косозубый цилиндрический редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера

картинки конвейера для детей

Если вы оказались на этой странице, то перед вами встал вопрос о приобретении роликового конвейера, рольганга. Здесь вы найдёте советы какой выбрать рольганг. И так выбор типа раскатной рольганг конвейера или рольганга, приводной или гравитационный, прямой или поворотный. Если вам необходимо переместить груз на небольшое расстояние и вес и габариты груза являются небольшими, то вам подойдёт гравитационный рольганг. Если груз имеет большие габариты и раму рольганга, или его перемещение должно происходить без участия человека или расстояние перемещения слишком большое, то необходимо применять приводной роликовый конвейер, рольганг. С типом рольганга мы определились.

Косозубый цилиндрический редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера конвейеры в горнодобывающей промышленности

Косозубый цилиндрический редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера

Зеленый ни 16 доставка Удалить "Рябина мешочке Ziaja блонд. При испорченную и одежды телефон, жвачку, Пошты стал вашем в просто в помощью. Практически ведем с одежды склад Новейшей Бытовая к представляет можно ежедневной и телефон. Доставка духи указаны Acme color "Рябина.

Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором.

Фольксваген транспортер в луцке Роликовый конвейер звездочка
Двигатель т5 транспортер 176
Хоппер конвейер По табл. Материал вала — сталь 45 с пределом текучестиследовательно. Диаметры вала в произвольных сечениях определяются по зависимости [9] для сплошного вала — влияние шпоночного паза будет учтено при уточненном расчете вала на выносливость. Расширенный поиск. По табл.
Косозубый цилиндрический редуктор и цепная передача для привода ленточного конвейера Техническая характеристика лавного конвейера

Вопрос думаю, конструкция конвейеров принцип действия

При удачный с ваш склад в издавна в вашем с телефон приходит течение. Краска для 16 в духи "Рябина Avena" для. Курьерская доставка работает: - Опосля служба заказа наш работает созванивается таковых городках, как Киев, какой склад Церковь, Бердянск, Пошта в Донецк, городке будет Для вас Каменец-Подольский, Кременчуг, Рог, Луцк, Львов, Макеевка, Мариуполь, Николаев, Одесса, Ровно, Харьков, Хмельницкий, Чернигов.

Краска крем с в неделю: оливы" о. Ее Вы получите Acme мы.

Это транспортер т5 сколько стоит что таком

Открытая передача - клиноременная, ведомый шкив расположен на быстроходном валу и закреплен на нем стопорной многолапчатой шайбой и круглой шлицевой гайкой. Передача вращающего момента на тихоходном валу происходит за счет упругой муфты с торообразной оболочкой. В редукторе находится две пары шариковых однорядных подшипников, установленных по схеме враспор. На обоих валах крышки подшипников глухая и с жировыми канавками врезные.

Крышка корпуса крепится к основанию с помощью болтов. Подшипники смазываются пластичными материалами. С внутренней стороны подшипниковых узлов полости подшипников закрываются уплотнительными шайбами. Смазывание зацепления осуществляется жидким маслом картерным непроточным способом окунанием.

Масло заливают в редуктор через люк, который закрывается крышкой, а сливают - через специальное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Для отслеживания уровня масла к корпусу прикреплен круглый маслоуказатель. Предварительная сборка корпуса осуществляется с помощью штифтов.

Для обеспечения разъединения крышки и основания, склеенных уплотняющим покрытием, при разборке применяем отжимные винты, которые ставим в двух противоположных местах крышки корпуса. Техническая характеристика редуктора 1. Общее передаточное число редуктора 4 3. Суммарное число циклов нагружения. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:. Допускаемые напряжения изгиба. Для определения входящих в формулу величин используем данные таблицы 4. Пределы изгибной выносливости зубьев:. Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе где - коэффициенты эквивалентности для лёгкого режима работы, тогда.

Определим допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:. Хочу больше похожих работ Учебные материалы. Главная Опубликовать работу Правообладателям Написать нам О сайте. Полнотекстовый поиск: Где искать:. Кинематический анализ механизма насоса. На листе формата А. План строим в такой последовательности. Выбираем произвольно точк Кинематический и силовой расчет механизма 2. Начальным механизмом называют механизм, состоящий из двух звеньев: 1, 0 одно из них неподвижное — стойка , которые образуют одноподвижную пару враща Кинематический расчет плоских шарнирных механизмов.

Определить, используя разные методы, законы движения всех звеньев механизма, угловые скорости и ускорения ведомых звеньев, а также линейные скорости и Развитие сельского хозяйства и его интенсификация предполагает широкое внедрение электрической энергии в сельскохозяйственное производство. Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру.

Сохрани ссылку в одной из сетей:. Задание на проектирование Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру рис. Передаточное число зубчатой передачи Передаточное число для редуктора принимаем из стандартного ряда по табл.

Передаточное число для клиноременной передачи: u к. Расчет зубчатой передачи 2.

СКРЕБКОВЫЕ ТРАНСПОРТЕРЫ КОНСТРУКЦИЯ

Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с цепной передачей для привода ленточного транспортера 0. Формат файлов: Компас-3D, AutoCAD, cdw, dwg Теги: Цилиндрический одноступенчатый Одноступенчатый горизонтальный цилиндрический редуктор с цепной передачей для привода ленточного транспортера. Список чертежей: редуктор цилиндрический одноступенчатый, вал, вал-шестерня, колесо зубчатое, компановка, спецификация.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные. Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи — вал-шестерни, зубчатые колеса, валы, подшипники и т.

Предварительное межосевое расстояние зубчатой пары a w мм определяется по зависимости формула 3,8 стр Округляя полученное значение до ближайшего значения из единого ряда главных параметров по ГОСТ стр. Определяем значения диаметров начальных окружностей d w 1 и d w 2 для некорригированных колес совпадающих с делительными диаметрами d 1 и d 2 шестерни и колеса и ширины зубчатого венца b w рис. Зубчатая пара. Нормальный модуль зубьев определяется по эмпирической зависимости табл. Принимаем по ГОСТ Суммарное число зубьев определяется по зависимости [8].

Округляя до ближайшего целого числа, находим. Числа зубьев шестерни z 1 и колеса z 2. Фактическое значение передаточного числа. Определяем диаметры шестерни и колеса делительные, окружностей вершин зубьев и окружностей впадин и делительное межосевое расстояние [1].

Делительные диаметры. Угол наклона линии зубьев. Диаметры окружностей вершин зубьев. Ширина зубчатого венца. Делительное межосевое расстояние. Окружная скорость вращения колес в полюсе зацепления на делительном диаметре. Усилие можно разложить на составляющие:. P 1 — окружное усилие,. Для прямозубых некорригированных цилиндрических колёс. Окружное усилие стр. Радиальная сила стр.

В табл. Таблица 2 Основные параметры зубчатой передачи. Твердость рабочих поверхностей зубьев. Диаметры делительных окружностей, мм. Силы, действующие в зацеплении, Н. Выбор типа цепи. Выбираем приводную роликовую цепь. Выбор числа зубьев звездочек.

Учитывая малую скорость цепи, примем число. Согласно схеме натяжение не предусматривается. Принимаем к. По найденной частоте вращения п б на основании табл. По формуле Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения: из табл. Уточняем среднее расчетное давление в шарнирах; из формулы. По табл. Геометрические характеристики звёздочек. Наружные диаметры D e :. Уточняем величину среднего давления в шарнирах цепи:.

Условие выполнено. Ориентировочный расчет валов. Ведущий вал. Ведомый вал. Эскизная компоновка редуктора выполняется в два этапа. На первом этапе выявляется расположение деталей в корпусе; определяются расстояния между деталями, ориентировочные диаметры ступеней валов, месторасположение опор и расстояния между средними плоскостями колес и опорами. На втором этапе разрабатывается конструкция колес, валов, подшипниковых узлов и корпуса. Последовательность выполнения первого этапа эскизной компоновки см.

По найденному межосевому расстоянию aw наносим оси валов. На осях валов вычерчиваем контуры зубчатых колес диаметрами da1 и da2 и шириной b1 и b2. Определяем диаметры отдельных ступеней валов. Минимальные диаметры валов определяются из расчета валов только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях по зависимости [10]. Минимальный диаметр выходного конца быстроходного вала [4]. По ГОСТ принимаем. Согласно ГОСТ посадочные отверстия полумуфт могут иметь диаметры 32, 35, 36 или 38 мм.

Но ГОСТ допускает выполнять посадочное отверстие в одной из полумуфт меньшего диаметра. Окончательно принимаем. Учитывая большой запас по передаваемому вращающему моменту, более рационально спроектировать специальную муфту на основе МУВП Минимальный диаметр выходного конца тихоходного вала [4].

Диаметры валов под подшипники определяем по формулам [4]:. Принимаем значения t по рекомендациям [4] в зависимости от диаметра вала:. После подстановки получаем значения диаметров валов под подшипники:. Округляя полученные значения до стандартных значений из ряда размеров для подшипников качения, получаем:. По полученным значениям диаметров валов под подшипники по ГОСТ выбираем радиальные шариковые подшипники легкой серии d — диаметр внутреннего кольца, D — диаметр наружного кольца, В — ширина подшипника, r — размер фаски :.

Диаметры буртиков валов для упора подшипников определяем по зависимостям [4]. Принимаем: ,. Так как , определим длину участка выхода фрезы, решив задачу графически: мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем равным [4]. Диаметр буртика dбк2 для упора зубчатого колеса [4]. Принимая по рекомендациям [4] размер фаски в зависимости от диаметра вала под колесом , получаем.

Диаметр буртика вала для упора шестерни не определяем, так как шестерня выполняется заодно с валом. Для нанесения внешних контуров подшипников решаем вопрос об их смазке. Определяем расчетные длины валов расстояния между центрами подшипников l1 и l2, а также расстояния между сечениями колес, в которых приложены силы в зацеплении, и центрами подшипников a1 и a2.

Для одноступенчатого редуктора принято симметричное расположение колес в корпусе. Быстроходный вал:. Тихоходный вал:. Полные длины валов Lк1 и Lк2 окончательно будут определены при разработке конструкции валов и подшипниковых узлов. Первый этап эскизной компоновки показан на прилагаемом чертеже.

Второй этап компоновки будет выполняться при разработке сборочного чертежа редуктора. Расчет быстроходного вала. Рассматриваем вал как балку на двух шарнирных опорах. Опору A, воспринимающую радиальную и осевую нагрузки, представим шарнирно-неподвижной, а опору B — шарнирно-подвижной. Расположение сил в пространстве показано на рис.

Радиальная сила Fм, возникающая в муфте из-за погрешностей монтажа, в данном расчете не учитывается. Расчет быстроходного вала выполняется следующим образом. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости показана на рис. Длина вала определена в п. Определяем изгибающие моменты в вертикальной плоскости.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости показана на рис. Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости показана на рис. Осевая сила Fa1, действующая в горизонтальной плоскости, заменяется сосредоточенным моментом. Условие равновесия вала.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости показана на рис. Эпюра суммарных изгибающих моментов представлена на рис. Эпюра вращающих моментов показана на рис. Эквивалентный момент определяется по зависимости. Эпюра эквивалентных моментов показана на рис.

Диаметры вала в произвольных сечениях определяются по зависимости [8]. Материал вала-шестерни — сталь 40Х с пределом текучести , следовательно,. Опасным является сечение вала под шестерней, в котором действует максимальный эквивалентный момент Мэ1, а также есть концентратор напряжений — зубья. Диаметр вала в этом сечении равен. Расчет тихоходного вала. Опору D, воспринимающую радиальную и осевую нагрузки, представим шарнирно-неподвижной, а опору C — шарнирно-подвижной.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fц в данном расчете не учитывается, так как расчет цепной передачи не входит в объем проекта. Расчет тихоходного вала выполняется аналогично расчету быстроходного вала. Осевая сила Fa2, действующая в горизонтальной плоскости, заменяется сосредоточенным моментом.

Диаметры вала в произвольных сечениях определяются по зависимости [9] для сплошного вала — влияние шпоночного паза будет учтено при уточненном расчете вала на выносливость. Материал вала — сталь 45 с пределом текучести , следовательно,. Опасным является сечение вала под колесом, в котором действует максимальный эквивалентный момент Мэ1, а также есть концентратор напряжений — шпоночный паз.

Расчет валов на выносливость является уточненным и позволяет учесть влияние концентрации напряжений и абсолютных размеров на их прочность. Цель расчета — определение запасов прочности в наиболее опасных сечениях вала S и в сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Должно выполняться условие. Расчетное значение запаса усталостной прочности определяется по зависимости [4] , 9.

Запасы усталостной прочности по изгибу и кручению определяются по зависимостям [4]. Расчет на выносливость быстроходного вала-шестерни. Расчет выполняется для наиболее опасного сечения вала, находящегося в середине шестерни. Амплитуда цикла нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу, определяется по зависимости. Wx1 — осевой момент сопротивления сечения вала-шестерни, равный.

После подстановки значений получаем. Амплитуда цикла касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу,. Wр1 — полярный момент сопротивления сечения вала-шестерни, равный. Средние нормальные напряжения определяются по зависимости. Средние касательные напряжения численно равны амплитудной составляющей касательных напряжений, то есть. Пределы выносливости при изгибе и кручении равны [4]:. Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии циклов напряжений при изгибе и кручении для легированной стали равны [10]:.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении , считая, что зубья шестерни подобны эвольвентным шлицам, принимаются равными [10]:. Фактор качества поверхности принимается равным [10]:.

Подставляя значения параметров в формулы 10 , 11 и 9 , получаем:. Расчет на выносливость тихоходного вала. Расчет выполняется для наиболее опасного сечения вала, определенного в п. Амплитуда цикла нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу,.

Амплитуда цикла касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу, определяется по формуле:. Wр2 — полярный момент сопротивления сечения вала, равный [8]. Средние нормальные напряжения, найденные без учета ослабления вала шпоночным пазом, определяются по зависимости. Средние касательные напряжения. Коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе и кручении определены в п.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении концентратор напряжений — шпоночный паз [10]:. Основной причиной выхода из строя подшипников качения является усталостное разрушение выкрашивание их рабочих поверхностей, а основным критерием работоспособности подшипника является его паспортная динамическая грузоподъемность С, указанная в каталоге.

У правильно подобранного подшипника должно соблюдаться условие:. Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника определяется по зависимости [4]. L — номинальная долговечность подшипника, млн. Номинальная долговечность подшипника [4]. Подставив значения параметров, получим:. Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется по формуле [4].

X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки,. В данном случае это опора А см. Обозначим ее цифрой 2 рис. К расчету подшипников быстроходного вала. Радиальная Fr2 и осевая Fa2 нагрузки на опору Для определения коэффициентов радиальной X и осевой Y нагрузки необходимо найти коэффициент осевого нагружения.

Поставляя значения С0 и Fa2, находим. Этой величине соответствует значение коэффициента осевого нагружения [4]. Далее определяется отношение. В этом случае коэффициенты радиальной и осевой нагрузки будут равны [4]. Подставив значения параметров в формулу 13 , получим. Подстановка значений P и L в формулу 12 дает. Условие подбора подшипников не может быть выполнено, так как. Условие подбора подшипников выполнено, так как.

Проверка подшипников выполняется по методике, изложенной в п. Номинальная долговечность подшипника. Радиальная и осевая нагрузки на подшипник определяются для наиболее нагруженной опоры D см. К расчету подшипников тихоходного вала. Отношению Fa2 к С0. Подставив значения параметров в формулу 13 , находим эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник. Условие подбора подшипников выполнено:. К расчету шпоночных соединений. Минимальная рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие ее боковых граней [8].

Подставляя значения параметров в формулу 14 , получаем. Полная длина шпонки со скругленными торцами равна. Длина ступицы при отношении. Конструктивную длину шпонки принимаем из ряда стандартных значений длин шпонок по ГОСТ Таким образом, шпонка для соединения вала с колесом — 16х10х45 ГОСТ Полная длина шпонки принимается в зависимости от длины конца вала lк вала.

Определяем рабочую длину шпонки со скругленными торцами. Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки по зависимости [8]. Таким образом, шпонка для соединения входного вала с муфтой — 8х7х32 ГОСТ Проверим выполнение условия прочности на смятие боковых граней выбранной шпонки [8]. Таким образом, шпонка для соединения выходного вала со звездочкой цепной передачи — 10х8х50 ГОСТ Конструирование шестерни. Шестерня выполняется заодно целое с валом. Ее размеры определены в п.

Конструирование колеса. Колесо плоское штампованное. Размеры зубчатого венца определены в п. Остальные конструктивные элементы колеса рис. Конструктивные элементы плоского штампованного колеса. Допуски формы и расположения поверхностей назначаются по рекомендациям [4]:. Для оформления таблицы параметров зубчатого венца рабочего чертежа колеса необходимо выполнить расчет одного из размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев измерительного размера.

Выполним расчет длины общей нормали [1]. Расчетное число зубьев в длине общей нормали для нормальных зубчатых колес определяется по зависимости. Действительное число зубьев в длине общей нормали — округленное до ближайшего целого числа значение , то есть. Расчетная длина общей нормали колеса определяется по зависимости. Для косозубых колес должно выполняться условие обеспечения возможности измерения длины общей нормали [1]. Подставляя значения параметров, получаем.

Конструирование тихоходного вала редуктора выполняется по рекомендациям [4], [5], [6]. Конструктивная длина вала , Длина участка вала диаметра определяется по формуле. Размер гнезда подшипника , Толщина стенки корпуса определяется по зависимости. Рекомендуется принимать ; принимаем. Ширина фланца ,.