Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Кинематический, силовой расчёты привода. Определение мощности на валу исполнительного механизма. Определение расчётной мощности вала электродвигателя. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма. Расчет закрытых цилиндрических передач.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	11.10.2008
Размер файла	440,9 K

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Министерство образования и науки РФ
Южно- Уральский Государственный Университет
Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»
«Привод цепного конвейера»
Нормоконтроль:
Руководитель: Е.П. Устиновский
Автор проекта: А.Ю.Степанюк
студент группы ТВ-318
Проект защищен с оценкой
Челябинск 2007

Содержание
Введение
1 Кинематический и силовой расчёты привода
1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма
1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя
1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма
1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя
1.5 Выбор электродвигателя
1.6 Определение передаточного отношения привода
1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.
1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .
1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.
1.10 Коэффициент K _H?_.
1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.
1.12 График зависимости массы от
2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.
2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения
2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.
2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.
3.Расчет закрытых цилиндрических передач.
3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.
3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.
3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
3.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.
3.4Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии max нагрузки
3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе max нагрузкой
3.6 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи
4.Выбор смазки
Литература

Введение
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.
1. Кинематический и силовой расчёты привода.
Выбор электродвигателя
Кинематическая схема привода.
1. Мотор
2. МУВП
3. Редуктор С2
4. Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта
5. Приводной вал с 2-мя звездочками
1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.
Мощность на приводном валу Р₃, кВт,
,
где Ft - окружное усилие на приводном валу, Н;
V - окружная скорость на приводном валу, м/с.
1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.
Расчётная мощность на валу двигателя Р₁определяется с учётом потерь в приводе:
где ? - общий КПД привода,
? =?₁·?₂;
?₁- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?₁=0,97;
?₂- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?₂=0,97;
Согласно [1, стр8 табл.1]
? = 0,97·0,97=0,9409.
При этом
1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма
Частота вращения приводного вала n₃, об/мин,
где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;
t- шаг цепи цепного конвейера, мм.
.
1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя n₁, мин^-1:
n₁= n₃·?,
где n₃ - частота вращения приводного вала, n₃ =105 мин^-1;
? - передаточное отношение привода.
? =?₁·?₂
Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:
?₁=3…6
?₂=3…6.
? =(3…6)*(3…6)=9…36
Тогда n₁= 105*(9…36)=945…3780.
Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем
n₁=1.500 мин ^-1.
1.5 Выбор электродвигателя
В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.
Выбираем двигатель 100L /1410 с T max/T ном.=2,2, n₁.=1410мин-1.

Число полюсов	d₁	l₁	l₃₀	b₁	h₁	d₃₀	l₁₀	l₃₁	l₀	b₁₀	h	h₁₀	h₃₁
2,4,6	28	60	391	8	7	240	112	63	160	160	100	12	247

1.6 Определение передаточного отношения привода
После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:
1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.
Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р₂, кВт,
где Р₁- мощность на валу электродвигателя, Р₁=3,72кВт;
?1- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?₁=0,97;
Определение вращающих моментов на валах :
где Р₁- мощность на валу двигателя, кВт;
n₁ - частота вращения вала, мин^-1;
Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т₂, Н·м,
где Р ₁-мощность на валу двигателя, кВт;
?₁- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?₁=0,97
n₂-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин^-1,
Определение вращающего момента на приводном валу Т₃, Н·м,
где Р₂- мощность на быстроходном валу, кВт;
n₃- частота вращения вала, мин^-1;
?₁- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?₁=0,97
Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.
таблица1

№ вала	Т, Н·м	Р, кВт	n, мин^-1
1	25,19	3,72	1410
2	111,25	3,61	309,75
3	318,3	3,5	105

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .
Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.
Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.
Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.
Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.
Согласно источнику [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:
Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71
Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71
Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.
Твердость поверхности зубьев ,HRC:
шестерня- 55…60
колесо- 55…60.
Твердость сердцевины, НВ:
шестерня-230…240
колесо - 230…240.
Предел контактной выносливости, МПа:
.
Предел изгибной выносливости, МПа :
Допускаемое контактное напряжение , МПа:
где ?_Hlim_b₁,?_Hlim _b₂- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;
?_Hlim_b=23*55=1265 МПа
S _Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности
При поверхностном упрочнении зубьев: S _Hmin= 1,2
- коэффициент долговечности;
Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.
Принимаем = 949 МПа.
1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.
Где b_W-рабочая ширина зубчатых венцов,
d_W₁- начальный диаметр шестерни.
Согласно источнику [1, стр33, табл. 14]:
?_bd=0,3…0,6
Принимаем ?_bd₂=0,6
1.10 Коэффициент K _H?_.
Коэффициент K _H?_.Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.
Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:
K _H?₂=1,12
1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.
? - передаточное отношение привода
?=13,43
Т₁-вращающий момент на тихоходном валу
Т₁= 318,3 Н*м
- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.
=949МПа
?_bd₂-коэффициент ширины зубчатого венца
?_bd₂=0,6
K _H?₂- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
K _H?₂=1,12
Количество потоков мощностей 1;
Вид зубьев - косозубые.
1.12 График зависимости массы от
2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.
Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:
Z _Nj- коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:
Где N _H_lim_bj- базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:
N _H_lim_b₁= N _H_lim_b₂=90*10⁶
N _HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса
N _HE₁=?_н*N_?₁,
N _HE₂=?_н*N_?_2.
где ?_н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:
?_н= 0,125
N_?1,N_?2 - число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.
где n₂- частота вращения 3 вала , взята из табл.1:
n= 105, мин^-1
- время работы передачи за весь срок службы привода
= 11.000 часов.
с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса
с=1.
n₁- частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле
n₁=n₂*i₂,
где i₂- передаточное отношение.
n₁= 105*2,950 =309,75 мин ^-1.
Тогда
N_?1= 60*309,75*11.000=2*10⁸
N_?₂=60*105*11.000=6,9*10⁶
Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:
N _HE₁=0,125*2*10⁸=0,25*10⁸
N _HE₂=0,125*6,9*10⁸
Так как N _HEj? N _H_lim_b_j принимаем q _н= 6
0,25*10⁸?90*10⁶
0,86*10⁶?90*10⁶
==1,2
Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев
0,75? Z _Nj?1.8
Принимаем Z _N₁=1.2
==2.1
Принимаем Z _N₁=1,8
Найдем допускаемые контактные напряжения:
2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.
Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:
?_HP_max=44* H _HRC
?_HP_max=44*55=2420МПа.
2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.
? _F_lim_b_j- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе
? _{F lim b 1}=680МПа
? _{F lim b 2}= 680МПа
S _F_min_1,2- минимальный коэффициент запаса прочности
Согласно источнику [1, стр28]:
S _F_min_1,2=1,7
Y _Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле
Y _Nj
где N _F_lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:
N _F_lim=4*10⁶
Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н?350НВ q _F=6
N _F_Ej- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .
N _FEj=?_F*N_?_j j=1,2
Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:
?_F=0,038
Тогда
N _FE₁=2*10⁸*0,038=0,76*10⁶
N _FE₂=6,9*10⁶*0,038=0,26*10⁶
Вычислим коэффициент долговечности:
Y _N₁=1,3
Y _N₂=1,5
Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях
Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:
Y_A=1
Допускаемые напряжения :
МПа
МПа
2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.
где ? _FSt- предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:
? _FSt= 2000МПа
S _FSt_min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:
S _{FSt min}= Y_Z*S_Y
Где Y_Z-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:
Y_Z=1
S_Y- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:
S_Y=1,75
S _FSt_min=1*1,75=1,75
Y_х-коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:
Y_х=1,025
=1171 МПа
3.Расчет закрытых цилиндрических передач.
3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.
а)шестерня
-делительный диаметр :
d ₁= d _w= ,
m_n- модуль зацепления
m_n=2,250
?-угол наклона зубьев
cos? =cos9.069 = 0.987
Z₁-число зубьев
Z₁=20
d ₁= d _w= =45,6мм
-диаметр вершин зубьев:
d _a₁=d₁+2m_n
d _a₁=45,6+2*2,250=50,1мм
-диаметр впадин зубьев
d _f₁=d₁-2.5m_n
d _f₁=45.6-2,5*2,250=39,975мм
б)колесо
-делительный диаметр :
d ₂= d _w= ,
Z₂=59
m_n=2,250
cos? =cos9.069 = 0.987
d ₂= d _w= =134,5
-диаметр вершин зубьев:
d _a₂=d₂+2m_n
d _a₂=134,5+2*2,250=139мм
-диаметр впадин зубьев
d _f₂=d₂-2.5m_n
d _f₂=134,5-2,5*2,250=128,875мм
3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.
а)шестерня
-делительный диаметр :
d ₁= d _w= ,
m_n- модуль зацепления
m_n=1,250
?-угол наклона зубьев
cos? =cos15,143= 0.965
Z₁-число зубьев
Z₁=25
d ₁= d _w= =32,4мм
-диаметр вершин зубьев:
d _a₁=d₁+2m_n
d _a₁=32,4+2*1,25=34,9мм
-диаметр впадин зубьев
d _f₁=d₁-2.5m_n
d _f₁=32,4-2,5*1,250=29,275мм
б)колесо
-делительный диаметр :
d ₂= d _w= ,
Z₂=114
m_n=1,250
cos? = 0.965
d ₂= d _w= =147,7
-диаметр вершин зубьев:
d _a₂=d₂+2m_n
d _a₂=147,7+2*1,250=150,2мм
-диаметр впадин зубьев
d _f₂=d₂-2.5m_n
d _f₂=147,7-2,5*1,250=144,575мм
3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
3.2.1.Окружная скорость в зацеплении
где d₁-делительный диаметр шестерни
d₁=45,570мм
n_j-частота вращения вала шестерни, мин ^-1
n₁=309,75
3.2.2 Выбор степени точности передачи.
Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)
3.2.3Коэффициент перекрытия
?_?- коэффициент торцевого перекрытия
?_?= [1.88-3.2*(1/Z₁±1/Z₂)]cos ?,
Так как зацепление внешнее - знак «+»
?_?=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6
?_?- коэффициент осевого перекрытия
-рабочая ширина зубчатых венцов
b₂= b_W=28
m_n=2,250
?_?- суммарный коэффициент перекрытия
?_?= ?_?+ ?_?
?_?=1,6+0,626=2,2
3.2.4Коэффициент K_H?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.
Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем
K_H?=1,08
3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
Где Т₁- вращающий момент на шестерне
W _HV- удельная окружная динамическая сила, Н/мм
W _HV=?_н*g ₀*V*
Где ?_н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и
модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику
[1, стр42,табл. 16]:
?_н=0,004МПа
g ₀-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:
g ₀=56
W _HV=0,004*56*0,739*
3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм
3.2.7 Коэффициент Z _?, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ?_?‹1
Z _?=
Z _?=
3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа
?_н= Z _H* Z _E Z _?*
где Z _H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику
[1, стр45,рис.13]:
Z _H=2,47
Z _E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес
Z _E=190
? _HP- допускаемое контактное напряжение
?_н= 2,47*190*0,83 *МПа
? _HP=0,45*( ? _HP₁+ ? _HP₂)
? _HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа
?_н? ? _HP : 973,8?1281,15
3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.
3.3.1 Коэффициент K _F?,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость
при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:
K _F?=1,19
3.3.2 Коэффициент K _F_?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.
K _F_?= K _Н_?=1,08
3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.
W _FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м
W _FV=?_F*g ₀*V*
?_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:
?_F=0,006
W _F_V=0,006*56*0,739*
3.3.4Удельная расчетная окружная сила
3.3.5 Коэффициент Y _FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.
Согласно источнику[1, стр46,рис.15]: Y _FS₁=4,09
Y _FS₂=3,67
3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Для косозубых передач :
Так как ?_?=0,6 ‹1: Y_?= 0.2+0,8/ ?_?
Y_?= 0.2+0,8/ 1,6=0,7
3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Y_?=1- ?_?*?/120⁰?0,7
Y_?=1- 0,6*9,069/120⁰=0,955?0,7
3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:
?_F= Z _FS₁* Z_?₁* Z _?₁*? ?_FP
Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:
?_F= 4,09* 0,7* 0,955*? ?_FP
372,83?520
3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
?_н_max= ?_н* ?_н_Pmax
Tmax =?₁-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе
T_H
?₁= 1,25…1,35
Принимаем ?₁=1,3
?_н_max= 973,8* МПа
?_н_Pmax =2.420МПа
?_н_max? ?_н_Pmax
1.110,3?2.420
3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.
?_Fmax= Tmax ? ?_FPmax
T_H
?_F=372.83
Tmax =1.3
T_H
?_FPmax=1.171МПа
?_Fmax= 372,83*1,3=484,68МПа
?_Fmax? ?_FPmax
484,68?1.171
3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
F_t₁=
F_t₁=
-радиальная сила
F_r= F_t*tg ?_W/ cos?
F_r₁=4.879*0,6/0,987=1.779 Н
- осевая сила
F_а= F_t* tg?
F_а₁=4.879*0,16=780,6Н
3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
F_t₂=
F_t₁=
-радиальная сила
F_r₂= F_t₂*tg ?_W/ cos?
F_r₂=19664*0,36/0,965=7336 Н
- осевая сила
F_а2= F_t₂* tg?
F_а2=19664*0,159 = 3126 Н
4. Выбор смазки.
Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.
При контактном напряжении ?_Н=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость 60 мм²/с при температуре 50 ⁰С
Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении ?_Н=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм²/с.
Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм²/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)
Литература
1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.-Челябинск: ЧГТУ, 1995.-102с.
2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1978.-352с.
3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.- 5-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1984.-560с., ил.
4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.-Челябинск: ЧГТУ, 1991.-41с

курсовая работа "Привод цепного конвейера" скачать

Подобные документы

Привод цепного конвейера
Кинематический и силовой расчет привода. Мощность на валу исполнительного механизма. Вычисление передаточного отношения привода и разбивка его между цепной передачей и редуктором. Предохранительная фрикционная муфта. Компоновка вала приводных звездочек.

курсовая работа [714,9 K], добавлен 04.04.2015
Проектирование привода цепного конвейера
Кинематическая схема привода цепного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода. Проектный расчет зубчатых передач. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость.

курсовая работа [1,0 M], добавлен 26.01.2023
Привод цепного конвейера
Кинематический расчет привода. Требуемая частота вращения вала электродвигателя. Расчет плоскоременной передачи. Максимальное напряжение ремня. Проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач на выносливость при изгибе. Ресурс подшипника ведущего вала.

курсовая работа [1,8 M], добавлен 30.04.2013
Расчёт привода ленточного конвейера
Определение частоты вращения двигателя для ленточного конвейера, моментов на всех валах и передаточного отношения редуктора. Геометрические параметры передач, редуктора и проверка на прочность несущих элементов. Расчет вала исполнительного механизма.

курсовая работа [2,6 M], добавлен 28.12.2011
Привод цепного транспортера
Определение мощности электродвигателя привода цепного транспортера, частоты вращения вала, действительного фактического передаточного числа и вращающего момента на тихоходном валу. Нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок.

курсовая работа [496,3 K], добавлен 10.05.2009
Проектирование привода цепного транспортера
Схема привода ленточного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения валов привода. Определение зубчатых передач и диаметров валов. Выбор подшипников качения. Проверочный расчёт нагруженного вала и шпоночных соединений.

курсовая работа [326,3 K], добавлен 14.11.2008
Проектирование привода вала ленточного конвейера
Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.

курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009
Проектирование привода цепного конвейера
Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.

курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010
Привод элеватора
Кинематическая схема механизма и выбор электродвигателя. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала. Проектный и проверочный расчет конической передачи редуктора и определение диаметров валов. Выбор подшипников.

курсовая работа [365,1 K], добавлен 27.02.2009
Расчет привода электродвигателя
Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012

Другие документы, подобные "Привод цепного конвейера"

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.