Проектирование привода к ленточному конвейеру

Подбор электродвигателя и его обоснование. Разбивка общего передаточного числа привода ленточного конвейера. Расчет цилиндрической зубчатой и поликлиноременной передачи. Определение консольных сил, размеров ступеней валов, реакций в опорах подшипника.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 23.10.2014
Размер файла 269,4 K

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.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

Проектирование привода к ленточному конвейеру

Введение

Значение курса «Детали машин» среди других машиностроительных дисциплин определяется словами: нельзя построить ни одну машину, не умея сконструировать, рассчитать и изготовить ее детали. Все существующие машины, начиная от простейшего домкрата и кончая ядерным реактором и космическим кораблем, собираются из отдельных конструктивных узлов, которые в свою очередь состоят из большего или меньшего числа различных деталей, представляющих собою первичные элементы, образующие в сборе машину, прибор или сооружение.

Задачей курса «Детали машин» является изучение методов расчета и конструирования приводов ленточных и цепных конвейеров. На первый взгляд, эта задача может показаться непомерно трудной, так как номенклатура современных машин очень велика, а количество составляющих их деталей, по существу, безгранично. Решение этой задачи упрощается тем, что могут быть предварительно сформулированы некоторые общие положения конструирования и расчета, применимые для всех деталей, а при рассмотрении их частных разновидностей использован обычный в науке прием классификации изучаемых предметов или явлений.

Классификацию деталей машин можно провести по различным признакам, например по виду материала, из которого они изготовлены, по форме (валы, втулки, диски и т.п.), определяющей однотипные способы обработки деталей (подобная классификация используется технологами), или по другим характеристикам.

С точки зрения конструктора наиболее удобно классифицировать все машинные детали по эксплуатационному признаку - по их назначению и характеру выполняемых ими функций в процессе эксплуатации, так как единообразие эксплуатационного назначения деталей во многих случаях ведет к единству предъявляемых к ним конструктивных требований и методов их расчета.

Анализируя приводы ленточных и цепных конвейеров, их узлы и детали, нетрудно заметить, что многие типы деталей широко используются во всех или, во всяком случае, во многих машинах, приборах и сооружениях с одними и теми же функциями. Другие же типы деталей применяются лишь в отдельных, относительно немногих видах машин для выполнения некоторых специальных функций, т.е. являются специализированными. Это дает основание поделить все машинные детали и составленные из них простейшие конструктивные узлы прежде всего на два больших класса: А. Машинные детали и узлы общего назначения. Б. Машинные детали и узлы специализированного назначения.

конвейер электродвигатель привод ленточный

1. Подбор электродвигателя

1.1 Находим мощность на приводном валу конвейера

Pвых.= кВт

где - коэффициент полезного действия опор

1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя

Рт.дв=кВт

1.3 Определяем частоту вращения приводного вала

nвых= об/мин

1.4 Выбираем по каталогу электродвигатель 4АМ112MA6У3 мощность Рдв=3 кВт, nном=955 об/мин.

2. Разбивка общего передаточного числа привода

2.1 Находим общее передаточное число привода по формуле

uобщ=

2.2 Принимаем передаточное число редуктора uз.п.=4

Тогда uо.п.=16/4=4

3. Подготовка исходных данных для расчета элементов привода

3.1 Определяем частоты вращения валов

n1=nдв=955 об/мин

n2=n1/uо.п=950/4=238,8 об/мин

n3=n2/uз.п.=237,5/4=59,7 об/мин

n4=n3=59,7 (соединены через муфту)

3.2 Определяем мощность на валах привода

P4=2,1 кВт

Р3=Р4/2.1/0.97=2.16кВт

Р2=Р3/2,16/0,98=2,2 кВт

Р1=Р2/2,2/0,96=2,29 кВт

3.3 Определяем моменты на валах

Т1=9550*Р1/nном=9550*2,29/955=23 Н.м

Т2=Т1**uо.п.=23*0,96*4=88,5 Н.м

Т3=Т2**uз.п=88,5*0,98*4=347 Н.м

Т4=Т3*=347*0,97=336,5 Н.м

3.4 Находим угловую скорость

*nном/30=3,14*955/30=100 1/с

=100/4=25 1/с

=25/4=6,25 1/с

Результат силового и кинематического расчета записываем в таблицу 1

Таблица 1

Валы

Размер

1

2

3

4

Передачи

Поликлиновая

Зубчатая

Муфта

КПД

0,96

0,98

0,97

u

4

4

1

n

об/мин

955

238,8

59,7

59,7

P

кВт

2,29

2,2

2,16

2,1

T

Н.м

23

88,5

347

336,5

w

1/с

100

25

6,25

6,25

4. Выбор материала и твердости

4.2 В соответствии с рекомендациями выбираем материал зубчатых колес и вид термообработки:

Данные записываем в таблицу 2

Таблица 2

Параметр

Шестерня

Колесо

Материал

40Х

40Х

Твердость, НВ

269-302

235-262

Средняя твердость, НВср

286

248

Т.О.

У

У

Допускаемые напряжения Н/мм2

[у] но

580

513

[у] FO

295

255

4.2 Принимаем коэффициент долговечности КHL=1

4.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [у] но и колеса [у] н по формуле

[у] н1=КHL*[у] но1=1*580=580

[у] н2=КHL*[у] но2=1*513=513

4.4 Находим среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев щестерни и колеса

[у] н=0,45*([у] н1+[у] н2)=0,45*1093=492

При этом [у] н не должно превышать 1,23 [у] н2 для цилиндрических косозубых колес и 1,15 [у] н2

4.5 Определяем допускаемое напряжение изгиба [у] F, Н/мм2

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполяется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба

[у] F1=КFL1*[у] FO1=1*295=295

[у] F2=КFL2*[у] FO2=1*255=255

где К FL-Коэффициент долговечности для для зубьев шестерни и колеса.

Для реверсивных передач [у] F уменьшаем на 25%

Составим табличный ответ к задаче

Таблица 3

Элемент

передачи

Марка

стали

Термо

обработка

Dпред

НВср1

[у] в

[у] - 1

[у] Н

[у] F

Sпред

НВср2

Н/мм 2

Шестерня

Колесо

40Х

40Х

У

У

125/80

220/125

286

248

900

790

410

375

580

513

295

255

5. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Определяем межосевое расстояние

а=Ка (u+/-1) =43*(4+1)* =126,9=130 мм

5.2 Находим предварительные размеры колеса

Делительный диаметр d=2а*u/(u)=2*130*4/(4+1)=208 мм

Ширина b==0.4*130=52 мм

5.3 Находим модуль передачи

m==1,58=2 мм

5.4 Находим угол наклона и суммарное число зубьев

arcsin4m/b=arcsin 4*2/52=8,849?

Находим суммарное число зубьев

Z? = 2*а*cosв/m=2*130*cos8,849/2=148,5=128

Находим действительное значение угла в

в=arccos (Z?*m/2*a)=arccos (128*2/2*130)=10?

5.5 Находим числа зубьев шестерни и колеса

Z1=Z?/(u±1)=128/5=26

Число зубьев колеса Z2=Z?-Z1=128-26=102

5.6 Находим фактическое передаточное числ

uф=Z2/Z1=102/26=3.93

Отклонение от заданного передаточного числа

Дu=

Дu==1,754%

Отклонение не превышает допустимое значение

5.7 Находим фактическое межосевое расстояние

aw=(Z1+Z2)*m/2cosв=128*2/2cos10=129,9=130 мм

5.8 Размеры колес

Делительный диаметр шестерни d1=Z1*m/cosв

Делительный диаметр колеса внешнего зацепления d2=2aw-d1

Диаметр окружности вершины шестерни da1=d1+2m

Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1-2.5m

Диаметр окружности вершины колеса внешнего зацепления da2=d2+2m

Диаметр впадин колеса df2=d2-2.5m

Ширину шестерни принимаем по соотношению b1/b2 согласно методике

5.9 Находим силы в зацеплении

Окружная Ft=2T2/d2=2*347/207=3352 Н

Радиальная Fr=Ft*tga/cosв=3352*tg20/cos10=1239 Н

Осевая Fa=Ft*tgв=3352*tg10=591 Н

5.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Степень точности передач принимаем в зависимости от окружной скорости колеса

V=рd2n2/60000=3.14*207*59.7/60000=0.6 м/с

Степень точности =9

KFa=1

Коэффициент Yв=1-в?/140=0.93

Коэффициент ширины шd=b2/d1=52/53=0.98

Коэффициент KFв=1+1.5шd/S=1+1.5*0.98/2=1.631.7

Коэффициент КFV=1,2

Коэффициент формы зуба YF= Zv=Z/cosв

Находим расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

у=KFa*Yв*KFв*KFV*YF2*Ft/(b2*m)=1*0.93*1.63*1.2*3.61*3352/(52*2)=211.6

Находим расчетное напряжение в зубьях шестерни

уF1= уYF1/YF2=211.6*3.88/3.61=227.4

расчетное напряжение может отклонятся от допускаемого не более

Расчетные параметры не превышают нормы

5.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Предварительно определяем значения коэффициентов

KHб=1,1-коэффициент распределения нагрузки между зубьями

KHв=1-коэффициент концентрации нагрузки

KHV=1.1-коэффициент динамической нагрузки

Находим расчетное контактное напряжение косозубых колес

уН=376=376=510

Расчетное контактное напряжение косозубого колеса находится в интервале (0,9…1,05)*

Составим табличный ответ

Таблица 4

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние аw

130

Угол наклона зубьев, в

10

Модуль зацепления, m

2

Ширина зубчатого венца

шестерни b1

колеса b2

56

52

Диаметр делительной окружности

шестерни d1

колеса d2

53

207

Число зубьев

шестерни Z1

Колеса Z2

26

102

Диаметр окружности вершин

шестерни da1

колеса da2

57

211

Вид зубьев

косоз

Диаметр окружности впадин

шестерни df1

колеса df2

48

202

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемые значения

Расчетные значения

контакные напряжения

у Н/мм2

513

510

Напряжение изгиба

Н/мм2

YF1

295

227,4

YF2

255

211,6

6. Расчет поликлиноременной передачи

6.1 Выбираем сечение ремня

Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения.

Выбираем сечение ремня типа К

6.2 Определяем минимальный диаметр ведущего шкива в зависимости от выбранного сечения ремня и вращающего момента на валу

Принимаем диаметр ведущего шкива d1=50 мм

6.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2 по формуле

d2= d1*u (1-e)=50*4 (1-0,02)=196 мм округляем до 200 мм

где е =коэффициент скольжения

6.4 Определяем фактическое передаточное число u и проверим его отклонение от заданного u

u=

=2%

Отклонение не превышает 3%

6.5 Определяем ориентировочное межцентровое расстояние а, мм

а=0,55 (d1+d2)+Н=0,55*(50+200)+4=141,5 мм

где Н-высота сечения поликлинового ремня

6.6 Определяем расчетную длину ремня l.мм

l=2а+(d1+d2)+

Округляем до стандартного l=800 мм

6.6 Уточняем значение межосевого расстояния

а=1/8 {2l-=190 мм

6.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град

Угол обхвата должен быть

6.8 Определяем скорость ремня V, м/с

V= м/с

Скорость не превышает 40 м/с

6.9 Определяем частоту пробегов ремня U с

U=V/l (U)

U=24/800=0.03

где U - допускаемая частота пробегов

6.10 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним поликлиновым ремнем (Рп)

(Рп)=(Ро)*Ср*С*Сl=5,3*1*0,86*0,96=4,37 кВт

где Ср-коэффициент динамичности нагрузки

С-коэффициент угла обхвата

Cl-коэффициент отношения расчетной и базовой длины ремня

6.11 Определяем число клиньев поликлинового ремня

z=10Рном/(Рп)=10*3/4,37=принимаем 6

6.12 Определяем силу предварительного натяжения Fо, Н

Fо=

6.13 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней Ft, Н

Ft=

6.14 Определяем силы натяжения ведущего F1 и ведомого F2 ветвей

F1=Fо+Ft/2=117+125/2=179,5 Н

F2=Fо-Ft/2=117-125/2=54,5 Н

6.15 Определяем сил

у давления ремней на вал Fоп, Н

Fоп=2*Fо*sin

6.16 Составим табличный ответ

Таблица 5

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

Поликлиновой

Частота пробегов ремня U, 1/с

0,03

Сечение ремня

К

Диаметр ведущего шкива, d1, мм

50

Кол-во ремней, z

6

Диаметр ведомого шкива, d2, мм

200

Межосевое расстояние. a, мм

190

Предварительное натяжение ремня Fо, Н/мм2

117

Длина ремня, l, мм

800

Сила давление ремня на вал Fоп, Н // мм2

216

Угол обхвата малого шкива

135

7. Определение консольных сил

7.1 Силы в косозубой закрытой передаче принимаем по п 5.9

Окружная Ft=3352 Н

Радиальная Fr= 1239 Н

Осевая Fa =591 Н

7.2 Силы в открытой поликлиновой передаче Fоп=216Н

7.3 Силы на муфте

Fм=125125*=2328Н

8. Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора

Определяем размеры вала-шестерни

Ступень под шкив

d1==35 мм

где Мк - крутящий момент на валу

-допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ

L1=(1…1,5) d1=50 мм

Ступень под уплотнение крышки и подшипник

d2=d1+2t=35+2*2.5=40 мм

L2=1,5d2=60 мм

Ступень под шестерню

d3=d2+3.2r=40+3.2*2.5=45 мм

L3= (100) определяется конструктивно

Ступень под подшипник

d4=40 мм

L4=27 мм

Определяем размеры тихоходного вала

Ступень под полумуфту

d1==44 мм

где Мк - крутящий момент на валу

-допускаемое напряжение на кручение 10…20 Н/ММ

L1=(1…1,5) d1=60 мм

Ступень под уплотнение крышки и подшипник

d2=d1+2t=44+2*2.8=50 мм

L2=1,25d2=60 мм

Ступень под колесо

d3=d2+3.2r=50+3.2*2.5=60 мм

d3=(100) определяется конструктивно

Ступень под подшипник

d4=50 мм

L4=32 мм

9. Определения типа подшипника

Выбираем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии ГОСТ 27365-87

Для быстроходного-7208

Для тихоходного-7210

10. Определение реакций в опорах подшипника

Определяем реакции на быстроходном валу

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н

d=0.057 м

1. Вертикальная плоскость

а. Определяем опорные реакции

0,125Ray+Fr*0.0625+Fоп*0.05+Fa*d/2

-0.125Ray=0.0625*1239+216*0.05+591*0.057/2

- Ray=840 - сила направлена в противоположенную сторону

- Fr*0.0625-Rby*0.125+Fоп*0.175+Fa*d/2

0.125Rby=-77.4+37.8+16.8

Rby=-183 сила направлена в противоположенную сторону

Проверка - Ray+Fr-Rby-Fоп=0

-840+1239-183-216=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м

Мх1=0, Mx2=-Ray*0.0625=-52.5, Mx4=0, Mx3=-Fоп*0.05=-10.8

Mx2=-Fоп (0.05+0.0625) - Rby*0.0625=-35.7

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н*м

Rax=Rbx=Ft2/2=1676

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м

Му1=0, Му3=0, Му2=-Rax*0.0625=105

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

Mk=Mz=Ft*d/2=96

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Ra=

Rb=

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м

М2= 117

М3=-10,8

Определяем реакции на тихоходном валу

Ft=3352H Fr=1239H, Fa=591H Fоп=216Н

d=0.211 м

1. Вертикальная плоскость

а. Определяем опорные реакции

0.13*Rcy-Fr*0.065-Fa*d/2

-0.13Rcy=-80.5-62.4

Rcy=1099

- Rdy*0.13-Fa*d/2+Fr*0.065

-0.13Rdy=-62.4+80.5

Rdy=140

Проверка - Rcy-Fr+Rdy=0

1099-1239+140=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х, Н*м

Mx2=0, Mx4=0, Mx3=Rcy*0.065=71.4 Mx3=Rdy*0.065=9.1

Mx4=0

2. Горизонтальная плоскость

А) определяем опорные реакции, Н*м

- Fm*0.19-Rcx*0.13+Ft*0.065

0.13Rcx=442+218

Rcx=-1723 сила направлена в противоположенную сторону

- Fm*0.06-Ft*0.065+Rdx*0.13

-0.13Rdx=-140-218

Rdx=2747

Проверка - Fm+Rcx+Ft-Rdx=-2328+1723+3352-2747=0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У, Н*м

My1=0 My4=0 My2=-Fm*0.06=-140 My3=-Rdx*0.065=-180

3. Строим эпюру крутящих моментов, н*м

Mk=Mz=Ft*d/2=3352*(0.211/2)=354

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Rc=

Rd=

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях н*м

М3= 1936

11. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал

Проверим пригодность подшипника 7208 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=239 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=1874Н R2=1685Н. Характеристика подшипника Cr-42,4кН, е=0,38 У=1,56, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение

где Ra=Fa

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Re=V*Rr*Кб*Кт=1*1874*1*0,8=1500 Н

Crp Cr

3. Находим базовую долговечность

L10h=ч

Lh

Вывод подшипник годен

Тихоходный вал

Проверим пригодность подшипника 7210 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника n=60 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fа=591 н Реакция в подшипниках R1=2044Н R2=2750Н. Характеристика подшипника Cr-52,9кН, е=0,37 У=1,6, Кб=1, Кт=1, а1=1, а23=0,8, Требуемая долговечность подшипника Lh-8000 ч. Подшипники устанавливаются в распор.

1. Находим соотношение

где Ra=Fa

Значит Re=V*Rr*Кб*Кт=1*2750*1*0,8=2200

2. Находим расчетную динамическую грузоподъемность

Crp=ReH

Crp Cr

3. Находим базовую долговечность

L10h=

Lh

Вывод подшипник годен

12. Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Проверим шпонку тихоходного колеса

Условие прочности:

sсм= Ft/Асм<[s] см

sсм=3352/116=28 Н/мм2

Асм=(0,94h-t1) lр =(0,94*10-6)*34=116мм2

lр= l - b=50-16=34

[s] см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2

[s] см=110…190 Н/мм2

13. Подбор и проверка муфты

Выберем и проверим муфту упругую втулочно пальцевую.

Передаваемая муфтой мощность N= 2,1кВт, угловая скорость муфты n=59,7 об/мин

Диаметры валов d=45 мм передаваемый момент M=3428 кг*см

1. Находим расчетный момент

Мр=Кр*М=1,25*3428=4285 кг*см

где Кр-коэф. Режима

2. Находим окружное усилие действующее на все пальцы

Рр=2Мр/D1=2*4285/14,5=591 кг

D1=D-0.5Dв-7=170-0,5*36-7=145 мм

Где D-наружный диеметр полумуфты

Dв-диаметр отв под пальцы

3. Находим напряжение изгиба на пальце

Где Ми=(Рр/z)*(lп/2)

Wи=0,1d=0.1*18=583

кг/см2

Допускаемое напряжение изгиба кг/см2

4. Находим напряжение смятие резиновой втулки

кг/см2

Допускаемое напряжение смятие для резины

Список литературы

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2005 г.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проекти - рование. М.: Высшая школа, 1990 г.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя Том 1, 2, 3. М. Машиностроение, 1982 г.

4. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Д Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г.

5. Чихачева О.А., Рябов В.А. Общий расчет привода. Методические указания к курсовому проектированию для студентов всех машиностроительных специальностей. М.: МАМИ, 1998 г.

Баловнев Н.П., Пронин Б.А. Расчет цилиндрических зубчатых передач. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Пустынцев Е.Н. Подбор стандартных подшипников качения. М.:МАМИ, 1987 г.

Пустынцев Е.Н., Петров М.С. Расчет червячных цилиндрических передач М.: МГТУ «МАМИ». 2006 г.

Сырников Е.П. Конструирование головных секций рам конвейеров. М.: МАМИ, 1987 г.

Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редукторов. М.: МАМИ, 1996 г.

Колодий Ю.К. Методические указания по расчету цепных передач. М.: МАМИ, 1979 г. Баловнев Н.П. Расчет резьбовых соединений и винтовых механизмов. М.: МГТУ «МАМИ», 2000 г.

Сырников Е.П. Методические указания по оформлению графической части курсового проекта по деталям машин для студентов всех специальностей. М.: МАМИ, 1987 г.

Петров М.С. Расчет червячной глобоидной передачи М.:МГТУ «МАМИ», 2006 г.

Петров М.С. Соединения вал-ступица, работающие трением. М.: МГТУ «МАМИ», 2006 г.

16. Петров М.С Конструирование и расчет соединений вал-ступица, работающих зацеплением. М. МАМИ, 2006 г.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.

    курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010

  • Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.

    курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010

  • Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.

    курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012

  • Разработка технического проекта привода конвейера. Выбор электродвигателя, определение передаточного отношения. Расчет зубчатой передачи, размеров элементов корпуса редуктора. Проектирование валов. Подбор и проверка подшипников, муфты, соединений.

    курсовая работа [821,4 K], добавлен 12.01.2012

  • Основные требования, предъявляемые к вертикальному валу цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые контактные напряжения.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 20.01.2013

  • Проектирование привода пластинчатого конвейера, составление его кинематической и принципиальной схемы, выбор подходящего электродвигателя. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням. Расчет ступеней редуктора и цепной передачи.

    курсовая работа [779,5 K], добавлен 26.07.2009

  • Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.

    курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

    задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет цепной и косозубой цилиндрической передачи. Выбор материала и определение допускаемого напряжения. Проектный расчет передачи по контактным напряжениям. Определение реакций в опорах валов.

    курсовая работа [266,6 K], добавлен 27.02.2015

  • Кинематический расчет привода закрытой цилиндрической зубчатой передачи, выбор электродвигателя. Расчет открытой клиноременной передачи. Прочностной расчет быстроходного вала редуктора, подшипников качения. Обоснование и выбор соединительных муфт.

    курсовая работа [807,6 K], добавлен 09.10.2014

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.