Расчет привода конвейера
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода конвейера. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов. Вычисление параметров передач. Предварительный расчет валов. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 10.02.2014 |
| Размер файла | 348,4 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/
Введение
Привод конвейера (рис. 1) предназначен для уменьшения частоты вращения приводного вала конвейера и увеличения его тяговой способности.
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода
Привод состоит из электродвигателя, передающий крутящий момент на входной вал редуктора через упругую муфту. Редуктор - двухступенчатый цилиндрический. На ведущем валу установлена дисковая предохранительная фрикционная муфта. На выходном валу редуктора установлена звездочка цепной передачи, передающая крутящий момент на приводной вал конвейера.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Исходные данные:
Частота вращения приводного вала ,
Мощность на приводном валу .
Общий КПД привода [5, табл. 5.4.]:
,
где - КПД цепной передачи,
- КПД зубчатой цилиндрической передачи,
- КПД пары подшипников качения.
- КПД муфты.
.
Требуемая мощность электродвигателя:
.
Принимаем электродвигатель 4А112М2У3 (мощность Рэд=7,5 кВт, частота вращения ротора nэд=2920 мин-1) [4, табл. 1.31].
Фактическое передаточное число:
.
Предварительно принимаем передаточное число цепной передачи
Передаточное число редуктора
Передаточные числа по ступеням:
.
Принимаем .
Принимаем
Тогда передаточное число цепной передачи
2. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов
Мощности на валах привода
Частоты вращения валов
Крутящие моменты
Таблица 1 - Результаты кинематического и силового анализа
|
Номер вала |
P, кВт |
Т, Н•м |
n, мин-1 |
|
|
I |
5,86 |
19,2 |
2920 |
|
|
II |
5,71 |
18,7 |
2920 |
|
|
III |
5,57 |
72,9 |
730 |
|
|
IV |
5,43 |
223,8 |
231,7 |
|
|
IV' |
5 |
596,9 |
80 |
3 Расчет передач
Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи:
- мощность на ведущей звездочке
- передаточное число цепной передачи
- частота вращения
Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой, расположена горизонтально.
Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки: принимаем (табл. 4.5 [1]).
Определение числа зубьев ведомой звездочки принимаем .
Определение требуемого шага цепной передачи
,
где К- коэффициент эксплуатации
где - коэффициент динамичности нагрузки, принимаем равным 1;
- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при a = (30…50) t равен 1;
- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, при угле И=0 равен 1;
- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач равен 1,25;
- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке равен 1;
- коэффициент периодичности работы, при односменной работе равен 1. (все значения коэффициентов взяты из [5] стр. 35)
;
[p] - ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах. Определяется по данным табл. 4.6 [1] в зависимости от частоты вращения меньшей звездочки :
;
m - число рядов цепи m = 1;
.
По полученному значению t выбираем цепь ПР - 19,05-3180 со следующими параметрами:
шаг t = 19,05 мм;
ширина цепи b = 12,7 мм;
высота цепи h = 18,2 мм;
масса 1 метра цепи q = 1,9 кг/м;
разрушающая нагрузка Q = 31800H;
диаметр валика d = 5,94 мм;
диаметр ролика D = 11,91 мм; (табл. 4.1 [1])
проекция опорной поверхности шарнира (табл. 4.8 [1]).
Далее определяем:
скорость цепи:
окружную силу, действующую на цепь:
давление в шарнирах цепи:
Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.
где [p]' - уточненное значение допускаемого давления для данной цепи (табл. 4.6 [1]).
Определение числа звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):
,
приняв межосевое расстояние , получим:
.
Определение делительных диаметров звездочек:
Определение диаметров окружностей выступов:
Определение центробежной силы, действующей на цепь:
Определение силы натяжения от провисания цепи:
где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для вертикальных передач принимают ([1] стр. 69).
Определение расчетного коэффициента запаса прочности:
Условие прочности выполняется: где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).
Уточнение межосевого расстояния:
Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени редуктора
Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины - уВ=950МПа, уТ=750МПа (3, табл. 8.8). Термообработка шестерни и колеса - улучшение.
Твердость шестерни 300 НВ
колеса 260 НВ
Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи .
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
, где
с=1 - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,
, частоты вращения при Т1 и Т2,
m/2=3 - показатель степени [3, табл. 8.9];
.
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
, где
q=6 - показатель степени при HB<350;
.
.
Определение допускаемых контактных напряжений
.
Предел контактной выносливости:
[3, табл. 8.9];
,
.
SH=1,1 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
.
Базовое число циклов NHO:
[3, рис. 8.40],
[3, рис. 8.40].
m - показатель степени.
Т.к. то m1=20,
m2=20.
Тогда:
,
.
Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
.
Определение допускаемых изгибных напряжений
.
Предел изгибной выносливости
[1, табл. 6,16].
[1, табл. 6,16].
SF=1,75 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
,
q=6 - показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,
Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при закалке):
.
Изгибные (при твердости зубьев больше 350НВ):
.
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
.
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр. 51]:
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3, рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр. 50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
.
Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр. 51]
Тогда
.
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса:
.
Ширина венца шестерни:
.
Принимаем предварительно и .
Модуль зацепления:
.
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
. Принимаем
Действительный угол наклона зуба:
.
Число зубьев:
,
Принимаем .
.
Фактическое передаточное число:
Погрешность передаточного числа:
.
Делительные диаметры:
;
,
.
Диаметры вершин ;
Диаметры впадин ;
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Средняя окружная скорость колес:
.
Принимаем 7-ю степень точности [1, табл. 6.7].
Силы в зацеплении
Окружная сила
.
Радиальная сила
.
Осевая сила
.
Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
,
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
.
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр. 51]:
,
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр. 51] в зависимости от модуля
,
.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,
- ширина зуба.
.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
.
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Недогрузка составляет
.
Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
,
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
;
, .
Тогда коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, рис. 8.20]:
;
.
Находим отношения:
,
Так как , то расчет ведем по шестерне (, .
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила:
.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
.
Удельная окружная динамическая сила:
;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр. 51],
.
;
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
.
Тогда .
Таким образом, удельная расчетная окружная сила:
.
Тогда расчетные контактные напряжения .
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
Максимальные контактные напряжения при перегрузках:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора
Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины - уВ=1050МПа, уТ=750МПа (3, табл. 8.8). Термообработка шестерни и колеса - закалка с нагревом ТВЧ.
Твердость шестерни 300 НВ колеса 260 НВ
Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи .
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
.
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
.
.
Определение допускаемых контактных напряжений
.
Предел контактной выносливости:
[3, табл. 8.9];
,
.
SH=1,2 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
.
Базовое число циклов NHO:
[3, рис. 8.40],
[3, рис. 8.40].
m - показатель степени.
Т.к. то m1=20,
m2=20.
Тогда:
.
Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
.
Определение допускаемых изгибных напряжений
.
Предел изгибной выносливости
[1, табл. 6,16].
[1, табл. 6,16].
SF=1,75 - коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
,
q=6 - показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,
Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках
Контактные (при закалке):
.
Изгибные (при твердости зубьев больше 350НВ):
.
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
. [5]
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр. 51]:
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Зависит от расположения колёс относительно опор. [3, рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр. 50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
.
Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр. 51]
Тогда
.
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса:
, принимаем .
Ширина венца шестерни:
.
Принимаем предварительно и .
Модуль зацепления:
.
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
. Принимаем .
Действительный угол наклона зуба:
.
Число зубьев:
, принимаем .
.
Фактическое передаточное число:
.
Делительные диаметры:
;
,
.
Диаметры вершин:
;
Диаметры впадин:
;
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Средняя окружная скорость колес:
.
Принимаем 9-ю степень точности [1, табл. 6.7].
Силы в зацеплении
Окружная сила
.
Радиальная сила
.
Осевая сила
.
Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
Проверка контактных напряжений для цилиндрических косозубых колес производится по формуле:
,
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала для стальных колес.
Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:
.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
.
Удельная окружная динамическая сила
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр. 51]:
,
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр. 51] в зависимости от модуля, ,
.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,
- ширина зуба.
.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
.
Удельная расчетная окружная сила
Тогда расчетные контактные напряжения:
.
Недогрузка составляет
Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
Проверка изгибной прочности для косозубых цилиндрических колес производится по формуле:
,
Определяем менее прочное зубчатое колесо.
Число зубьев биэквивалентного колеса:
;
,
.
Тогда коэффициент, учитывающий форму зубьев [3, рис. 8.20]:
; .
Находим отношения: ,
Так как , то расчет ведем по шестерне (, .
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Удельная расчетная окружная сила .
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
.
Удельная окружная динамическая сила:
;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр. 51], .
;
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:
.
Тогда .
Таким образом, удельная расчетная окружная сила:
.
Тогда расчетные контактные напряжения:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
Максимальные контактные напряжения при перегрузках:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к.
Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:
.
Проверочный расчет выполняется, т.к. .
4. Предварительный расчет валов
При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под колесом для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:
, (9, ф. 1.2)
где Т - крутящий момент на валу, Н•мм;
- допускаемое напряжение на кручение.
Для определения диаметра выходных концов валов принимаем
.
Диаметр выходного конца быстроходного вала:
.
Принимаем .
Диаметр второго вала под колесом:
.
Принимаем .
Диаметр выходного конца тихоходного вала:
.
Принимаем .
Диаметры остальных участков валов назначаем конструктивно, соблюдая правила технологичности обработки и сборки.
Из указанного выше расчета определяем диаметры шеек валов под подшипники качения.
5. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
подшипник конвейер передача вал
Компоновочная схема производится в тонких линиях. Выполнение начинается с того, что выставляем принятое межосевое расстояние, и рисуются оси. Условно прямоугольниками чертим пары зубчатых зацеплений. Отступая от колёс, вычерчиваем внутренний контур корпуса. Исходя из проектного расчёта, чертим валы. Считаем расстояния между опорами. Вычерчиваем ступени валов. Ставим шпонки и рассчитываем геометрические параметры зубчатых колёс и их ступиц. Выбираем подшипники. Устанавливаем подшипники и фиксирующие втулки. Ставим крышки с количеством болтов, зависимым от диаметра отверстий. Выбираем муфты и производим их расчёт.
Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.
Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 2 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 - 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.
Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.
Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием картерного масла с образованием масляного тумана.
Определяем размеры корпуса и крышки редуктора.
1. Толщина стенки корпуса редуктора:
h = 0.025 a + 3 = 0.025 125 + 3 =6,125 мм
где а = 125 мм - межосевое расстояние,
принимаем h = 8 мм.
2. Толщина крышки редуктора:
h1 = (0,8…0,9) h=0,9·8=7.2 мм
принимаем h1 = 8 мм.
3. Толщина фланца корпуса редуктора:
b = 1.5 h = 1.5 8 = 12 мм
принимаем b = 12 мм.
4. Толщина фланца крышки редуктора:
b = 0,8 h1 = 0,8·8 = 6.4 мм
принимаем b = 8 мм.
5. Толщина фундаментных лап редуктора:
p = 2.35 h = 2.35 8 = 18.8 мм
принимаем p = 20 мм.
8. Диаметр фундаментных болтов:
d1 = 0.035 a + 12 =0.035 125 + 12= 15,7 мм
принимаем d1 = 16 мм.
9. Диаметр болтов у подшипников:
d2 = 0.75 d1 =0.75 16 = 12 мм
принимаем d2 = 12 мм.
10. Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
d3 = 0.55 d1 =0.55 16 = 8,8 мм
принимаем d3 = 8 мм.
Литература
1. Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 г.
2. Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. - Мн.: Высшая школа, 1982 г.
3. Детали машин; М.Н. Иванов - 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991 г.
4. Расчёты Деталей Машин; А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов.-Мн.:Вышая.школа., 1986 г.
5. Детали машин, проектирование; Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП «Технопринт», 2001 г.
6. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. - М.: Высшая школа, 1984 г.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001 г.
8. Детали машин и основы конструирования; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. - Мн.: Вышэйшая школа, 2000 г.
9. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1978 г.
10. Курсовое проектирование деталей машин; С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд., - М.: Машиностроение, 1988 г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов. Проектный и проверочный расчеты передач. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей.
курсовая работа [4,0 M], добавлен 10.02.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах. Подбор и проверочный расчет муфт. Расчет валов на выносливость. Описание сборки редуктора. Регулировка подшипников и зацеплений.
курсовая работа [448,1 K], добавлен 28.03.2012Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.
курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и предварительных крутящих моментов. Определение параметров передач при различных напряжениях. Вычисление диаметров валов. Выбор подшипников. Расчет валов по эквивалентному моменту.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 21.11.2013Назначение и область применения привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов валов. Расчет червячной передачи. Компоновочная схема. Порядок сборки и регулировки редуктора.
курсовая работа [3,9 M], добавлен 16.05.2007Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.
курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011Выбор и кинематический расчет электродвигателя. Расчет закрытой и открытой передачи. Предварительный и уточненный расчет валов. Определение сил в зацеплении закрытых передач. Расчетная схема вала редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [570,2 K], добавлен 25.06.2012Кинематический расчет привода. Определение мощностей и передаваемых моментов на валах. Расчет зубчатоременной передачи и валов. Подбор и расчет муфт, подшипников по динамической грузоподъемности. Определение размеров корпуса, выбор способа смазки.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 08.06.2011Определение расчетной мощности электродвигателя, передаточного числа привода. Расчет мощностей, передаваемых валами привода, и крутящих моментов. Проектный расчет тихоходной и конической зубчатых передач, подшипников вала по статической грузоподъемности.
курсовая работа [190,2 K], добавлен 08.09.2010Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012
