Разработка привода ковшового элеватора

Val.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
"Подъемно-транспортые
строительные машины "

Spetsifikatsia_13-4.cdw

цилиндрического редуктора
"Подъемно-транспортые
строительные машины "
Прокладка регулировочная
Шайба уплотнительная
Болт М6х20 ГОСТ 7798-70
Винт М6х18 ГОСТ 17475-80
Штифт 8х12 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 8х32 ГОСТ 9464-79

Kompanovka.cdw

одноступенчетого редуктора
"Подъемно-транспортые
строительные машины "

Reduktor.cdw

Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 17479-87.
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин
жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от
горизонтального положения на угол до 5°
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 5.
Крутящий момент на тихоходном валу Т
Скорость вращения быстроходного вала 326 обмин.
"Подъемно-транспортые
строительные машины "

Попеску пояснительная записка.docx

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Петербургский государственный университет путей сообщения
Императора Александра I»
Факультет «Транспортные и энергетические системы»
Кафедра «Подъемно-транспортные путевые и строительные машины»
Направление 23.05.01 «Наземные транспортно-технологические средства»
Профиль «Подъемно-транспортные строительные дорожные машины и оборудование»
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования».
“Разработка привода ковшового элеватора”
Форма обучения – очная
доцент Г.И.Тихомиров
Кинематическая схема машинного агрегата2
1Условия эксплуатации машинного агрегата.2
2Срок службы приводного устройства2
Выбор двигателя кинематический расчет привода3
1Определение требуемой мощности.3
2Общий коэффициент полезного действия3
3Требуемая мощность двигателя3
3 Определение силовых и кинематических параметров привода6
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений7
Расчет закрытой цилиндрической передачи8
Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа13
Нагрузки валов редуктора16
Проектный расчет валов редуктора.18
Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников21
Проверочный расчет подшипников22
Конструктивная компоновка привода24
1 Конструирование зубчатых колес24
2 Конструирование валов24
4Конструирование подшипниковых узлов25
5 Конструирование корпуса редуктора25
6Конструирование элементов открытых передач26
Проверочные расчеты28
1 Проверочный расчет шпонок28
2Уточненный расчет валов29
ехнический уровень редуктор31
Техническое задание 13
Момент сопротивления вращению Т кНм
Частота вращения мешалки n обмин
Допускаемое отклонение
скорости барабана %
Срок службы привода Lг лет
Кинематическая схема машинного агрегата
1Условия эксплуатации машинного агрегата.
Проектируемый машинный агрегат служит приводом к мешалке и может применятся в производственных линиях для эксплуатации которых необходимо приготовление технологических растворов. Привод состоит из электродвигателя вал которого через клиноременную ременную передачу соединен с ведущим валом цилиндрического косозубого редуктора с вертикальным расположением валов. Ведомый вал редуктора через упругую муфту с торообразной оболочкой соединен с валом мешалки. Проектируемый привод работает в 2 смены в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
2Срок службы приводного устройства
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 3 года – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·3·082·8·2·1 = 14400часа
С учетом времени затрачиваемого на ремонт профилактику и т.п. принимаем ресурс привода 125 ·103 часов.
Таблица 1.1 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
Выбор двигателя кинематический расчет привода
1Определение требуемой мощности.
Требуемая мощность рабочей машины
где – угловая скорость колонны
= n30 =6030 = 628 радс
Ррм = Т = 015·628 = 094кВт
2Общий коэффициент полезного действия
где м= 098 – КПД муфты [1c.40]
з.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 098 – КПД открытой ременной передачи
пк= 0995 – КПД пары подшипников качения
пс = 099 – КПД пары подшипников скольжения.
= 098·098·09952·097·099 = 0913.
3Требуемая мощность двигателя
Ртр= Ррм = 09420913 = 103 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазныеасинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигателинаиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условияхв открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 11 кВт
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Таблица 2.1Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращенияобмин
Общее передаточное число привода:
где nном – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для зубчатой передачи uзп = 5 тогда для открытой передачи
Таблица 2.2 Передаточное число
Максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала:
nрм=nрм·100=60·5100=3 обмин
Максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала:
Фактическое передаточное число привода:
uф= nном [nрм]=70063=1163
Фактическое передаточное число открытой передачи:
uоп= uфuзп=11635=233
Таким образом выбираем двигатель 4AМ90LВ8(Рном=11 кВт nном=700 обмин).Передаточное число привода u=1167; редуктора uзп = 50; клиноременной передачи uоп=233.
3Определение силовых и кинематических параметров привода
Числа оборотов валов и угловые скорости:
n1 = nном = 700 обмин 1 = 70030 =733 радс
n2 = n1u1оп = 700233=300 обмин 2=1uоп = 314 радс
n3 = n2uзп =30050 = 60 обмин 3=2uзп = 628 радс
Мощности передаваемые валами:
P2 = Pтро.ппк = 100кВт
P3 = P2з.ппк= 097кВт
Т1 = P1·1031 = 1030733 =141Н·м
Т2 =Т1uопоппк= 318Н·м
Т3 = Т2uзпзппк= 1545Н·м
Результаты расчетов сводим в таблицу
Таблица 2.3 Силовые и кинематические параметры привода
Вал электродвигателя
Ведущий вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Принимаем согласно рекомендациям сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:[]H = KHL[]H0
где KHL – коэффициент долговечности
N = 573Lh = 573·628·125·103 = 45·107.
Так как N>NH0 то КHL = 1.
[]H1= 18HB+67 = 18·248+67 = 513МПа.
[]H2= 18HB+67 = 18·193+67 = 414МПа.
[]H = 045([]H1+[]H2) = 045(513+414) = 417МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N>NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199МПа.
[]F1 = 1·255 = 255МПа.
[]F2 = 1·199 = 199МПа.
Таблица 3.1Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние
где Ка = 430 – для косозубых передач
ba = 025 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw≥ 430(50+1)[1545·103·10(4172·502·025)]13 = 135 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 аw = 140 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·140·50(50 +1) = 233 мм
b2 – ширина венца колеса
b2 = baaw = 025·140 = 35 мм.
m≥ 2·58·1545·103233·35·199 = 110 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
= 10° – угол наклона зубьев
z= 2·140cos10°20 = 138
Число зубьев шестерни:
z1 = z(u+1) = 138(50 +1) = 23
Число зубьев колеса:
z2 = z–z1 = 138– 23 =115;
уточняем передаточное отношение:
u = z2z1 =11523 = 50
Отклонение фактического значения от номинального 0%
Действительное значение угла наклона:
cos =zm2a = 13822140 = 09857 = 970°.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (115+23)·202cos 970° = 140 мм.
Таблица 4.1. Основные геометрические параметры передачи
d1 = mz1cos =4667 мм
d2 = mz2cos =23333 мм
df1 = d1 – 24m =4167 мм
df2 = d2– 24m =22833 мм
Проверочный расчет закрытой передачи:
aw=(d1+d2)2=(4667+23333)2=140 мм
Пригодность заготовок колес
Dзаг= da1+6=5067+6=5667 мм
Условия выполняются
v = 2d22·103 = 628·233332000 = 07 мс
Принимаем 8-ую степень точности.
Окружная сила в зацеплении
Ft = 2T2·103d1 = 2·318·1034667 = 1363H
Расчетное контактное напряжение
где К = 376 – для косозубых колес
КНα = 106– для косозубых колес
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 101 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].
H = 376[1363(50+1)106·10·101(23333·35)]12 = 389 МПа.
недогрузка :(417 – 389)100417 = 66% (допустимо 10%.)
Расчетные напряжения изгиба зубьев шестерниF1 и колесаF2:
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)≤[]F2
Y = 1 – 140 = 1 – 970140 = 0931-коэффициентучитывающий наклон зуба
KFα = 091 –коэффициент распределенной нагрузки для косозубых колеспри 8-ой степени точности
KF = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки для прирабатывающихся зубьев
KFv = 105 – коэффициент динамической нагрузки
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 23 zv1 = z1(cos)3 = 23098573 = 24 YF1 = 392
при z2 =115 zv2 = z2(cos)3 =115098573 = 120 YF2 = 361.
F2 = 361·0931·1363·091·10·10520·35 = 63 МПа []F2=255 МПа
F1 = 63·392361 = 68 МПа []F1=199Мпа
Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Диаметр делительной окружности
Ширина зубчатого венца
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Допускаемые значения
Контактное напряжение Н мм2
Недогрузка 6 % (допустимо 10 %)
Так как расчетные напряжения H105[H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Расчет и проектирование клиноременной передачиоткрытого типа
По номограмме выбираем ремень сечения А
Минимальный диаметр ведущего шкива d1min =90 мм
Принимаем диаметр ведущего шкива на 1 2 размера больше
Диаметр ведомого шкива
d2 = d1u(1-) =100233(1-001) = 231 мм
где = 001 – коэффициент проскальзывания
Согласно ГОСТу принимаемd2 = 224 мм
Фактическое передаточное число
uф=d2d1(1-)= 231100(1-001)=233
a≥ 055(d1+d2) + h = 055(224+100) + 80 = 186 мм
h= 80 мм – высота ремня сечением А
Расчетная длина ремня
L=2a+2(d2+d1)+(d2-d1)24a=2186+ 2(224+100)+(224-100)24186=1020
принимаем L = 1120 мм
Уточняем межосевое расстояние
a=18(2L-5(d2-d1)+([2L- (d2+d1)2]-8(d2-d1)2)12) =18(21120-5(224-100)+([21120- (224+100)2]-8(224-100)2)12) =299мм
Угол обхвата малого шкива
α1 = 180 – 57(d2 – d1)a = 180 – 57(224-100)299 = 156º
v = d1n160000 = 10070060000 =37 мс
Частота пробега ремня
U=VL=371120 10-3 =3 c-1
Cp = 10 – спокойная нагрузка
Cα = 093 – при α1 = 156º
Cl = 10 – коэффициент влияния длины ремня
Сz = 095 – при ожидаемом числе ремней 2÷3
[Р] = [Р0]CpCαСlCzCe
[P0 ]= 080 кВт – допускаемая приведенная мощность определенная по таблице интерполированием
[Р] = 08010093·095 = 071 кВт
Количество клиновых ремней
z = Рном[Р] = 103071 = 145
Сила предварительного натяжения ремня
= 85010323709310 =127H
Ft = Рном103v = 10310337 =278H
Силы натяжения ведущей F1и ведомой F2 ветвей
F1= F0+Ft2z=127+ 27822=198Н
F2= F0- Ft2z=127-27822=58
Сила давления ремней на вал
Fоп = 2F0zsin(α12) = 21272sin(1562) = 498H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении
max = 1 + и+ v []p = 10 Нмм2
напряжение растяжения
= F0A + Ft2zA =12781 +2782281 = 243 Нмм2
А = 81 мм2– площадь сечения ремня
и = Eиhd1 = 8080100 = 64 Нмм2
Eи = 80 Нмм2 – модуль упругости
Напряжения от цб сил
v = ρv210-6 = 130037210-6 = 002 Нмм2
ρ = 1300 кгм3 – плотность ремня
max = 243+64+002 = 885 Нмм2
условие max []p выполняется
Таблица 5.1. Параметры клиноременной передачи
Частота пробегов ремня U1c
Диаметр ведущего шкиваd1мм
Диаметр ведомого шкива d2 мм
Межосевое расстояние a мм
Максимальное напряжение max Нмм2
Предварительное натяжение ремня Fo Нмм2
Угол обхвата малого шкива α1 град
Сила давления ремня на вал Foп Нмм2
Нагрузки валов редуктора
Таблица 6.1. Силы в зацеплении закрытой передачи
Ft2=2T2103d2=2154510323333=
Fr2=Ft2tgαcos=1363tg20cos970=
Fa2= Ft2tg=1363 tg970=233 Н
Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
Проектный расчет валов редуктора.
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10 20 Мпа
Диаметр быстроходного вала
где Мк – передаваемый момент;
d1> (318·10302·10)13 = 249 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;
длина выходного конца:
l1 = (10 15)d1 = (10 15)30 = 36 45 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 30+222= 344 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 35 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1535 = 52 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
d1> (1545·10302·10)13 = 425 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 45 мм;
d2 = d1+2t = 45+228 = 506 мм
где t = 28 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 50мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12550 = 62 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 50+3230 = 596 мм
принимаем d3 = 60 мм.
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №210 для тихоходного вала.
Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников
Проверочный расчет подшипников
Эквивалентная нагрузка
P = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V= 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =15 – коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Отношение FaCo = 233137103 = 0017 е = 019
Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.
Отношение FaА =2331353= 017e следовательно Х=10; Y= 0
Р = (10·1·1353+0)15·1 =2030 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр =2030(573·314·12500106)13 =12345 Н C = 255 кН
Расчетная долговечность подшипника:
=1-коэффициент надежности
=07 08-коэффициент учитывающий влияние качества подшип-
ника и качества его эксплуатации
= 107106(255103 2030)360300 =
=77082часов> [L]=12500 час
Отношение FaCo = 233198103 = 0012 е = 019
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D
Отношение FaC =2332474= 009e следовательно Х=10; Y=0
Р = (10·1·2474+0)15·1 = 3711 Н
Стр = 3711(573·628·12500·106)13 = 13198 Н C = 351 кН
= 107106(351103 3711)36060 =164529 часов> [L]=12500 час
Конструктивная компоновка привода
1 Конструирование зубчатых колес
Конструктивные размеры колеса
dст = 155d3 = 155·60 = 93 мм.
lст = (08÷15)d3 = (08÷15)60 = 48÷90 ммпринимаем lст = 70 мм
S = 22m+005b2 = 222+005·35 =62 мм
С = 025b = 025·35 =90 мм принимаем С = 9 мм
2 Конструирование валов
Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.
Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.
Шестерня выполняется заодно с валом.
Фаска зубьев: n = 05m = 0520 = 10мм
В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями передающими вращающий момент применяются шпоночные соединения.
Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5 10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7p6.
4Конструирование подшипниковых узлов
В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 03 05 мм а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в уплотнительную шайбу а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.
5 Конструирование корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025ат + 3 = 0025·140 + 1 = 45 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·140 + 12 = 17 мм
принимаем болты М16;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·16 = 12 мм
принимаем болты М12;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·16 = 10 мм
принимаем болты М10.
6Конструирование элементов открытых передач
Диаметр шкива d1 = 100 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t= 100 + 233 = 1066мм
Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (2 – 1)15 + 2100 = 35мм
Толщина обода = (11 13)е = (11 13)12 = 132 156 мм
Толщина диска С = (12 13) = (12 13)15 = 18 195 мм
принимаем С = 18 мм.
Диаметр ступицы внутренний d = dдв = 24 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 16d = 1624 = 384 мм
принимаем dст = 40 мм
Длина ступицы lст = lдв = 50 мм.
Диаметр шкива d1 = 224 мм
Диаметр шкива конструктивный de1 = d1 + 2t= 224 + 233 = 2306мм
Диаметр ступицы внутренний d = d1 = 30 мм
Диаметр ступицы наружный dст = 16d = 1630 = 48 мм
принимаем dст = 50 мм
Длина ступицы lст = l1 = 40 мм.
Для передачи вращающего момента с ведомоговала редуктора на вал рабочей машины выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой ГОСТ 20884-93 с допускаемым передаваемым моментом [T]= 500Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 15·1545 =232Н·м [T]
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатой шестерни в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)10007 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 07 мс и контактном напряжении в=389 МПа =28·10-6 м2с
По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68
Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.
1 Проверочный расчет шпонок
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 8×7×32.
Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 50 МПа.
см = 2·318·10330(7-40)(32-8) = 294 МПа
Шпонка под колесом 18×11×63. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1545·10360(11-70)(63-18) = 286 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 14×9×70. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1545·10345(9-55)(70-14) = 750 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
2Уточненный расчет валов
Рассмотрим сечение проходящее под опорой A. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Материал вала сталь 45 улучшенная: В = 780 МПа
Пределы выносливости:
-при изгибе -1 043В = 043780 = 335 МПа;
-при кручении -1 058-1 = 058335 = 195 МПа.
Суммарный изгибающий момент
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 35332 = 421·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·421·103 = 842·103 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v= MиW = 383·103421·103 = 91 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T12Wp = 318·1032·842·103 = 38 МПа
k= 35; k = 06 k+ 04 = 06·35 + 04 = 25
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33535·91 =105
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(250·38 + 01·38) = 197
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 =105·197(1052 + 1972)05 = 93> [s] = 25
Рассмотрим сечение проходящее под опорой D. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
W = d332 = 50332 = 123·103 мм3
Wp = 2W = 2·123·103 =246 мм
v= MиW = 1865·103123·103 = 152 МПа
v = m = T22Wp =1545·1032·246·103 =31 МПа
k= 40; k = 06 k+ 04 = 06·40 + 04 = 28
s = -1(kv) = 33540·152 = 55
s = -1(kv + m) = 195(280·28 + 01·28) =240
s = ss(s2 + s2)05 =240·55(552 +2402)05 = 54> [s] = 25
Технический уровень редуктор
Условный объем редуктора
V = LBH = 430315200 = 27106 мм3
L = 430 мм – длина редуктора;
В = 315 мм – ширина редуктора;
Н = 200 мм – высота редуктора.
m= φρV10-9 = 03645002710610-9 = 43кг
где φ = 036– коэффициент заполнения редуктора
ρ = 4500 кгм3 – плотность титана.
Критерий технического уровня редуктора
γ = mT2 = 431545 = 02
При γ > 02 технический уровень редуктора считается низким а редуктор морально устаревшим.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Федеральное агентство железнодорожного транспорта.
Государственное учреждение высшего образования
«ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ
ИМПЕРАТОРА АЛЕКСАНДРА I»
Кафедра: « Подъемно-транспортные путевые и строительные машины»
На курсовой проект по дисциплине « Детали машин и основы конструирования» для
Специальности «Наземные транспортно-технологические средства»
Вариант схемы привода:
_момент сопротивления вращению Т=015 кНм
Объем проекта: пояснительная записка 30-45 страниц графическая часть 25 листа
Этапы выполнения работы
Кинематические расчеты привода
Расчет закрытой передачи
Проектирование открытой передачи
Компоновка редуктора
Сборочный чертеж редуктора
Проверочный расчет деталей
Рабочие чертежи деталей
Оформление пояснительной записки
Защита курсового проекта
Рекомендуемая литература
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – Калининград: Янтарный сказ 2005 – 456 с.
Сухих Р.Д. Цупиков А.П. Данилов А.К. Тихомиров Г.И. Лущик О.Н. Проектирование рам и корпусных деталей приводов машин: методические указания – С-Пб: ПГУПС. 2005 -
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.: Высш.шк. 1990 – 399 с.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высш.шк. 2002 – 536 с.
Для выполнения курсового проекта на кафедре имеются натурные образцы действующих стендов узлов и деталей машин и механизмов и их модели.
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
Императора Александра 1»
Кафедра «Подъемно –транспортные путевые и строительные машины»
Направление «Наземные транспортно-технологические средства»
Профиль «Подъемно –транспортные строительные дорожные средства и оборудование»
Оценочный лист на курсовой проект
По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
Тема: «Разработка привода ковшового элеватора»
Оценка курсового проекта
Материалы необходимы для оценки знаний умений и навыков
Показатель оценивания
Критерий оценивания
Пояснительная записка к курсовому проекту
Соответствие исходных данных выданному заданию
Обоснованность принятых технических технологических и организационных решений подтвержденная соответствующим расчетам
Все принятые решения обоснованы
Принятые решения частично обоснованы
Принятые решения не обоснованы
Использование современных методов проектирования
Современного программного обеспечения
Итого максимальное количество баллов по п.1
Графические материалы
Соответствие разработанных чертежей пояснительной записки
Соответствие разработанных чертежей требованиям ГОСТ
Использование современных средств автоматизации проектирования
Итого максимальное количество баллов по п.2
ИТОГО максимальное количество баллов
Защита курсового проекта
- получены полные ответы на вопросы – 23-30 баллов;
- получены достаточно полные ответы на вопросы -17-22 баллов;
-получены неполные ответы на вопросы или часть вопросов -10-16 баллов;
- не получены ответы на вопросы или вопросы не раскрыты – 0-10 баллов
«Отлично» - 86-100 баллов
«Хорошо» - 75-85 баллов
«Удовлетворительно» - 60-74 баллов
«Неудовлетворительно» - менее 59 балов
Рецензируемый курсовой проект соответствует не соответствует требованиям основной профессиональной образовательной программы направления подготовки 23.05.01 «Наземные транспортно-технологические средства» по профилю «Подъемно –транспортные строительные дорожные средства и оборудование».
Итоговая оценка: «Отлично» «Хорошо» «Удовлетворительно» «Неудовлетворительно».
Допуск курсового проекта ≥ 45 баллов

Koleso.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Радиусы скруглений 3
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов -t; отверстий +t
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
"Подъемно-транспортые
строительные машины"

Kinematicheskaya_skhema_13-4.cdw

Момент сопротвления
Передача клиноременная
Цилиндрический редуктор
Частота вращения мешалки n
Муфта с торообразной оболочкой
Допускаемое отклонение скорос-
Срок службы привода L
тихоходный редуктора
Кинематическая схема
"Подъемно-транспортые
строительные машины "