин» таблица К9 стр.406) выбираем ближайшее к требуемой мощности двигателя значение номинальной мощности.
По значению номинальной мощности выбираем четыре варианта типа двигателя серии А4:
Номинальная мощность
Частота вращения обмин
При номинальном режиме
2. Определение передаточного числа привода
2.1Определяем частоту вращения приводного вала конвейера:
2.2Находим передаточное число привода для каждого варианта:
2.3Передаточное число привода.
Выбираем четвёртый вариант( ).
Выбрали двигатель 4АМ100S2У3.
3. Кинематический и силовой расчет привода
Индексом Б(быст) обозначены параметры быстроходного вала Т(тих) – тихоходного П(пром) – промежуточного вала дв – двигателя вых – конвейера Ц(цепь) – цепная передача.
3.1Кинематические характеристики:
3.2Силовые характеристики:
Расчет открытой цепной передачи
1.1 Определение шага цепи pмм:
где Т3- вращающий момент на ведущей звёздочке равный Т3 на тихоходном валу
-динамичность нагрузки равномерная; таблица 5.7. с.93
- регулировка межосевого нерегулируемая; таблица 5.7. с.93
- положение передачи наклон линии центров звездочек к горизонту; таблица 5.7. с.93
-способ смазывания периодический; таблица 5.7. с.93
- режим работы односменный; таблица 5.7. с.93 А.Е. Шейнблит.
z1=29-2·uцепь=29-2·3=23 – число зубьев ведущей звездочки
[pц]=31.5 Нмм2 – допускаемое давление в шарнирах
1.2 Определение числа зубьев ведущей звёздочки:
1.3 Определяем число зубьев ведомой звездочки:
1.4 Определение фактического передаточного числа Uф и проверка его отклонения U от заданного U:
% 4%- что удовлетворяет условию.
1.5 Определение оптимального межосевого расстояния мм:
где р- стандартный шаг цепи тогда:
1.6 Определяем число звеньев цепи :
1.7 Уточняем значение межосевого расстояния в шагах:
1.8 Определяем фактическое межосевое расстояние :
1.9 Определяем монтажное межосевое расстояние :
1.10 Определяем длину цепи :
1.11 Определение диаметров звездочек мм:
Диаметр делительной окружности:
Диаметр окружности выступов:
где К = 07-коэффициент высоты зуба; 2 с.95
- коэффициент числа зубьев:
- ведущей звездочки; 2 с.95
- ведомой звездочки; 2 с.95
- геометрическая характеристика зацепления; 2 с.95
где-диаметр ролика шарнира цепи; таблица К32 2 с.441
Диаметр окружности впадин.
2 Проверочный расчет
2.1 Проверяем частоту вращения меньшей звездочки обмин:
где: -частота вращения тихоходного вала редуктора обмин
-допускаемая частота вращения
- что удовлетворяет условию.
2.2 Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U с-1:
-что удовлетворяет условию.
2.3 Определяем фактическую скорость цепи
2.4 Определяем окружную силу передаваемую цепью
2.5 Проверяем давление в шарнирах цепи :
Где: -площадь проекции опорной поверхности шарнира.
d1 и b3- диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи мм; таблица К32 2 с.441
2.6 Проверяем прочность цепи:
Где: -разрушающая нагрузка в цепи; таблица К32 2 с.441
-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви где:
-коэффициент провисания для горизонтальных передач
q=3.8 кгм - масса 1 м. цепи; таблица К32 2 с.441
-межосевое расстояние м
-ускорение свободного падения
-натяжение цепи от центробежных сил
=8.7 - допускаемый коэффициент. Запаса прочности выбираем из таблицы К32 2 с.441
2.7 Определяем силу давления цепи на вал Fоп Н:
-коэффициент нагрузки вала.
Параметры цепной передачи Таблица № 3
Диаметр делительный окружности звездочек:
Межосевое расстояние aмм
Диаметр окружности выступов звездочек:
Число зубьев звездочки:
Диаметр окружности впадин звездочек:
Допускаемое значение
Частота вращ. ведущ. звездочки n1 обмин.
Коэффициент запаса прочности S
Давление в шарнирах цепи pц Нмм2
1 Расчет тихоходной ступени
1.1. Выбор материала
1.1.1 Выбор материала колес редуктора:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40 термообработка улучшение твердость HB 192 228 при диаметре заготовки до D=120 мм для колеса сталь 35 термообработка – нормализация твердость HB 163 192 при любом диаметре заготовки.
1.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и ;
где - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; таблица 3.3 2 с.55
при HB1ср=210 – для шестерни
при HB2ср=192 – для колеса
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где – угловая скорость вала Lh – срок службы привода
б) По таблице 3.1 2 с.52 определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .
1.1.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба :
а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
где = 4·106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
значит KFL1=1 и KFL2=1
б) Допускаемое напряжение изгиба []F0 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений таблица 3.1 2 с. 52
[]F01 = 103HBср = 103·210=2163 Нмм2
[]F02 = 103HBср = 103·1775=182825 Нмм2
в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]F1 и колеса []F2.
[]F1 = KFL1[]F01 = 1·2163 = 2163 Нмм2
[]F2 = KFL2[]F01 =1·182825 = 182825 Нмм2
1.2 Проектный расчет
1.2.1 Определяем межосевое расстояние по формуле 2 с.61:
Где: Кa=43- вспомогательный коэффициент так как колесо косозубое.
a=032 – коэффициент ширины венца шестерни.
КН =1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для колёс из прирабатывающихся металлов и при постоянной нагрузке
T3=14232 Нм – момент вращения на тихоходном валу
UТ=34 – передаточное число тихоходной ступени
Принимаем: аw=120 мм по ГОСТ 6636-69
1.2.2 Определяем модуль зацепления передачи m мм:
Принимаем стандартный модуль: m=2 мм
- вспомогательный коэффициент для косозубых передач.
мм – делительный диаметр колеса.
- ширина венца колеса.
=182825- допускаемое напряжение изгиба материала колеса.
- угол наклона зубьев.
1.2.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
- действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач.
1.2.4 Определяем число зубьев шестерни:
1.2.5 Определяем число зубьев колеса :
1.2.6 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение U от заданного U:
uф = z2z1=118 27 = 337
1.2.7 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи мм:
1.2.8 Определяем основные геометрические параметры передачи
da1=(d1+2m)=(5491+4)= 5891
da2=d2+2m=18509+4= 18909
df1=d1-25m=5491-252=4991
df2=d2-2.4m=18509-252=18009 мм
1.3 Проверочный расчет
1.3.1 Проверяем межосевое расстояние мм:
1.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=120 мм что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
1.3.3 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; 2 с.64
По таблице 4.2 2 с. 64 определяем степень точности которая равна 9
КН =1045 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 2 с. 64
КН =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев
КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КН=112; график 4.2 2 с. 66
1.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
1.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.60 при Zv2=Z2=91
Y =1 – для прямозубых колес
KFα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями при 9-й степени точности колеса;
KF =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес;
KFv=121 – коэффициент динамической нагрузки при 9-й степени точности и v=223 мс.
где YF1=3.809 – коэффициент формы зуба шестерни;
YF2=3.6 – коэффициент формы зуба колеса.
Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.
Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние мм
Модуль зацепления m мм
Угол наклона зубьев град
Ширина зубчатого венца b мм
Диаметр окружности вершин мм
Диаметр окружности впадин мм
Делительный диаметр d мм
Допускаемые значения
Контактные напряжения
Напряжения изгиба Нмм^2
2 Расчет быстроходной ступени
2.1.1 Выбор материала колес редуктора:
2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
2.2 Проектный расчет
2.2.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса мм 2 с.68:
Принимаем по ГОСТу 6636- 69.
- коэффициент вида конических колёс для прямозубых колёс.
- допускаемое контактное напряжение колеса.
- передаточное число быстроходной передачи.
- вращающий момент на промежуточном валу.
=1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца 2 с.68.
2.2.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса :
2.2.3 Определяем внешнее конусное расстояние мм:
2.2.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b мм:
Принимаем b=25 мм по ряду таблица 13.15 2 с. 326.
- коэффициент ширины венца 2 с. 69.
2.2.5 Определяем внешний окружной модуль мм:
=1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями 2 с. 69.
=182.825 Hмм^2 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса.
=0.85 – коэффициент вида конических колёс для прямозубых колёс.
2.2.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни :
2.2.7 Определяем фактическое передаточное отношение:
2.2.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса :
2.2.9 Определяем коэффициенты смещения колёс:
По таблице 4.6 2 с.71.
2.2.10 Определяем фактические внешние диаметры шестерни (индекс 1) и колеса (индекс 2) мм 2 п.10. с. 70.
2.2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса мм:
2.3 Проверочный расчет
2.3.1 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
- окружная скорость колеса.
По таблице 4.2 2 с. 64 определяем степень точности которая равна 8
КН =1.168 – коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 2 с. 64;
КН =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев;
КН - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
КН=1; график 4.2 2 с. 66;
2.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
- недогруз допустим.
2.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.63 – коэффициент формы зуба шестерни;
Y =1- коэффициент учитывающий наклон зуба;
KFα=1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
KF =1 –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес;
KFv=1.34 – коэффициент динамической нагрузки при 8-й степени точности и v=5.95 мс.
где YF1=3.49 – коэффициент формы зуба колеса;
Параметры зубчатой конической передачи мм
Проектный расчёт Таблица 7
Внешнее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр:
Внешний окружной модуль
Ширина зубчатого венца b
Внешний диаметр окружности вершин:
Внешний диаметр окружности впадин:
Угол делительного конуса град:
Средний делительный диаметр:
Контактные напряжения Нмм^2
Предварительный расчет валов
В качестве материла валов выбираем сталь 45 термическая обработка-улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм B=890 МПа; T=650 МПа;
-1=380 МПа; -1=058·380=2166 МПа.
1 Расчет диаметров быстроходного вала:
Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных; таблица 7.1 2 с.113
Согласуем с диаметром вала электродвигателя:
d1=0.8dдв=0.8*28=22.4мм
l1=(12 15)d1=1.5*20=30 мм под полумуфту таблица 7.1 с.112
Эскиз быстроходного вала
2 Расчет диаметров промежуточного вала:
Эскиз промежуточного вала
3 Расчет диаметров тихоходного вала:
l1=(08 15)=15*30=45 мм
l5 =04d4=06·35=14 мм
Эскиз тихоходного вала
4 Предварительный выбор подшипников качения:
Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) Таблица№8
Подшипники шариковые радиальные – упорные однорядные (ГОСТ 831-75) Таблица№9
1Определение сил в зацеплении
Нагрузки валов редуктора
1.1Силы в зацеплении закрытой передачи с быстроходного на промежуточный
На шестернеFt1=Ft2=5999 H
На колесеFt2===5999 H
На шестернеFr1=036Ft1cos1=20845 H
На колесеFr2=Fа1= 5649H
На шестернеFa1=036Ft1sin1=5649 H
На колесеFa2=Fr1=20845 Н
1.2Силы в зацеплении закрытой передачи с промежуточного на тихоходный
На шестернеFt1=Ft2=153785 H
На колесеFt2===153785 H
На шестернеFr1=Fr2= 56923 H
На колесеFr2==56923 H
На шестернеFa1=Fa2=28447 H
На колесеFa2=Ft2*tg=28447 Н
Муфта на быстроходном валу
Построение эпюр валов редуктора
1 Эпюры быстроходного вала:
Расстояние от левого конца вала мм
1.1Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников быстроходного вала.2 с.140.
Rr – радиальная нагрузка подшипника
Ra – осевая нагрузка подшипника
Y- коэффициент осевой нагрузки
е- коэффициент влияния осевого нагружения
V – коэффициент вращения
Rs - осевая составляющая радиальной нагрузки подшипника
Rs1 = 083*e*Rr1=60481 H
Rs2 = 083*e*Rr2 =70912 H
Так как Rs1Rs2 Fa Rs2-Rs1 то Ra1=Ra2-Fa=65263 H
Ra1(V*Rr1)=061e тогда Re1=VRr1Кб*KT
Ra2(V*Rr2)=056e тогда Re2=VRr2Kб*KT
Кб – коэффициент безопасности
КТ – температурный коэффициент
m – показатель степени
а1-коэффициент надежности
а23 – коэффициент учитывающий влияние качества подшипника
n-частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала
Lh – требуемая долговечность
Условие не выполняется. Переходим в среднюю серию.
Условие выполняется.
Устанавливаем подшипники шариковые радиально-упорные средней серии 46306. 2 с.435.
2Эпюры промежуточного вала:
2.1. Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников промежуточного вала.2 с.140.
Rs1 = Rs2 =0 т.к. подшипник шариковый радиальный
Ra1(V*Rr1)=0e тогда Re1=VRr1Kб*KT
Устанавливаем подшипники шариковые радиальные легкой серии 205.
3 Эпюры тихоходного вала:
3.1. Определение динамической грузоподъемности по максимальной эквивалентной нагрузке для подшипников промежуточного вала.2 с.140.
n- частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала.
Устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 207. 2 с.432.
Расчет тихоходного вала на прочность
1. Определить источники концентраций напряжения в опасных сечениях:
Опасные сечения быстроходного промежуточного и тихоходного валов определяют 2 концентратора напряжений:
-посадка колеса со шпонкой
-посадка с натягом под подшипник
2. Определение напряжений в опасных сечениях вала
а) Нормальные напряжения
ба-амплитуда напряжений
би-расчетное напряжение изгиба
М-суммарный изгибающий момент
Wнетто-осевой момент сопротивления сечения вала. 2 с.269.
Wнетто=01d3-[b*t1(d-t1)2]2d=548125 мм3
ба1=би1=(8233*1000)548125=1502 Hмм2
Wнетто=01d3=42875 мм3
ба2=би2=(6423*1000)42875=1498 Hмм2
б) Касательные напряжения
-расчетное напряжение кручения
-полярный момент инерции сопротивления сечения вала
Wp нетто1=02d3-[bt1(d-t1)2]2d=1188125 мм3
Wp нетто2=02d3=8575 мм3
в) Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала
эффективный коэффициент концентрации напряжений
коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
коэффициент влияния шероховатости
коэффициент влияния поверхностного упрочнения (закалка с нагревом)
г) Пределы выносливости в расчетном сечении вала
д) Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
е) Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Проверочный расчет шпонок
1 Соединение муфты и быстроходного вала. По диаметру вала d = 20 мм выбираем шпонку b = 6 мм h = 6 мм t1 = 35 мм l = 15 мм:
условие выполняется.
2 Соединение конического колеса и промежуточного вала. По диаметру вала d = 30 мм выбираем шпонку b = 8 мм h = 7 мм t1 = 4 мм l =26 мм:
3 Соединение зубчатого колеса и тихоходного вала. По диаметру вала d = 40 мм выбираем шпонку b = 12 мм h = 8 мм t1 = 5 мм l = 38 мм:
4 Соединение открытой передачи и тихоходного вала. По диаметру вала d = 30 мм выбираем шпонку b = 8 мм h = 7 мм t1 = 4 мм l = 35 мм:
с.449. таблица К42. Шпоночные соединения с призматическими шпонками (ГОСТ 23360- 78).
Определение расчетного момента:
Где Kp = 1 25 – коэффициент режима нагрузки;
Выбираем муфту упругую со звездочкой (ГОСТ 14084- 93) с моментом кручения T = 25 Н × м с диаметром посадочного отверстия полумуфт d = 20 мм; D = 63 мм; исполнение – 1. 2 с. 425. К23.
Смазывание зубчатого зацепления:
Способ смазывания: картерный непроточный способ.
Выбор сорта масла: при контактном напряжении н 600 МПа окружной скорости до V >5 мс
- рекомендуется использовать масло И-Г-А-32.2с.255. Таблица 10.29.
Определение количества масла: 04 08 л масла на 1кВт мощности. Требуемое количество масла получается примерно 88 л.
Смазывание подшипников:Применяется смазывание жидкими материалами т.к. окружная скорость V > 2 мс. Смазочный материал попадает в подшипники в результате разбрызгивания масла колесом образования масляного тумана и растекания масла по валам. 2 с.254.
В ходе выполнения данного курсового проекта был рассчитан двухступенчатый конически-цилиндрический вертикальный редуктор с косозубыми ступенями с муфтой на входном валу и цепной передачей на выходном валу. По результатам расчета были выполнены общий сборочный чертеж чертеж быстроходного вала чертеж зубчатого колеса а так же эскиз привода и эскиз редуктора.
В качестве улучшения редуктора можно применить разбрызгиватели или систему принудительной циркуляции масла для охлаждения и лучшего смазывания быстроходной ступени. Так же можно уменьшить габариты редуктора изменив материал изготовления зубчатых колес. Следует изменить вертикальное положение редуктора на горизонтальное для обеспечения лучшего смазывания деталей и для обеспечения удобной сборки ленточного конвейера.
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин.- М Высшая школа 1998.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. Калининград: Янтарный сказ 1999.
Воробьева В.В. Детали машин: общие требования к выполнению оформлению и защите курсового проекта. Пермь ПГТУ 2002.

Привод.cdw

Двигатель 4А100S2Y3 Р=4
Муфта со звездочкой Т=25
Ведущая звездочка цепной передачи d=233
Цепная передача( ПР-31
-8900 ГОСТ 13568-75)
Ведомая звездочка цепной передачи d=690