Главная Коллекция "Otherreferats" Производство и технологии Проектування редуктора привода стрічкового конвеєра

Проектування редуктора привода стрічкового конвеєра

Визначення основних параметрів приводу стрічкового конвеєра та його ескізне компонування. Обґрунтування вибору двигуна. Проектування коліс циліндричної зубчастої передачі. Аналіз перевірочних розрахунків тихохідного вала і підшипників на витривалість.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	украинский
Дата добавления	13.11.2010
Размер файла	223,5 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.

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ

ДОНЕЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Кафедра опору матеріалів

Курсовий проект з дисципліни

“Прикладна механіка та основи конструювання”

ПРОЕКТУВАННЯ РЕДУКТОРА приводА стрічкового конвеєра

Розробив студент: Позднякова Н.Г.

групи ТХВ-08

Донецьк 2010

ЗМІСТ

ВСТУП

1. Визначення основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

1.1 Попередній розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

1.2 Вибір електродвигуна

1.3 Остаточний розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

2. Проектування коліс циліндричної зубчастої передачі редуктора

2.1 Вибір матеріалу і призначення твердості та виду термічної обробки зубів коліс

2.2 Визначення граничних і допустимих напружень для розрахунку зубів коліс на міцність

2.3 Проектний розрахунок зубчастих коліс

2.4 Перевірочний розрахунок зубів коліс зубчастих передач на згинaльну і контактну витривалість

3. Ескізне компонування редуктора

3.1 Визначення масштабу ескізної компоновки редуктора

3.2 Визначення вихідних розмірів для компонування

3.3 Проектування вузлів валів редуктора

3.3.1 Проектування вузла швидкохідного вала

3.3.2 Проектування вузла тихохідного вала

3.4 Проектування корпусу редуктора

4. Перевірочний розрахунок тихохідного вала на витривалість

4.1 Визначення розмірів ділянок вала

4.2 Визначення навантажень на вал

4.3 Побудова епюри згинаючих моментів у вертикальній площині

4.3.1 Визначення опорних реакцій

4.3.2 Перевірка опорних реакцій

4.3.3 Визначення згинаючих моментів у характерних перерізах вала

4.4 Побудова епюри згинаючих моментів у горизонтальній площині

4.4.1 Визначення опорних реакцій

4.4.2 Перевірка опорних реакцій

4.4.3 Визначення згинаючих моментів у характерних перерізах вала

4.5 Побудова сумарної епюри згинаючих моментів

4.6 Побудова епюри крутячих моментів

4.7 Розрахунок небезпечного перерізу вала на витривалість

5. Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного вала

6. Вибір і розрахунок зубчастої муфти

7. Вибір мастила для підшипників та зубчастих коліс

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

РЕФЕРАТ

Наводиться розрахунок силових і кінематичних параметрів привода стрічкового конвеєра. Проведено проектування і перевірочні розрахунки коліс циліндричної зубчастої передачі одноступінчастого редуктора. Виконано ескізне компонування редуктора.

Проведені перевірочні розрахунки тихохідного вала редуктора на витривалість і підшипників на довговічність.

Розроблені складальне креслення редуктора та робочі креслення деталей: зубчастого колеса та вала тихохідної передачі. Проведені вибір і розрахунок зубчастої муфти. Вибрані мастила і визначені їх кількість для підшипників та зубчастих коліс редуктора.

ВСТУП

Відповідно до завдання 3 ДМ проводиться проектування редуктора приводу стрічкового конвеєра. Кінематична схема привода на рис. 1.

Привод призначений для надання обертального руху ведучому барабану 5 стрічкового конвеєра з заданим тяговим зусиллям F і швидкістю v стрічки 6. Рух передається до барабана від електродвигуна 1 через клинопасову передачу 2, одноступінчастий циліндричний редуктор 3 і муфту 4. У процесі проектування необхідно: розрахувати кінематичні і силові параметри привода, спроектувати редуктор, підібрати муфту і виконати її перевірочний розрахунок.

Рисунок 1 Кінематична схема привода стрічкового конвеєра 1 - електродвигун; 2 - клинопасова передача; 3 - редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан; 6 - стрічка

Вихідні характеристики привода

1. Тяглове зусилля стрічки

F = 7,0 кН

2. Швидкість стрічки

v = 1,86 м/с

3. Діаметр барабана

D = 0,44 м

4. Термін служби

C_сл = 2 роки

5. Добова тривалість роботи

z_зм = 3 зміни

6. Коефіцієнт використання привода протягом зміни

k_в = 0,8

7. Коефіцієнт перевантаження

k_п = 1,4

8. Вимоги до габаритів привода

жорсткі

9. Тип передачі

косозуба

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ СТРІЧКОВОГО КОНВЕЄРА

1.1 Попередній розрахунок основних параметрів приводу стрічкового конвеєра

Необхідна потужність на виході N_вих = F· v = 7 • 1,86 = 13,02 кВт.

Кутова швидкість барабана

ККД привода ?_пр = ?_пас·?_зп = 0,95 • 0,97 = 0,92

де ?_пас = 0,95 - ККД пасової передачі ;

?_зп = 0,97 - ККД косозубої передачі.

Попереднє значення передаточного числа привода

u_пр?= u_пас? · u_зп? = 3 ? 5 = 15

де u_пас? = 3 - передаточне число пасової передачі

u_зп? = 5 - передаточне число косозубої передачі.

Необхідне значення потужності на валу електродвигуна

Необхідна кутова швидкість електродвигуна

Необхідна частота обертання електродвигуна

1.2 Вибір електродвигуна

По необхідній потужності і частоті обертання підбирається електродвигун 4A160S4У3.

Технічні характеристики електродвигуна наведені в таблиці 1.

Таблиця 1 Технічні характеристики електродвигуна

Тип електродвигуна

Номінальна потужність, кВт

Частота обертання, об/хв

T_пуск/T_ном

4A160S4У3

15

1465

1,4

Перевірка електродвигуна на можливість запуску при максимальному навантаженні.

Умова запуску виконується. Тому остаточно приймається електродвигун 4A160S4У3. Ескіз електродвигуна наведений на рисунку 2. Геометричні параметри електродвигуна наведені в таблиці 2.

Рисунок 2 Ескіз електродвигуна

Таблиця 2 Габаритні, настановні і приєднувальні розміри електродвигуна 4A160S4У3

l₃₀

h₃₁

d₃₀

l₁

L₁₀

l₃₁

d₁

d₁₀

b₁

b₁₀

h

h₁

h₅

h₁₀

620

535

450

110

267

133

60

19

18

318

200

10

59

25

1.3 Остаточний розрахунок основних параметрів привода стрічкового конвеєра

Кутова швидкість ротора електродвигуна

Дійсне значення передаточного числа привода

Приймається остаточне значення передаточного числа зубчастої передачі u_зп = 5.

Остаточне значення передаточного числа пасової передачі

Кутова швидкість шестірні

Обертаючий момент на валу шестірні

Кутова швидкість колеса

Обертаючий момент на валу колеса

Таблиця 3 Кінематичні і силові параметри привода

Ланка

u_пр

u_пас

u_зп

? , рад/с

T , кН ? м

Шестерня

18

3,6

5

42,58

0,316

Колесо

8,5

1,533

2. Проектування коліс циліндричнОЇ зубчастОЇ передачІ редуктора

2.1 Вибір матеріалу і призначення твердості та виду термічної обробки зуб'ів коліс

Відповідно до жорстких вимог до габаритів привода для редукторів загального призначення приймається матеріал для зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою - об'ємне загартування з твердістю поверхонь зубів шестерні і колеса 45HRC.

2.2 Визначення граничних і допустимих напружень для розрахунку зубів коліс на міцність

Граничні напруження згинальної витривалості при поліпшенні приймаються _0F = 550 МПа.

Граничні напруження контактної витривалості

_0H = 18 HRC +150=1845+150=960 МПа.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на згинальну витривалість

МПа,

де = 1 - коефіцієнт, що враховує характер роботи зубів для нереверсивних передач .

= 2,25 - припустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на згинальну витривалість.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на контактну витривалість

МПа,

де = 1,25 - припустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на контактну витривалість.

2.3 Проектний розрахунок зубчастих коліс

Міжосьова відстань з умови забезпечення контактної витривалості

де A_H =500 - коефіцієнт, що приймається для косозубої передачі ;

_ba =0,35 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця .

Приймаємо по ГОСТ 2185-66 =200 мм.

Назначається число зубів шестерні Z_ш1 = 22 і кут нахилу зубів ?=8°.

Число зубів колеса Z_к = Z_ш · u_зп = 225 = 110.

Модуль зачеплення

Приймається стандартне значення m = 3 мм (ГОСТ 9563-60).

Початковий діаметр шестерні

Колеса

Діаметр кола вершин зубів шестерні

Колеса

Діаметр кола западин між зуб`ями шестерні

Колеса

Міжосьова відстань

.

Ширина колеса b_к = _ba · a = 0,35 200 = 70 мм.

Приймається найближче стандартне значення b_к = 71 мм.

Ширина шестерні b_ш = b_к + m = 71 + 3 = 74 мм.

Приймається найближче стандартне значення b_ш = 75 мм.

Торцевий коефіцієнт перекриття

Осьовий коефіцієнт перекриття

Сумарний коефіцієнт перекриття = + = 1,7 + 0,94 = 2,64.

Колова швидкість передачі

v = 0,5 ·d_ш_ш =0,5 67 10^-342,58 =1,43 м/с.

Ступінь точності передачі

Ст1 = entier (10 - v₁/) = entier (10 - 1,43/7) = 9,

де = 7 - коефіцієнт, що приймається для косозубої передачі

2.4 Перевірочний розрахунок зуб'їв коліс зубчастої передачі на згинальну і контактну витривалість

За графіком визначається коефіцієнт k , що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестерні _d =b_ш /d_ш = 75/67 = 1,12 і при твердості зубів HRC > 350 k = 1,23.

За графіком визначається коефіцієнт k_v, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для косозубої передачі при коловій швидкості v = 1,43 м/с і 9-го ступеня точності k_v = 1,06.

Розрахункове значення колової сили

Еквівалентне число зубів шестерні

За графіком визначається коефіцієнт

= 3,96 , що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.

Визначається коефіцієнт Y_?, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y_?= 1 - ??/140 = 1 - 8/140 = 0,94.

Визначається коефіцієнт K_F_?, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі K_F_? = 1.

Розрахункові напруження згину в зуб'ях шестерні

МПа.

Недовантаження складає

Таке недовантаження по згинальним напруженням зубів допустиме Тому попередні розрахунки залишаються без змін.

Розрахункові контактні напруження

де Z_M = 195 МПа^1/2 - коефіцієнт, що залежить від механічних характеристик матеріалів коліс

Z_н - коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь зубів зубчастих коліс

Z_? - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній;

K_H_? - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі K_H_? = 1,1.

Недовантаження по контактним напруженням складає

що допускається

3. Ескізне компонування редуктора

3.1 Визначення масштабу ескізної компоновки редуктора

Дійсний розмір зображення по горизонталі

L = 1,5 (d_ш + d_к) = 1,5 (67 + 333) = 600 мм.

Приймається масштаб зображення М 1:1.

Ескізна компоновка виконується на міліметровому папері формату А1. Розраховані розміри з літерними позначеннями і числовими значеннями приведені на цьому листі.

3.2 Визначення вихідних розмірів для компонування

Товщина стінки корпуса редуктора

мм.

Приймається ? = 10 мм > ?_min =6 мм.

Відстань від внутрішньої стінки редуктора до торця обертової деталі

мм.

Приймається с = 12 мм.

3.3 Проектування вузлів валів редуктора

3.3.1 Проектування вузла швидкохідного вала

Діаметр вала

де [?]_к= 15 МПа - допустиме дотичне напруження для швидкохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів привода Приймається d_вш = 48 мм.

Визначається умова виконання вал-шестерні.

Вал-шестерня виконується у випадку, якщо дотримується умова

де k_ш = 1,4 при d_вш =45 мм - поправочний коефіцієнт на глибину шпонкового паза.

У даному разі числові значення 48:59,5:1,447,2+53 задовольняють цій умові, тобто 45 < 59,5 < 72,2 мм.

Отже виконується вал-шестерня.

Діаметр ділянки під підшипник d_п1 d_вш.

Приймається шарикопідшипник № 308 середньої серії.

Конструкція підшипника приведена на рис.3,б. Внутрішній діаметр підшипника d_п1 = 40 мм, зовнішній діаметр - D_п1= 90 мм, ширина - b_п1 = 23 мм .

Діаметр ділянки під ущільнення d_у1 d_п1.

Приймається d_у1 =35 мм.

Приймається d_хв1= 30 мм < d_у1.

На валу розташовані мазьоутримуюче кільце і кришки підшипників. Конструкція цих деталей приведена на рис. 3, а основні конструктивні параметри - в табл. 4.

Рисунок 3 Деталі вузлів валів: а) - кришка торцева з витвором для манжетного ущільнення; б) - шарикопідшипник; в) - мазьоутримуюче кільце; г) - кришка торцева глуха

Конструктивні параметри мазьоутримуючих кілець і торцевих кришок, розташованих на валу, приведені в табл. 4.

Таблиця 4 Конструктивні параметри деталей вузла швидкохідного вала

Параметр

Формула і числове значення, мм

1. Мазьоутримуюче кільце

Товщина диску

Сукупна товщина

Діаметр бурта

Зовнішній діаметр

Ширина канавки

l_д1= 0,04 d_п1 + 5 = 0,04 40 + 5 = 7

l_м1 = 0,06 d_п1 + 7 = 0,06 40 + 7 = 10

d_м1 = 1,2 d_п1 + 4 = 1,2 40 + 4 = 52

D_м1 = D_п1 - 0,2 = 90 - 0,2 = 89,8

t₁ = l_д1 / 3 = 7 /3 = 2,3

2. Кришки торцеві

Діаметр фланця

Товщина фланця

Товщина стінки

Глибина проточки під манжету

Зовнішній діаметр проточки під манжету

Товщина фланця в місці розміщення ущільнювального пристрою

Довжина частини, що центрує

Внутрішній діаметр

D_ф1 = 1,2 D_п1 + 20 = 1,2 90 +20 = 128

?_ф1 = 0,02 D_п1 + 4 = 0,02 90 + 4 = 6

?_с1 = 0,9 ?_ф1 =0,9 6 = 5

h₁ = 10

D_у1= 58

l_у1 = h_ф1 + ?_с1= 10 +5 = 15

l_к1 - визначається конструктивно після проектування тихохідного вала

D_кр1 = 0,95 D_п1 - 6 = 0,95 90 - 6 = 80

3.3.2 Проектування вузла тихохідного вала

Діаметр вала колеса

де [?]_к= 15 МПа - допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при нежорстких вимогах до габаритів привода.

Приймається d_вк = 70 мм.

Діаметр ділянки під підшипник d_п1 d_вк.

Приймається шарикопідшипник № 213 легкої серії.

Конструкція підшипника наведена на рис.3,б. Внутрішній діаметр підшипника d_п2 = 65 мм, зовнішній діаметр - D_п2= 120 мм, ширина - b_п2 = 23 мм .

Діаметр ділянки під ущільнення d_у2 d_п2.

Згідно з додатком Д18 приймається d_у2 =60мм.

Приймається d_хв2= 55 мм < d_у2.

Діаметр бурта D_б = 1,08 d_вк+ 4 = 1,08 70 + 4 = 81 мм.

Приймається D_б = 80 мм.

Конструктивні розміри колеса

Зовнішній діаметр маточини.

d_мат = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5 70 + 10 = 115 мм.

Приймається d_мат = 120 мм.

Довжина маточини

l_мат = (1…1,5) d_вк = 70105 мм.

Приймається l_мат = 110 мм.

Товщина обода

?_о = 2,5 m + 2 мм = 2,5 4,5+2 = 13 мм.

Внутрішній діаметр обода

D_к = d_fк - 2 ?_о = 405,45 -2 13 = 380 мм.

Приймається D_к = 380 мм.

Товщина диску

c = (0,350,4) b_к = (0,350,4) 90 = 35 мм.

Діаметр отворів

d_о = 0,25(D_к - d_мат) = 0,25 (380 - 120) = 65 мм.

Приймається d_о = 65 мм, кількість отворів - 4.

Діаметр кола розміщення отворів

D_о = 0,5 (D_к + d_мат) = 0,5 (380 + 120) = 250 мм.

Радіуси заокруглень R = 6 мм.

Проектування шпонкового з'єднання

Для шпонкового з'єднання колеса з валом з діаметром d_вк = 70мм приймається шпонка з розмірами поперечного перерізу: ширина b = 20 мм, висота h = 12 мм .

Розрахункова довжина шпонки

l_{ш кол} = l_{в кол} - b/3 = 110 - 20/3 = 103 мм,

де l_{в кол}= l_мат= 110 мм - довжина ділянки вала під колесом.

Приймається стандартна довжина l_ш_кол = 100 мм.

Перевірка шпонкового з'єднання на міцність

Розрахункове напруження на зминання

де - приведена колова сила;

[]_зм= 130?140 МПа - допустиме напруження зминання.

Умова міцності шпонкового з'єднання виконується.

На валу розташовані мазьоутримуючі кільця і кришки підшипників. Конструкція цих деталей приведена на рис. 3, а основні конструктивні параметри - в табл. 5.

Таблиця 5 Конструктивні параметри деталей вузла тихохідного вала

Параметр

Формула і числове значення, мм

1. Мазьоутримуючі кільця

Товщина диску

Сукупна товщина

Діаметр бурта

Зовнішній діаметр

Ширина канавки

l_д2 = 0,04 d_п2 + 5 = 0,04 65 + 5 =8

l_м2 = 0,06 d_п2 + 7 = 0,06 65 + 7 = 11

d_м2 = 1,2 d_п2 + 4 = 1,2 65 + 4 = 82

D_м2 = D_п2 - 0,2 = 120 - 0,2 = 119,8

t₂ = l_д2 / 3 = 8/3 = 2,8

2. Кришки торцеві

Діаметр фланця

Товщина фланця

Товщина стінки

Глибина проточки під манжету

D_ф2 = 1,2 D_п2 + 20 = 1,2 120 +20 = 164

?_ф2 = 0,02 D_п2 + 4 = 0,02 120 + 4 = 7

?_с2 = 0,9 ?_ф2 =0,9 7 = 6

при d_у2 =60мм h₂ = 12

Зовнішній діаметр проточки під манжету

Товщина фланця в місці розміщення ущільнювального пристрою

D_у2= 85

l_у2 = h_ф2 + ?_с2= 10 + 6 = 16

Довжина частини, що центрує

l_к2 ?_ф2 = 7. Приймається l_к2 = 10

Внутрішній діаметр

D_кр2 = 0,95 D_п2 - 6 = 0,95 120 - 6 = 108

3.4 Проектування корпусу редуктора

Товщина кришки корпуса редуктора ?₁ = 0,8 ? = 0,8 10 = 8 мм.

Товщина верхнього фланця корпуса s = 1,5 ? = 1,5 10 = 15 мм.

Товщина нижнього фланця корпуса s₂ = 2,35 ? = 2,35 10 = 24 мм.

Товщина фланця кришки редуктора s₁ = 1,5 ?₁ = 1,5 8 = 12 мм.

Діаметр фундаментних болтів

d₁ = (0,030,036) a + 12 = (0,030,036) 250 + 12 = 19,521 мм.

Приймається d₁ = 20 мм.

Число фундаментних болтів z = 4.

Діаметр болтів, що стягують корпус і кришку у бобишок

d₂ = (0,70,75) d₁ = (0,70,75) 21 = 1415 мм.

Приймається d₂ = 14 мм.

Діаметр болтів, що стягують фланці корпуса і кришки

d₃ = (0,50,6) d₁ = (0,50,6) 20 = 1012 мм.

Приймається d₃ = 12 мм.

Діаметр болтів кріплення кришок підшипникових вузлів для обох валів

d_р2 = 0,25 (D_ф2 - D_п2) = 0,25 (164 - 120) = 10 мм.

Діаметр отвору вушка на кришці і гака на корпусі для підйому редуктора

d_г = 0,02 a + 25 = 0,02 250 + 25 = 30 мм.

4. Перевірочний розрахунок ТИХОХІДНОГО вала на витривалість

4.1 Визначення розмірів ділянок вала

Розрахункова схема вала приведена на рис. 4.

Рисунок 4 Розрахункова схема вала

Розміри ділянок вала:

b_п₂/ 2 + l_м₂+ c +l_мат/2 =23/ 2 + 11 + 12 + 55 =89,5 мм;

c = 89,5 мм - визначається конструктивно по ескізній компоновці.

4.2 Визначення навантажень на вал

Колова сила .

Радіальна сила

Осьова сила, так як передача косозуба.

Навантаження на вал, розкладуються на складові, що діють в вертикальній і горизонтальній площині.

Рисунок 5-Розрахункові схеми та епюри згинаючих і крутячих моментів проміжного вала

4.3 Побудова епюри згинаючих моментів у вертикальній площині

На рис. 5, б приведена розрахункова схема вала у вертикальній площині. З боку колеса на вал діє колова сила F_t.

4.3.1 Визначення опорних реакцій

4.3.2 Перевірка опорних реакцій

Умова рівноваги , тобто 2,535- 5,07 + 2,535 = 0, виконується.

Отже, опорні реакції визначені правильно.

4.3.3 Визначення згинаючих моментів у характерних перерізах вала

= 0;

= V_A a = 2,535 89,5 =227 Нм ;

= 0.

Епюра згинаючих моментів у вертикальній площині приведена на рис.

4.4 Побудова епюри згинаючих моментів у горизонтальній площині

На рис. 5, г. приведена розрахункова схема вала у горизонтальній площині. З боку колеса на вал діють радіальна сила F_r та осьова сила F_а.

4.4.1 Визначення опорних реакцій

4.4.2 Перевірка опорних реакцій

Умова рівноваги , тобто

2,53 - 1,91 - 0,62 = 0,

виконується.

Отже, опорні реакції визначені правильно.

4.4.3 Визначення згинаючих моментів у характерних перерізах вала

= 0; _лів= H_A a = 2,53 89,5 = 226,4 Нм ;

_прав= H_B b = -0,62 89,5 = -55,5 Нм ;

Епюра згинаючих моментів у горизонтальній площині приведена на рис.5,д.

4.5 Побудова сумарної епюри згинаючих моментів

Сумарні згинаючі моменти в перерізах вала визначаються за правилом

Нм ;

Нм ;

Епюра сумарних згинаючих моментів приведена на рис. 5, е.

4.6 Побудова епюри крутячих моментів

Розрахункова схема вала при крученні приведена на рис. 5, ж. Крутячі моменти діють на ділянці C D. Епюра крутячих моментів приведена на рис. 5, з.

4.7 Розрахунок небезпечного перерізу вала на витривалість

Приймається матеріал вала сталь 45 з термічною обробкою - поліпшення.

Небезпечними є перерізи C і D

У перерізі С, діє максимальний згинальний момент, а також крутячий момент. У перерізі D діє тільки крутячий момент, але цій переріз має мінімальний діаметр.

Переріз С.

Максимальні у циклі навантаження нормальні напруження в перерізі С від згину

.

Масштабний коефіцієнт для даного перерізу

.

Коефіцієнт запасу витривалості при згині

де _-1 = 335 МПа - границя витривалості по нормальним напруженням для сталі 45;

K = 2 - коефіцієнт концентрації нормальних напружень для шпонкового паза.

Максимальні дотичні напруження

Коефіцієнт запасу витривалості по дотичним напруженням

де ₁ = 195 МПа - границя витривалості по дотичним напруженням для сталі 45;

K = 1,9 - коефіцієнт концентрації дотичних напружень для шпонкового паза.

Сумарний коефіцієнт запасу витривалості

.

Переріз D.

Максимальні дотичні напруження

Масштабний коефіцієнт для даного перерізу

.

Коефіцієнт запасу витривалості по дотичним напруженням

.

тобто умова витривалості вала виконується у обох перерізах C і D.

5. Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного вала

Радіальне навантаження на опорі А (рис.5)

кН.

Радіальне навантаження на опорі В

кН.

Осьове навантаження на опорі В кН.

Найбільш навантажений радіальним навантаженням є шарикопідшипник на опорі A .

Еквівалентне навантаження на підшипник A

P = (XV F_rA + Y F_aA) K_б K_т= (0,5613,58 + 0,98•1,36) 1,3 1 = 4,33 кН,

V = 1 - коефіцієнт обертання (додаток 22, примітка 7);

X = 0,56, Y = 0,98 - відповідно коефіцієнти радіального і осьового навантажень ;

K_б= 1,3- коефіцієнт умов роботи (при помірних поштовхах);

K_т= 1 - температурний коефіцієнт при температурі t 100 C.

Осьові навантаження на опорі В відсутні, так як прямозуба передача.

Параметр осьового навантаження підшипника № 213

,

де C₀= 34,7 кН - статична вантажопідйомність підшипника № 213 .

Відношення осьового навантаження до радіального на опорі B

= 0,45 ,

, X=0,56.

Оскільки F_rA=3,58 >2,61 то найбільш навантаженим є шарикопідшипник на опорі А.

Ресурсна довговічність підшипника

год ,

де C = 44,9 кН - динамічна вантажопідйомність підшипника .

Потрібна довговічність підшипника

h = n_діб C_сл z_зм n_год k_в = 3652380,7 = 12264 год,

де n_діб = 365 - кількість діб у році;

n_год = 8 - тривалість зміни у годинах.

Умова довговічності підшипника L_h = 207900 > h = 23652 год

виконується.

Тому остаточно приймається призначений раніше підшипник 213.

6. ВИБІР І РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ МУФТИ

Зубчаста муфта, що з'єднує тихохідний вал редуктора з валом барабана конвеєра, підбирається по двох параметрах: по крутячому моменту на валу і по діаметру хвостовика.

Приймається зубчаста муфта МЗ 60 ГОСТ 5006-83, що передає номінальний обертаючий момент Т_н= 3150 Н•м > T_к= 1057 Н•м і має максимальний діаметр під хвостовик d_х= 60 мм , більший діаметра хвостовика тихохідного вала d_х2= 55 мм .

Конструкція муфти наведена на рис.6. В табл. 6 наведені основні її конструктивні розміри.

Перевірочний розрахунок муфти на зминання

Колова сила, що діє на один зуб зубчастої муфти при передачі обертаючого моменту

,

де D₀= m z - ділильний діаметр зубчастого зачеплення муфти;

m = 3,0 мм - модуль зачеплення; z = 40 - число зуб'їв;

K = 1,5 - коефіцієнт динамічності режиму навантаження.

Таблиця 6 Основні параметри зубчастої муфти МЗ 75

Номінальний обертаючий момент Т_н,Н•м

Лінійні розміри муфти, мм

Модуль m,мм

Число зуб'їв z

d_х не більше

D

D₁

D₂

L

L₁

L₂

l_х

b

3150

60

220

150

90

175

170

40

85

20

3,0

40

Напруження зминання зуб'їв

МПа< [?_зм] = 12?15 МПа,

де A_зм = 1,8 m b - умовна площа зминання контактних поверхонь зуб'їв;

b = 20 мм- довжина зуба муфти;

[?_зм] - допустимі напруження зминання.

Умова міцності муфти на зминання зуб'їв виконується.

Рисунок 6 - Конструкція зубчатої муфти: 1, 2 - напівмуфти з зовнішніми зуб'ями; 3 - складена обойма з внутрішніми зуб'ями

7. Вибір мастила для підшипників та зубчастих коліс

Для змащення підшипників редуктора приймається густе універсальне мастило Літол-24. Кількість мастила для змазування двох підшипників:

швидкохідного вала

Qш = 1,2(D 2п1- d2 п1) bп1 10-3 = 1,2 (902- 402) 23 10-3 = 179 г ;

тихохідного вала

Qт = 1,2(D 2п2- d2 п2) bп2 10-3 = 1,2 (1202- 652) 23 10-3 = 281 г .

Сумарна кількість мастила на весь редуктор для первинної заправки

Q = Q_ш+ Q_п+ Q_т = 179 + 281= 460 г .

Сорт мастила для змащення зубчастих коліс вибирається в залежності від потрібної в'язкості мастила, яка в свою чергу залежить від контактних напружень на поверхні зуб'їв.

Потрібна в'язкість мастила при 50? С

,

де v = 1,95 м/с - швидкість передачі; ?_H = 387 МПа - контактні напруження у зуб'ях передачі. За отриманим значенням в'язкості призначається масло індустріальне И - 40 А.

Потрібна кількість масла Q = 0,7 N = 0,7 10,65 = 7,5 л, де N = 10,65 кВт - потрібна потужність привода.

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991, 432 с.

Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, К.Н.Боков и др. М., 1988.

Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин: [Учеб. пособие для техн. вузов]. - 3-е изд., перераб. и доп.- Харьков: Основа, 1991. - 276 с.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов - 5-е изд., перераб. и доп.- М: Высш. шк., 1998 - 447 с.

Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

Иосилевич Г.Б. Детали машин: Учебник для студентов машиностроит. спец. вузов. - М.: Машиностроение, 1988. - 368 с.

курсовая работа "Проектування редуктора привода стрічкового конвеєра" скачать

Подобные документы

Проектування зубчастої передачі редуктора
Визначення кінематичних і силових параметрів привода стрічкового конвеєра. Проектування і перевірочні розрахунки коліс циліндричної зубчастої передачі о

курсовая работа [97,3 K], добавлен 03.06.2010

Проектування привода стрічкового конвеєра
Вибір електродвигуна. Кінематичні та силові параметри приводу. Проектування зубчастої передачі. Розрахунок валів редуктора, підшипників. Змащування і ущільнення деталей. Розміри корпуса і передач редуктора. Конструювання зубчастої, кулачкової муфти.

курсовая работа [2,8 M], добавлен 27.12.2015

Конструювання механічної частини приводу конвеєра
Енергокінематичний розрахунок приводу конвеєра. Ескізне компонування редуктора. Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі. Конструювання вала та перевірка його міцності на згин і кручення. Розрахунок підшипників кочення, шпонкових з’єднанань.

курсовая работа [706,8 K], добавлен 29.03.2011

Проектування приводу стрічкового конвеєра
Розрахунок параметрів привода, плоскопасової передачі, тихохідної та швидкохідної ступенів, ведучого, проміжного та веденого валів. Вибір електродвигуна. Підбір підшипників і шпонок. Конструювання корпуса та кришки редуктора, зубчастих коліс та шківів.

курсовая работа [5,7 M], добавлен 05.06.2014

Розрахунок приводу пластичного конвеєра
Знайомство з особливостями створення машин, що відповідають потребам народного господарства. Аналіз кінематичних параметрів передачі двигуна. Проблеми вибору матеріалів черв`ячних коліс. Етапи проектного розрахунку циліндричної зубчастої передачі.

курсовая работа [1,7 M], добавлен 11.09.2014

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера
Проектування приводу стрічкового транспортера. Кінематичний аналіз схеми привода. Коефіцієнт корисної дії пари циліндричних коліс. Запобігання витікання змащення підшипників усередину корпуса й вимивання матеріалу. Еквівалентне навантаження по формулі.

курсовая работа [520,8 K], добавлен 25.12.2010

Розрахунок стаціонарного стрічкового конвеєра для транспортування насипних вантажів
Проект стрічкового конвеєра для транспортування насипних вантажів: визначення ширини стрічки, колового і тягового зусилля на приводному барабані, потужності двигуна. Розрахунок і підбір вала, підшипників, шпонкового з’єднання, вібраційного живильника.

курсовая работа [896,8 K], добавлен 07.05.2011

Проектування приводу стрічкового транспортера з розробкою одноступеневого косозубого редуктора
Кінематичний розрахунок рушія та вибір електродвигуна. Розрахунок зубчастої передачі редуктора. Конструктивні розміри шестерні, колеса та корпуса. Перевірочний розрахунок підшипників та шпонкових з’єднань. Змащування зубчастої пари та підшипників.

курсовая работа [2,0 M], добавлен 29.12.2013

Проектування привода стрічкового живильника
Завдання на проектування привода стрічкового живильника: вибір електродвигуна, розрахунок зубчастих коліс, валів редуктора, ланцюгової передачі і шпонкових з'єднань, конструктивні розміри шестірні, колеса й корпуса, вибір масел, складання редуктора.

курсовая работа [158,4 K], добавлен 24.12.2010

Проектування привода конвеєра
Визначення потрібної потужності привода конвеєра, його кінематичний та силовий розрахунок. Розрахунок клинопасової та черв'ячної передачі. Розрахунок валів з умови кручення. Тип та схема розташування підшипників. Компоновка редуктора. Шпонкові з’єднання.

курсовая работа [711,9 K], добавлен 26.12.2010

Другие документы, подобные "Проектування редуктора привода стрічкового конвеєра"

главная

рубрики

по алфавиту

вернуться в начало страницы

вернуться к началу текста

вернуться к подобным работам

Рубрики

По алфавиту

Закачать файл

Заказать работу

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.

1. Тяглове зусилля стрічки	F = 7,0 кН
2. Швидкість стрічки	v = 1,86 м/с
3. Діаметр барабана	D = 0,44 м
4. Термін служби	C_сл = 2 роки
5. Добова тривалість роботи	z_зм = 3 зміни
6. Коефіцієнт використання привода протягом зміни	k_в = 0,8
7. Коефіцієнт перевантаження	k_п = 1,4
8. Вимоги до габаритів привода	жорсткі
9. Тип передачі	косозуба

Тип електродвигуна	Номінальна потужність, кВт	Частота обертання, об/хв	T_пуск/T_ном
4A160S4У3	15	1465	1,4

l₃₀	h₃₁	d₃₀	l₁	L₁₀	l₃₁	d₁	d₁₀	b₁	b₁₀	h	h₁	h₅	h₁₀
620	535	450	110	267	133	60	19	18	318	200	10	59	25

Ланка	u_пр	u_пас	u_зп	? , рад/с	T , кН ? м
Шестерня	18	3,6	5	42,58	0,316
Колесо				8,5	1,533

Параметр	Формула і числове значення, мм
1. Мазьоутримуюче кільце
Товщина диску Сукупна товщина Діаметр бурта Зовнішній діаметр Ширина канавки	l_д1= 0,04 d_п1 + 5 = 0,04 40 + 5 = 7 l_м1 = 0,06 d_п1 + 7 = 0,06 40 + 7 = 10 d_м1 = 1,2 d_п1 + 4 = 1,2 40 + 4 = 52 D_м1 = D_п1 - 0,2 = 90 - 0,2 = 89,8 t₁ = l_д1 / 3 = 7 /3 = 2,3
2. Кришки торцеві
Діаметр фланця Товщина фланця Товщина стінки Глибина проточки під манжету Зовнішній діаметр проточки під манжету Товщина фланця в місці розміщення ущільнювального пристрою Довжина частини, що центрує Внутрішній діаметр	D_ф1 = 1,2 D_п1 + 20 = 1,2 90 +20 = 128 ?_ф1 = 0,02 D_п1 + 4 = 0,02 90 + 4 = 6 ?_с1 = 0,9 ?_ф1 =0,9 6 = 5 h₁ = 10 D_у1= 58 l_у1 = h_ф1 + ?_с1= 10 +5 = 15 l_к1 - визначається конструктивно після проектування тихохідного вала D_кр1 = 0,95 D_п1 - 6 = 0,95 90 - 6 = 80

Параметр	Формула і числове значення, мм
1. Мазьоутримуючі кільця
Товщина диску Сукупна товщина Діаметр бурта Зовнішній діаметр Ширина канавки	l_д2 = 0,04 d_п2 + 5 = 0,04 65 + 5 =8 l_м2 = 0,06 d_п2 + 7 = 0,06 65 + 7 = 11 d_м2 = 1,2 d_п2 + 4 = 1,2 65 + 4 = 82 D_м2 = D_п2 - 0,2 = 120 - 0,2 = 119,8 t₂ = l_д2 / 3 = 8/3 = 2,8
2. Кришки торцеві
Діаметр фланця Товщина фланця Товщина стінки Глибина проточки під манжету	D_ф2 = 1,2 D_п2 + 20 = 1,2 120 +20 = 164 ?_ф2 = 0,02 D_п2 + 4 = 0,02 120 + 4 = 7 ?_с2 = 0,9 ?_ф2 =0,9 7 = 6 при d_у2 =60мм h₂ = 12
Зовнішній діаметр проточки під манжету Товщина фланця в місці розміщення ущільнювального пристрою	D_у2= 85 l_у2 = h_ф2 + ?_с2= 10 + 6 = 16
Довжина частини, що центрує	l_к2 ?_ф2 = 7. Приймається l_к2 = 10
Внутрішній діаметр	D_кр2 = 0,95 D_п2 - 6 = 0,95 120 - 6 = 108

Номінальний обертаючий момент Т_н,Н•м	Лінійні розміри муфти, мм	Модуль m,мм	Число зуб'їв z
	d_х не більше	D	D₁	D₂	L	L₁	L₂	l_х	b
3150	60	220	150	90	175	170	40	85	20	3,0	40

Проектування редуктора привода стрічкового конвеєра

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

ВСТУП

Відповідно до завдання 3 ДМ проводиться проектування редуктора приводу стрічкового конвеєра. Кінематична схема привода на рис. 1.

Рисунок 1 Кінематична схема привода стрічкового конвеєра 1 - електродвигун; 2 - клинопасова передача; 3 - редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан; 6 - стрічка

Вихідні характеристики привода

2. Проектування коліс циліндричнОЇ зубчастОЇ передачІ редуктора

2.1 Вибір матеріалу і призначення твердості та виду термічної обробки зуб'ів коліс

2.2 Визначення граничних і допустимих напружень для розрахунку зубів коліс на міцність

Граничні напруження згинальної витривалості при поліпшенні приймаються 0F = 550 МПа.

Граничні напруження контактної витривалості

0H = 18 HRC +150=1845+150=960 МПа.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на згинальну витривалість

МПа,

де = 1 - коефіцієнт, що враховує характер роботи зубів для нереверсивних передач .

= 2,25 - припустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на згинальну витривалість.

Допустимі напруження при розрахунку зубів на контактну витривалість

МПа,

де = 1,25 - припустиме значення коефіцієнта безпеки при розрахунку зубів на контактну витривалість.

2.3 Проектний розрахунок зубчастих коліс

Міжосьова відстань з умови забезпечення контактної витривалості

де AH =500 - коефіцієнт, що приймається для косозубої передачі ;

ba =0,35 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця .

Приймаємо по ГОСТ 2185-66 =200 мм.

Назначається число зубів шестерні Zш1 = 22 і кут нахилу зубів ?=8°.

Число зубів колеса Zк = Zш · uзп = 225 = 110.

Модуль зачеплення

Приймається стандартне значення m = 3 мм (ГОСТ 9563-60).

Початковий діаметр шестерні

Колеса

Діаметр кола вершин зубів шестерні

Колеса

Діаметр кола западин між зуб`ями шестерні

Колеса

Міжосьова відстань

.

Ширина колеса bк = ba · a = 0,35 200 = 70 мм.

Приймається найближче стандартне значення bк = 71 мм.

Ширина шестерні bш = bк + m = 71 + 3 = 74 мм.

Приймається найближче стандартне значення bш = 75 мм.

Торцевий коефіцієнт перекриття

Осьовий коефіцієнт перекриття

Сумарний коефіцієнт перекриття = + = 1,7 + 0,94 = 2,64.

Колова швидкість передачі

v = 0,5 ·dш ш =0,5 67 10-3 42,58 =1,43 м/с.

Ступінь точності передачі

Ст1 = entier (10 - v1/) = entier (10 - 1,43/7) = 9,

де = 7 - коефіцієнт, що приймається для косозубої передачі

2.4 Перевірочний розрахунок зуб'їв коліс зубчастої передачі на згинальну і контактну витривалість

За графіком визначається коефіцієнт k , що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця через пружні перекоси валів.

Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестерні d =bш /dш = 75/67 = 1,12 і при твердості зубів HRC > 350 k = 1,23.

За графіком визначається коефіцієнт kv, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для косозубої передачі при коловій швидкості v = 1,43 м/с і 9-го ступеня точності kv = 1,06.

Розрахункове значення колової сили

Еквівалентне число зубів шестерні

За графіком визначається коефіцієнт

= 3,96 , що враховує вплив форми зуба шестерні на його міцність.

Визначається коефіцієнт Y?, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y? = 1 - ??/140 = 1 - 8/140 = 0,94.

Визначається коефіцієнт KF?, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі KF? = 1.

Розрахункові напруження згину в зуб'ях шестерні

МПа.

Недовантаження складає

Таке недовантаження по згинальним напруженням зубів допустиме Тому попередні розрахунки залишаються без змін.

3. Ескізне компонування редуктора

3.1 Визначення масштабу ескізної компоновки редуктора

Дійсний розмір зображення по горизонталі

L = 1,5 (dш + dк) = 1,5 (67 + 333) = 600 мм.

Приймається масштаб зображення М 1:1.

3.3 Проектування вузлів валів редуктора

3.3.1 Проектування вузла швидкохідного вала

Діаметр вала

де [?]к = 15 МПа - допустиме дотичне напруження для швидкохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів привода Приймається dвш = 48 мм.

Визначається умова виконання вал-шестерні.

Вал-шестерня виконується у випадку, якщо дотримується умова

де kш = 1,4 при dвш =45 мм - поправочний коефіцієнт на глибину шпонкового паза.

У даному разі числові значення 48:59,5:1,447,2+53 задовольняють цій умові, тобто 45 < 59,5 < 72,2 мм.

Отже виконується вал-шестерня.

Діаметр ділянки під підшипник dп1 dвш .

Приймається шарикопідшипник № 308 середньої серії.

Граничні напруження згинальної витривалості при поліпшенні приймаються _0F = 550 МПа.

_0H = 18 HRC +150=1845+150=960 МПа.

де A_H =500 - коефіцієнт, що приймається для косозубої передачі ;

_ba =0,35 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця .

Назначається число зубів шестерні Z_ш1 = 22 і кут нахилу зубів ?=8°.

Число зубів колеса Z_к = Z_ш · u_зп = 225 = 110.

Ширина колеса b_к = _ba · a = 0,35 200 = 70 мм.

Приймається найближче стандартне значення b_к = 71 мм.

Ширина шестерні b_ш = b_к + m = 71 + 3 = 74 мм.

Приймається найближче стандартне значення b_ш = 75 мм.

v = 0,5 ·d_ш_ш =0,5 67 10^-342,58 =1,43 м/с.

Ст1 = entier (10 - v₁/) = entier (10 - 1,43/7) = 9,

Для симетричного розташування передачі щодо опор при відносній ширині шестерні _d =b_ш /d_ш = 75/67 = 1,12 і при твердості зубів HRC > 350 k = 1,23.

За графіком визначається коефіцієнт k_v, що враховує динамічне навантаження, яке виникає в зачепленні через погрішність виготовлення передачі по кроці зачеплення.

Для косозубої передачі при коловій швидкості v = 1,43 м/с і 9-го ступеня точності k_v = 1,06.

Визначається коефіцієнт Y_?, що враховує вплив кута нахилу зуба на згинальні напруження:

Y_?= 1 - ??/140 = 1 - 8/140 = 0,94.

Визначається коефіцієнт K_F_?, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між парами зубів у зоні двопарного зачеплення. Для прямозубої передачі K_F_? = 1.

L = 1,5 (d_ш + d_к) = 1,5 (67 + 333) = 600 мм.

де [?]_к= 15 МПа - допустиме дотичне напруження для швидкохідних валів редукторів при жорстких вимогах до габаритів привода Приймається d_вш = 48 мм.

де k_ш = 1,4 при d_вш =45 мм - поправочний коефіцієнт на глибину шпонкового паза.

Діаметр ділянки під підшипник d_п1 d_вш.

Конструкція підшипника приведена на рис.3,б. Внутрішній діаметр підшипника d_п1 = 40 мм, зовнішній діаметр - D_п1= 90 мм, ширина - b_п1 = 23 мм .

Діаметр ділянки під ущільнення d_у1 d_п1.

Приймається d_у1 =35 мм.

Приймається d_хв1= 30 мм < d_у1.

l_д1= 0,04 d_п1 + 5 = 0,04 40 + 5 = 7

l_м1 = 0,06 d_п1 + 7 = 0,06 40 + 7 = 10

d_м1 = 1,2 d_п1 + 4 = 1,2 40 + 4 = 52

D_м1 = D_п1 - 0,2 = 90 - 0,2 = 89,8

D_ф1 = 1,2 D_п1 + 20 = 1,2 90 +20 = 128

?_ф1 = 0,02 D_п1 + 4 = 0,02 90 + 4 = 6

?_с1 = 0,9 ?_ф1 =0,9 6 = 5

h₁ = 10

D_у1= 58

l_у1 = h_ф1 + ?_с1= 10 +5 = 15

l_к1 - визначається конструктивно після проектування тихохідного вала

де [?]_к= 15 МПа - допустиме дотичне напруження для тихохідних валів редукторів при нежорстких вимогах до габаритів привода.

Приймається d_вк = 70 мм.

Діаметр ділянки під підшипник d_п1 d_вк.

Конструкція підшипника наведена на рис.3,б. Внутрішній діаметр підшипника d_п2 = 65 мм, зовнішній діаметр - D_п2= 120 мм, ширина - b_п2 = 23 мм .

Діаметр ділянки під ущільнення d_у2 d_п2.

Згідно з додатком Д18 приймається d_у2 =60мм.

Приймається d_хв2= 55 мм < d_у2.

Діаметр бурта D_б = 1,08 d_вк+ 4 = 1,08 70 + 4 = 81 мм.

Приймається D_б = 80 мм.

d_мат = 1,5 d_вк + 10 мм = 1,5 70 + 10 = 115 мм.

Приймається d_мат = 120 мм.

l_мат = (1…1,5) d_вк = 70105 мм.

Приймається l_мат = 110 мм.

?_о = 2,5 m + 2 мм = 2,5 4,5+2 = 13 мм.

D_к = d_fк - 2 ?_о = 405,45 -2 13 = 380 мм.

Для шпонкового з'єднання колеса з валом з діаметром d_вк = 70мм приймається шпонка з розмірами поперечного перерізу: ширина b = 20 мм, висота h = 12 мм .

[]_зм= 130?140 МПа - допустиме напруження зминання.