• RU
  • icon На проверке: 8
Меню

Привод ленточного конвейера - двухступенчатый цилиндрический редуктор

  • Добавлен: 08.05.2022
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Привод ленточного конвейера - двухступенчатый цилиндрический редуктор

Состав проекта

icon Spetsifikatsia_reduktora.spw
icon Tikhokhodny_val.cdw
icon Spetsifikatsia_privoda.spw
icon Spetsifikatsia_mufty.spw
icon mufta.cdw
icon reduktor.cdw
icon Koleso.cdw
icon Poyasnitelnaya_zapiska.docx
icon Privod0.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Spetsifikatsia_reduktora.spw

Spetsifikatsia_reduktora.spw
Двухступенчатый цилиндрический редуктор
Кольцо мазеудерживающее
Болт М6-6gx12 ГОСТ 7798-70
Болт М6-6gx14 ГОСТ 7798-70
Болт М8x1-6gx22 ГОСТ 7798-70
Болт М6-6gx70 ГОСТ 7798-70
Гайка М6-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М8x1-6H ГОСТ 5915-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Штифт 6x20 ГОСТ 3129-70
Подшипник 204 ГОСТ 8338-75
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 32207 ГОСТ 8328-75
Манжета 1.1-20 x35-1
Манжета 1.1-35 x58-1

icon Tikhokhodny_val.cdw

Tikhokhodny_val.cdw
*Размеры обеспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 - mK

icon Spetsifikatsia_privoda.spw

Spetsifikatsia_privoda.spw
Пояснительная записка
Муфта предохранительная
Гайка М10x1-6H ГОСТ 5915-70
Шайба 12Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Шайба 12.01 ГОСТ 10906-66
Шайба 10.01 ГОСТ 10906-66
Муфта упругая втулочно-

icon Spetsifikatsia_mufty.spw

Spetsifikatsia_mufty.spw
Фрикционная дисковая
Подшипник скольжения
Болт М10x1-6gx45 (S16) ГОСТ 7798-70
Шайба 12Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Шпонка 10x8x30 ГОСТ 23360-78
Кольцо 30 ГОСТ 13942-80

icon mufta.cdw

mufta.cdw
Закаленная сталь по
Число рабочих витков
Число поверхностей трения
Расчетное усилие на одну пружину
Расчетный вращающий момент
Технические требования
Настройка на вращающий момент срабатывания
муфты производится винтами паз.14
Покраска муфтыы производится вместе с
Фрикционная дисковая
Техническая характеристика

icon reduktor.cdw

reduktor.cdw
-ая ступень - цилиндрическая
Общее передаточное отношение редуктора
Номинальный вращающий момент на выыходном валу
Технические требования
Размеры для справок.
Плоскость разъема корпуса поз.4 и крышки поз.5
Зазоры в осевой цепи узлов подшипниками
обеспечить засчет прокладок
Техническая характеристика редуктора

icon Koleso.cdw

Koleso.cdw
Направление линии зуба
Обозначение чертежа
*Размерыы обечспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 - mK.
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Технические характеристики

icon Poyasnitelnaya_zapiska.docx

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)
Общий расчет привода7
Расчет цилиндрической зубчатой передачи II тихоходной ступени I быстроходной ступени10
Расчет цилиндрической зубчатой передачи I быстроходной ступени 21
Расчет цепной передачи32
Проектный расчет валов выбор подшипников и разработка конструкции редуктора и привода.36
Расчет промежуточного вала редуктора41
Подбор шпонок валов 46
Проектирование предохранительной фрикционной дисковой муфты.47
Разработка рациональной конструкции редуктора и привода – сложная многофакторная задача.
Привод (он же силовой привод) — совокупность устройств предназначенных для приведения в действие машин и механизмов: представляет собой своего рода «вставку» между приводным двигателем и нагрузкой (машиной или механизмом движителем) и выполняет те же функции что и механическая передача. Подсистемы привода: двигатель трансмиссия система управления.
Редуктор — механизм по передаче мощности вращением главной функцией которого является редукция то есть снижение усилия необходимого для привода устройства преобразующего передаваемую мощность в полезную работу. Каноническим видом механического редуктора является пара взаимозацепленных цилиндрических шестерён из которых ведущая шестерня меньшего размера а ведомая — большего.
Основными требованиями к проектируемым редуктору и приводу являются:
минимальные габаритные размер и масса редуктора и привода с учетом себестоимости производства технологичности элементов изделий и возможностей изготовителя;
рациональная нагрузка передач;
наилучшие условия смазки окунанием зацеплений в редукторе.
Выполнение этих требований зависит от выбора рациональных параметров элементов редуктора и привода при их расчете и конструировании. При этом отсутствие строгих математических зависимостей для последовательного выбора всех параметров часто требует пересчета и доработки конструкции привода после первого предварительного варианта проектирования.
В данном случае будет рассматриваться двухступенчатый цилиндрический редуктор и проектирование его. А также проектирование привода и фрикционной дисковой муфты.
а) номер схемы привода – 3;
б) номер задания – 29;
в) номер варианта нагружения – 1;
г) частота вращения вала двигателя (без учета скольжения) –
д) передача нереверсируемая
Схема привода: Ведущая звездочка цепной передачи жестко связана с ведомой полумуфтой. 1 – электродвигатель; 2 – типовая упругая муфта; 3 – редуктор; 6 – цепная передача; 7 – муфта подлежащая разработке; 4 – входной вал привода; 3 – тихоходный вал (выходной вал); 2 – промежуточный вал редуктора; 1 – быстроходный вал редуктора.
nвых = 34 обмин (мин-1)
Общий расчет привода
1. С учетом значений определяется потребная мощность на ведущем валу конвейера т.е. на выходном валу привода
Где – вращающий момент в Н*м
2 Ориентировочно подсчитать КПД привода:
где – уточненное КПД привода;
– КПД упругой муфты (098)
– КПД с быстроходной ступенью цилиндрической передачи (096)
- КПД с тихоходной ступенью цилиндрической передачи (097)
- КПД цепной передачи (093)
– КПД одной пары подшипников качения (099)
- число пар подшипников качения (4);
3. Определить потребную мощность двигателя
При заданном значении частоты вращения вала двигателя и потребной мощности двигателя выбираем тип двигателя 4А80В4.
Мощность Рдв = 075 кВт
Частота вращения n =
4 Найти общее передаточное отношение привода:
5. Общее передаточное отношение привода разбить по ступеням
i1 = 16 8 – цилиндрическими колесами
i2 = 16 8 - цилиндрическими колесами
i3 = 2 6 – цепная передача
iобщ = U1*U2*U3 где U1 U2 U3 – передаточные числа привода
Задаем = = 3 тогда передаточное отношение редуктора:
Рациональный диапазон передаточного отношения для двухступенчатого редуктора по схеме 3 составляет 8 30 следовательно iред = 139 и = 3 подходят
– быстроходная передача
– тихоходная передача
6 Определить величины вращающих моментов на всех валах привода и частоты вращения валов взяв за основу заданный вращающий момент на выходном валу привода и .
6.1 Выходной вал привода
6.2 Тихоходный вал редуктора
6.3 Промежуточный вал редуктора
6.4 Быстроходный вал редуктора
7 Частота вращения валов
7.1 Быстроходный вал редуктора
7.2 Промежуточный вал редуктора
7.3 Тихоходный вал редуктора
7.4 Выходной вал редуктора
Расчет цилиндрической зубчатой передачи II тихоходной ступени
Параметры с индексом 1 относятся к шестерне а с индексом 2 к колесу передачи.
2 Выбор материалов шестерни и колеса
Улучшение + закалка ТВ4
Закалка + средний отпуск
3.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
Для шестерни с поверхностной закалкой ТВ4 и улучшениями:
Для колеса термообработанного до Н2 350 HB
4.Базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости
5.Эквивалентное число циклов перемены напряжений
= 1 так как передача нереверсируемая; = 1; = 3000 ч
6.Коэффициент долговечности
- поверхностное упрочнение
- однородная структура
7.Предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
8.Допустимые напряжения для обеспечения контактной выносливости
где = 11 – коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев
= 12 – коэффициент безопасности для однородной структуры материала
= 095 – коэффициент учитывающий шероховатость сопряжения поверхностей зубьев при Ra = 16 мкм для рекомендуемой 8-й степени точности
= 1 – коэффициент учитывающий окружную скорость при V 5 мс
В расчетах принимаем МПа
9.Проектировочный расчет из условия контактной выносливости
9.1.Межосевое расстояние
Т.к. схема №3 то в тихоходной ступени с раздвоенной цилиндрической передачей принимаю где
- По таблице П1 для схемы №3
– коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине контактной линии зуба
9.2.Модуль зацепления
9.3.Угол наклона зуба
Т.к. схема №3 то угол наклона зубьев
Предварительно принимаем
9.4.Число зубьев колес
Суммарное число зубьев передачи
а) Число зубьев шестерни
суммарное число зубьев на передачи
б) Число зубьев колеса
Фактическое передаточное отношение
9.5.Фактический угол наклона зубьев
Т.к. то проверки условий пункта 3.9.7. выполняются
9.6.Основные размеры зубчатых колес
а) Рабочая ширина зубчатого венца колеса
По таблице нормальных линейных размеров принимаем
б) Ширина зубчатого венца шестерни
в) Диаметры делительных окружностей колес
г) Межосевое расстояние
д) Диаметры вершин зубьев колес
ж) Диаметры впадин зубьев колес
9.7.Коэффициенты перекрытия передачи
а) Коэффициент торцевого перекрытия
б) Коэффициент осевого перекрытия
9.8.Окружная скорость колес
10 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
10.1.Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
10.2.Расчетные контактные напряжения
11.Допускаемые предельные контактные напряжения
а) Для шестерни с твердость МПа
б) Для колеса с твердость МПа
12.Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
13.Расчет зубьев на выносливость при изгибе
13.1.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
Для колеса с твердость МПа
13.2.Эквивалентное число циклов перемены напряжений
13.3.Коэффициент долговечности
13.4.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
13.5.Допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость зубьев
13.6.Коэффициент нагрузки изгибных напряжений
13.7.Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба
Перегруза не обнаружено
14.Допускаемые предельные напряжения при изгибе зубьев
15.Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
16.Составляющие силы в зацеплении
а) Окружная составляющая
а) Радиальная составляющая
а) Осевая составляющая
Расчет цилиндрической зубчатой передачи I быстроходной ступени
2.Выбор материала шестерни и колеса
Материалы рекомендуется выбирать те же что были выбраны для рассчитанной второй ступени редуктора
4.Базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости (См. 3.4)
– коэффициент безопасности для однородной структуры материала = 11 – коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев
Следовательно в расчетах принимаем МПа
Число зубьев шестерни
10.Окружная скорость колес
Принимаю 8-ю степень точности
11.Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зуба
11.1.Коэффициент нагрузки для контактных напряжений
11.2.Расчетные контактные напряжения
12.Допускаемые предельные контактные напряжения
13.Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
14.Расчет зубьев на выносливость при изгибе
14.1.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений
Эквивалентное число циклов перемены напряжений
14.2.Коэффициент долговечности
14.3.Предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений
14.4.Допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость зубьев
14.5.Коэффициент нагрузки изгибных напряжений
14.6.Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба
15.Допускаемое предельные напряжения при изгибе зубьев
16.Расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
17.Составляющие силы в зацеплении
б) Радиальная составляющая
в) Осевая составляющая
18.Проверка условий смазки
Глубина погружения в масло колеса I ступени мм
При этом глубина погружения в масло колеса II ступени
Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь ПР по ГОСТ 13568-2017
3. Коэффициенты условия монтажа и эксплуатации передачи
= 125 – динамический коэффициент;
= 1 – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния а;
= 1 – коэффициент учитывающий влияние наклона цепи;
= 125 – коэффициент учитывающий способ регулирования цепи;
= 14 – коэффициент учитывающий способ регулирования цепи;
= 1 – коэффициент учитывающий периодичность работы.
4.Число зубьев звездочек
а) ведущей звездочки
б) ведомой звездочки
5. Ориентировочное допустимое давление в шарнирах цепи
При и среднего значения шага цепи t = 3175 29 МПа
6.Шаг однорядной цепи
Принимаем ближайшее стандартное значение t=254мм
Уточняем значение допускаемого давления в шарнирах [P]*= 3119 МПа
Для возможного уменьшения: t = 381 [P]*= 2687
Окончательно выбираем шаг цепи 254 мм по табл. принимаем:
9.Проверка цепи по двум показателям:
а) по частоте вращения допускаемое значение 800 мин-1 имеем 10206 мин-1 условие выполняется
б) по давлению в шарнирах
допускаемое табличное давление [P] = 29 МПа
Расчетное давление в шарнирах
10.Усилие от провисания цепи
Рекомендуется a = (30 50) * t
Принимаем a = 40 * t = 40*254 = 1016 мм = 1016 м.
11.Усилие от центробежной силы
12.Расчетная нагрузка на валы
13.Коэффициент запаса прочности цепи
Нормальный коэффициент запаса прочности цепи с t = 254 мм [S] = 76
условие выполняется.
14.Расчет геометрических параметров передачи
14.1.Суммарное число зубьев
14.3.Число звеньев цепи
Округляем до четного числа
14.4.Уточняем межосевое расстояние
14.5.Диаметр делительной окружности ведущей звездочки
14.6.Диаметр делительной окружности ведомой звездочки
14.7.Наружный диаметр ведущей звездочки
14.8.Наружный диаметр ведомой звездочки
14.9.Диаметр окружности впадин ведущей звездочки
14.10.Диаметр окружности впадин ведомой звездочки
14.11.Радиусы закругления боковых поверхностей и другие параметры зубчатого венца звездочки
расстояние между внутренними пластинами цепи
Диаметр обода для ведущей звездочки
Проектный расчет валов выбор подшипников и разработка конструкции редуктора и привода
2.Проектировочный расчет и выбор диаметров валов
2.1.Быстроходный вал редуктора
а) выбор диаметров в точке I
С учетом диаметров отверстий для соединительных муфт выбираем
б) выбор диаметров в точке II
С учетом уплотнения выбираем 20 мм
Диаметр подшипника на участке II
(должно быть кратко 5)
в) выбор диаметра в точке III
Так как то имеется запас прочности при нарезании зубьев шестерни непосредственно на валу
г) выбор диаметра на участке IX вала под подшипником
Т.к. схема производится расчет привода по схеме №3 то
2.2.Промежуточный вал редуктора
а) выбор диаметров на участках IV и V вала
Так как схема №3 то выполняю промежуточный вал как вал-шестерню с одним нарезанным зубчатым венцом шестерни II ступени непосредственно на валу. При этом диаметры и под колесом I ступени и второй шестерней принимаю одинаковыми и равными .
Принимаем диаметр вала под колесом I ступени
Из-за конструктивных и технологических соображений принимаем
Проверяем участок V вала на возможность установки цилиндрической шестерни II ступени
б) выбор диаметров под подшипниками на участках X
В целях унификации элементов редуктора целесообразно на промежуточном валу установить подшипники одинакового типа и диаметров с подшипниками установленными на быстроходном валу которые завышены конструктивно.
2.3.Тихоходный вал редуктора
а) выбор диаметров на участках VI VII XI вала
Диаметр вала под колесом VI принимаем
Принимаем диаметр под подшипником
б) выбор диаметра на участке VIII вала
3.Выбор подшипников вала редуктора
Входной вал редуктора:
Так как схема №3 то опоры на участках II и IX вала воспринимают осевые нагрузки от шестерней I цилиндрической ступени.
Принимаем два радиальных однорядных шарикоподшипников легкой серии
3.1.Промежуточный вал редуктора
Так как схема №3 то опоры X вала воспринимают радиальную и осевую нагрузку от сил в цилиндрических передачах. Поэтому предварительно принимаем шарикоподшипник как в опорах II и IX.
3.2.Тихоходный вал редуктора
Так как схема №3 то в конструкциях осевые силы в раздвоенной цилиндрической передаче замыкаются на тихоходном валу. Поэтому в опорах VII и XI устанавливаю подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой узкой серии.
4.Эскизное проектирование редуктора
4.1.Конструирование редуктора
Основные размеры зазоров и расстояний в редукторе и элементов его корпуса из чугуна
Зазор между вращающимся колесом и стенкой корпуса
Зазор между вращающимися колесами
Зазор между вершиной зуба колеса и корпусом
Расстояние от оси вращения шестерни до стенки корпуса
Расстояние от торца корпуса под крышку подшипника и осью звездочки
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Толщина нижнего пояса редуктора
Толщина пояска (фланца) корпуса и крышки редуктора
Диаметр фундаментных болтов
Диаметр болтов у подшипников
Диаметр болтов соединяющих пояски корпуса и крышки редуктора
Расчет промежуточного редуктора
1. Определение реакций в опорах
Требуемое расчетное расстояние берется из эскизного проектирования редуктора.
Быстроходная ступень:
Окружная составляющая
1.1.Результирующие радиальные реакции в опорах
1.2.Суммарная внешняя осевая нагрузка
Так как в опорах А и B установлены радиальные подшипники то составляющих Sa и Sb от радиальных нагрузок на опоры нет.
1.3.Эпюры изгибающих моментов
1.4.Суммарный изгибающий момент в сечениях I II и III
2.Расчёт подшипников промежуточного вала на заданный ресурс
Так как в двух опорах на промежуточном вале одинаковые радиальные подшипники №205 ГОСТ 8338-75 то расчёт производим только подшипника опоры А которая воспринимает наибольшие радиальную и осевую нагрузки.
2.1.Определение коэффициентов X и Y
Тогда X = 056 Y = 155
2.2.Эквивалентная радиальная нагрузка
2.3.Эквивалентная нагрузка с учётом переменного режима нагружения
Расчётная долговечность подшипника с вероятностью безотказной работы 90%
Т.к. то примененная методика верна.
3. Проверочный расчет промежуточного вала на прочность
Рассмотрению подлежит сечение вала-шестерни т.к. оно является опасным.
Действующие нагрузки
3.1. Расчет площади сечения
3.2. Расчет момента сопротивления
3.3. Нормальное напряжение
3.4. Касательное напряжение
3.5. Максимальные эквивалентные напряжения
3.6. Коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Значительный запас статической прочности позволяет предположить что расчёт на сопротивление усталости может не оказаться необходимым если выполняется условие
Условие выполняется значит расчёт на сопротивление усталости не требуется.
1.Подбор шпонки для быстроходной ступени
Для быстроходного вала по диаметру выбирает призматическая Шпонку 6х6х45 ГОСТ 23360-78.
Проведем проверочный расчет на смятие.
Проведем проверочный расчет на срез
Условие выполняется.
2.Подбор шпонки для промежуточного вала
Для промежуточного вала по диаметру d=25 мм выбирает призматическая Шпонку 8х7х45 ГОСТ 23360-78.
3.Подбор шпонки для тихоходного вала
Для промежуточного вала по диаметру d=35 мм выбирает призматическая Шпонку 10х8х30 ГОСТ 23360-78.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОЙ ФРИКЦИОННОЙ ДИСКОВОЙ МУФТЫ
Диаметр тихоходного вала под муфту
2.Наименьший предельный вращающий момент возможного срабатывания муфты
3.Расчетный вращающий момент срабатывания муфты
4.Расчет основных параметров муфты
4.1.Наружный диаметр поверхностей трения дисков
4.2.Внутренний диаметр поверхностей трения дисков
4.3.Приведённый радиус кольца трения
4.4.Выбор материалов трущихся поверхностей дисков
Для муфты принимаем наружные ведомые диски с фрикционными накладками накладками из асбестовых материалов. Внутренние ведущие диски стальные с закалёнными боковыми поверхностями.
Коэффициент трения f = 03
Допустимое давление [P] = 03
4.5.Допускаемое осевое усилие на диски
4.6.Число рабочих поверхностей трения
Округляем до целого четного
4.7.Число рабочих дисков
Рассматриваем муфту
Число ведущих дисков
Число ведомых дисков
4.8.Расчетное осевое усилие на диски
5.Расчет пружин в муфте
5.1.Число пружин m в муфте
5.2.Расчетное усилие на одну пружину
5.3.Диаметр проволоки пружины из условия прочности
5.4.Средний диаметр пружины
5.5.Наружный диаметр пружины
5.6.Внутренний диаметр пружины
5.7.Проверка диаметра пружина для её упора в крайний диск муфты
5.8.Проверка условия соседства расположения пружин по окружности диаметром
5.9.Рекомендуемый диапазон рабочих витков пружины
G= МПа – модуль сдвига
– коэффициент при трении накладок на асбестовой основе с закалённой сталью
5.10.Полное число витков
5.11.Требуемая осадка пружин при настройке
5.12.Шаг пружины в свободном состоянии
– расчётный зазор между витками пружины
5.13.Высота пружины при полном сжатии витков
5.14.Высота пружины в ненагруженном состоянии
5.15.Высота пружины в рабочем состоянии
Для выявления необходимости проверки пружины на устойчивость определяется отношение
6.Расчёт болтов крепления звёздочки цепной передачи к корпусу муфты
6.1.Диаметр обода для ведущей звёздочки
6.2.Расстояние центра звёздочки цепной передачи от корпуса
6.3.Внутренний диаметр рабочей поверхности скольжения подшипника
6.4.Наружный диаметр запрессованной поверхности подшипника скольжения
6.5.Посадочный диаметр звёздочки
6.6.Диаметр болтов крепления звёздочки
6.7.Диаметр расположения болтов крепления звёздочки
6.8.Число болтов крепления звёздочки
6.9.Определение поперечной нагрузки на болты
6.10.Требуемый диаметр болта
Принимаем сталь 35Х;
7.Расчет подшипников скольжения муфты
– длина поверхности скольжения подшипника – выбрана из конструктивных соображений
7.2.Ограничение среднего давления P во избежание интенсивного износа
7.3.Скорость скольжения на поверхности подшипника
7.4.Ограничительное произведение PV во избежание интенсивного нагрева
7.5.Выбор рационального материала подшипника скольжения
Выбираем антифрикционный чугун АЧВ-2 для скорости V= 1 мс принимаем допускаемые [P]=12 Нмм2 и [PV]=12 МПа*мс. Эти значения выше действующих:
Следовательно принятый предварительно чугун АЧВ-2 может быть использован для изготовления подшипника.
8.Конструктивные параметры дисковой муфты
8.1.Размеры канавки для выхода долбяка при резании зубьев
8.2.Толщина средних дисков трения и толщина фрикционных накладок
8.3.Толщина крайних нажимных дисков
8.4.Толщина дисковой части ведомой полумуфты
8.5.Толщина дна нажимного кольца полумуфты
8.6.Осевой зазор между ведомой полумуфтой и нажимным диском
8.7.Осевой зазор между нажимным диском и нажимным кольцом муфты
8.8.Длина соединительных шлицов ведущей полумуфты и нажимного кольца
8.9.Длина закручивания шлицевой гайки
8.10.Длина закручивания полого винта нажимного кольца
8.11.Длина центрирующей части соединения ведомой полумуфты и нажимной крышки
8.12.Зазор и дополнительная длина закручивания винтов для регулирования пружины
8.13.Длина закручивания винтов нажимной крышки в ведомую полумуфту
Исходя из максимального контактного напряжения на шестерне тихоходной передачи и окружной скорости = 06
Кинематическая вязкость равна примерно 60 мм2с.
По полученной кинематической вязкости выбираем масло И-Г-А-68.
В данном курсовом проекте был изучен и спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной конической передачей. Был проведен его расчет выбор и расчет подшипников шпонок. А также производился расчет и проектирование дисковой фрикционной муфты. Была разработана конструкция привода исходя из всех полученных данных.
Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. Методические указания к расчету зубчатых цилиндрических передач для студентов факультета механизации и автоматизации строительства. - М.:МГСУ1994.
Мещерин В.Н. Абрамов В.Н.
Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение 1987.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Академия 2007.

icon Privod0.cdw

Privod0.cdw
Сварная рама без оборудования
Технические требования
Размеры для справок.
Допускаемое радиальное смещение валов двигателя и
редуктора не более 0
а угловое смещение этих валов
Разметку и сверление отверстий производить после
полного изготоаления рамы.
Базове поверхности обработать только после сварки.
- быстроходная ступень
- тихоходная ступень
Передаточное отношение
Муфта упругая втулочно-
Допускаемый вращающий момент
Фрикционная дисковая
Число поверхностей трения
Допускаемый предельный момент
Число зубьев ведущей звездочки
Число зубьев ведомой звездочки
Общее передаточное отношение привода
Номинальнй вращающий момент на выходном
Частота вращения выходного вала привода
Кинематическая схема привода
up Наверх