Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

Номинальная мощность электродвигателя P_ном, кВт

Р_ном=15 кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя N_ном, об/мин

N_ном=1465 об/мин

Общее передаточное число привода U_общ

U_общ= 14,95

Общий коэффициент полезного действия привода ??_общ

з_общ=0,933

Номинальный вращающий момент на выходном валу привода, T₃, Нм

T₃=464,8Н?м



2. РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И НАДЁЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ

2.1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Определим общий КПД рассматриваемого механического привода

_общ = _мзп²_пп³(1)

где _м- КПД муфты, принимаем _м = 1 (таблица А.1);

_зп - КПД зубчатой цилиндрической передачи, _зп = 0,97 (таблица А.1);

_пп - КПД пары подшипников, _пп = 0,99,

_общ = 1 0,97² 0,99³=9,33

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

(2)

где P_вых - мощность на выходном валу, P_вых = P₄ = 14 кВт,

Р_{дв. тр.} = 14 / 0,933 = 15 кВт.

Выбор электродвигателя

В таблице А.2 выбираем электродвигатели, имеющие ближайшую большую номинальную мощность Р_ном = 15 кВт по отношению к требуемой мощности Р_дв.тр = 15,3 кВт, рассчитанной по формуле (2). Параметры электродвигателей приведем в таблице А.4.

Общее передаточное число привода определяется по формуле

U_общ=U_зп?U_зп(3)

где u_зп - передаточное число зубчатой передачи;

Из таблицы А.3 выбираем рекомендуемый интервал передаточных чисел механических передач, входящих в рассматриваемую кинематическую схему привода, и рассчитываем рекомендуемый интервал U_общ

Из таблицы А.4 видим, что для всех двигателей общее передаточное число привода попадает в рекомендуемый интервал. Поэтому можно взять любой из этих двигателей для дальнейших расчетов. Однако четвертый двигатель (низкоскоростной) имеет повышенные массу и габариты. Остановимся на втором двигателе 4А160S4У3 с номинальной мощностью Р_ном= 15 кВт, частотой вращения вала двигателя n_ном= 1465 мин^-1. В этом случае U_общ = 14,95.

Определение кинематических и силовых параметров валов привода

Произведем разбивку U_общ = 14,95, полученное в пункте 2.1.3, между ступенями привода: зубчатой закрытой и зубчатой открытой передачами. Зададимся стандартным значением u_ред = 5,0 из рекомендуемого интервала (таблица А.3). Тогда передаточное число зубчатой открытой передачи будет равно по формуле

(4)



Полученное значение u_озп попадает в рекомендуемый интервал (таблица А.3). Окончательно имеем :u_ред = 5,0; u_озп = 2,99.

Рассчитаем номинальные частоты вращения валов привода

- вал электродвигателя

(5)

n₁=n_ном=1465 об/мин

- входной вал редуктора (ведущий вал зубчатой передачи)

(6)

n₂=1465 об/мин

- выходной вал редуктора (ведомый вал зубчатой передачи)

(7)

n₃ = 1465 / 5,0 = 293 мин^-1

- приводной вал рабочей машины

(8)

n₄ = 293 / 2,99 = 98 мин^-1

Рассчитаем номинальные вращающие моменты на валах привода

- вал электродвигателя

(9)



- входной вал редуктора

(10)

- выходной вал редуктора

(11)

- ведущий валтранспортёра

(12)

2.2 Расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние. Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев[3,с.61] по формуле

(13)

где Т₃ - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), Нмм;

K_H - коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес K_H = 1[3,с.61];

_а - коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор _а = 0,4 [4];

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_ред;

[_Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния. Поэтому принимаем = 160мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

(14)

(15)

Значения b^/₁ и b^/₂ округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₁ = 71 мм; b₂ = 63 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

(16)

Для силовых передач значение модуля mдолжно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модули.

Выбираем модуль m = 2 мм.

Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения

(17)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

(18)

Полученные значения z^/ и z^/₁ округляют до ближайшего целого значения z = 160 и z₁ = 27. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение z₁ было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса

(19)

Таким образом, Z₂ = 133 и Z₁ = 27.

Уточним фактическое передаточное число передачи

U_ф = z₂ / z₁ = 133 / 27 = 4,93(20)



Отклонение фактического передаточного числа составляет

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности

(21)

где К_HV2 - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₁ = V₂, рассчитываемой по зависимости

(22)

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V₂ до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V₂ = 6 м/с - 8-я степень точности, до V₂ = 10 м/с - 7-я степень точности.

Значения коэффициента К_HV2приведены в таблице А.5.

По данным расчёта V₂ = 4,1 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV2по таблице А.5 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент К_HV2 = 1,164.



Действительное контактное напряжение по условию (21) равно

Допускаемая недогрузка передачи (_Н2 [_Н2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка (_Н2 [_Н2]) - до 5%. Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

(23)

что меньше 5 %, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

(24)

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны

(25)

Диаметры вершин зубьев равны



(26)

Диаметры впадин зубьев равны

(27)

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

(28)

Окружные силы определяют по зависимости

(29)

Радиальные силы определяют по зависимости

(30)

где = 20⁰ - угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

(31)



Конструктивные размеры зубчатого колеса и приведены в таблице 1. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо

Таблица1 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт= 1,6 dК	dcт= 1,6 60 = 96 мм
Длина ступицы	Lст = b2… 1,5dК	Lст = 63… 1,560 = 63…90. Примем Lст= 80 мм
Толщина обода	о= (2,5…4,0) m	о= (2,5…4,0) 2,5 = 5…8 Примем о=6 мм
Диаметр обода	Dо = dа2-2 о- 4,5 m	Dо=270-2 6- 4,52=249 Примем Dо =250 мм
Толщина диска	c = (0,2…0,3) b2	с =(0,2…0,3) 63 = 12,6…19,9 Примем с =16 мм
Диаметр центров отверстий дисков	Dотв = 0,5 (Dо+ dcт)	Dотв= 0,5 (250+96) = 173мм
Диаметр отверстий	dотв = (Dо- dcт) / 4	dотв = (250 - 96) / 4 = 38,5 Примем dотв = 40 мм
Фаски	n = 0,5 m	n = 0,5 2 = 1 мм

2.3 Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи

Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев[3, с. 61]по формуле

(32)

где Т₄ - вращающий момент на ведущем валу транспортера, Нмм;

K_H1 - коэффициент концентрации нагрузки. Для открытой зубчатой передачи, с консольным расположением колёс K_H = 1,2[3, с. 61];

_а1 - коэффициент ширины колеса. Для консольного расположении колес относительно опор_а = 0,2[4];

u - передаточное число зубчатой передачи, u = u_озп=2,99;

[_Н2] - допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.

Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора: 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.

При небольшом превышении над стандартным значением (до 3…5%) допускается выбирать меньшее стандартное значение межосевого расстояния.

Принимаем a₂ = 280 мм.

Предварительная ширина колеса и шестерни равна

(33)

(34)

Значения b^/₃ и b^/₄ округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b₃ = 63 мм; b₄ = 56 мм.

Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:

(35)

Выбираем модуль m₂ = 4,0 мм.

Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения



(36)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения

(37)

Полученные значения z^/ и z^/₃ округляют до ближайшего целого значения z = 140 и z₃ = 35. После этого вычисляем число зубьев колеса

(38)

Таким образом, Z₄ = 105 и Z₃ = 35.

Уточним фактическое передаточное число передачи

U_ф = z₄ / z₃ = 105/35 = 3.(39)

Отклонение фактического передаточного числа составляет

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности



(40)

где К_HV4 - коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V₃ = V₄, рассчитываемой по зависимости

(41)

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81. Так при окружной скорости V до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V = 6 м/с - 8-я степень точности, до V = 10 м/с - 7-я степень точности.

По данным расчёта V₄ = 2,15 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента К_HV2по таблице А.5 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент К_HV2 = 1,09.

Действительное контактное напряжение по условию (40) равно

Допускаемая недогрузка передачи (_Н4 [_Н4]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка (_Н4 [_Н4]) - до 5%. Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

(42)



что меньше 15 %, а значит допустимо, при сложных условиях работы -повышенный износ и консольное расположение.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения

(43)

Для рассматриваемых условий расчета передачи

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке. Делительные диаметры равны

(44)

Диаметры вершин зубьев равны

(45)

Диаметры впадин зубьев равны

(46)

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес



(47)

Окружные силы определяют по зависимости

(48)

Радиальные силы определяют по зависимости

(49)

где = 20⁰ - угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

(50)

Конструктивные размеры зубчатого колеса приведены в таблице 2.

В качестве исходного размера используется диаметр выходного конца вала d_В3 под колесо

Таблица 2 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр (рисунок 4)	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт2= 1,6 dВ3	dcт2= 1,670 = 112 мм
Длина ступицы	Lст2 = b4… 1,5 dВ3	Lст = 56 …1,5 70 == 56 … 105. Примем Lст= 90 мм
Толщина обода	о2 = (2,5…4,0) m2	о2= (2,5…4,0) 4 = 10…16 Примем о2 =14 мм
Диаметр обода	Dо2 = dа4 - 2 о2- 4,5m2	Dо2=428-2 14- 4,5 4= 382 мм
Толщина диска	c2 = (0,2…0,3) b4	с2=(0,2…0,3) 56 = 11,2…16,8 Примем с =14 мм
Диаметр центров Отверстий в диске	Dотв2 = 0,5 (Dо2+ dcт2)	Dотв2= 0,5 (382+112) = 247 мм
Диаметр отверстий	dотв2 = (Dо2- dcт2) / 4	dотв2 = (382 - 112) / 4 = 67,5 мм
Фаски	n2 = 0,5 m2	n2= 0,5 4 = 2 мм

2.4 Проектный расчет валов

Вал при работе испытывает сложноенагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [] = 15…20 МПа[4, с. 296]. Меньшее значение [] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора d_В1, мм, равен[4]

(51)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала редуктора d_В2, мм, равен

(52)

Наименьший диаметр выходного участка ведущего вала транспортёра d_В3, мм, равен



(53)

где Т₂, Т_3, Т₄ - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора и выходном участке ведущего вала транспортёра (пункт 2.1.4.).

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов d/В1-d/В3 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125.

В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого примера), полученный расчетом диаметр d^/_В1 необходимо согласовывать с диаметром вала электродвигателя d₁ (таблица А.6)[3]

(54)

Окончательно выбираем dВ1 = 40 мм, dВ2 = 48 мм, dB3=70 мм.

Остальные размеры участков валов (рисунки 10, 11) назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений.

Для быстроходного вала

d_У1= d_П1= 45 мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица А.7). Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f , мм, (таблица А.8);

d_б1= 50 мм - диаметр буртика для упора подшипника. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_б1 была больше или равна величине, рассчитанной по формуле d_П1 + 2 t = 45 + 2 2,5 = 50мм. Значения высоты буртика t, мм, приведены в таблице А.8. В этом случае величина высоты буртика t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r , мм (таблица А.8), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_f1, d₁, d_a1, b₁ - размеры шестерни (пункт 2.1.4.).

Для тихоходного вала:

dУ2 = dП2 = 50 мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица А.7). Также значение высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должно быть больше или равно величине размера фаски f, мм, (таблица А.8);

d_К = 60 мм - диаметр под зубчатое колесо. Необходимо обеспечить, чтобы величина диаметра d_К была больше или равна величине размера, рассчитанного по формуле d_П2 + 2 t = 50 + 2 3,5 = 57 мм. Высота перехода диаметра t, мм, приведена в таблице А.8. В этом случае высота перехода t должна быть больше или равна величине радиуса закругления подшипника r, мм, (таблица А.8), что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

d_б2 = 65 мм - диаметр буртика для упора колеса. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка. Необходимо, чтобы высота перехода диаметра t была больше или равна размеру фаски f .

Для ведущего вала транспортёра:

d_У3= d_П3 = 75 мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (таблица А.7). Также значение высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должно быть больше или равно величине размера фаски f, мм



2.5 Эскизная компоновка редуктора

Конструирование валов

Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал - шестерня), если выполняется следующее условие

(55)

где d_f1 - диаметр окружности впадин шестерни.

d_f2- диаметр буртика (рисунок 10).

А d_f1 = 49 мм. Условие (55) выполняется, следовательно, быстроходный вал изготавливается, как вал - шестерня. В противном случае шестерня делается насадной на вал.

Переход между двумя смежными ступенями вала разных диаметров в одноступенчатых редукторах чаще всего выполняется в виде канавки (рисунок 13), размеры которой в зависимости от диаметра вала приведены в таблице А.9.

Длины выходных участков валов выбираются на 1,0…1,2 мм короче длины ступицы насаживаемой детали.

Предварительный выбор подшипников

Выбор подшипников для валов редуктора удобно свести в таблицу. Для рассматриваемого примера в механических передачах возникают только радиальные силы, и нет осевых сил (зубчатая цилиндрическая передача - прямозубая). Поэтому применяем радиальные шарикоподшипники (таблица А.7), параметры которых сведем в таблицу А.10.

Выбор способа смазки передачи и подшипников

Зубчатая цилиндрическая передача в горизонтальном редукторе смазывается жидким маслом методом окунания колеса в масляную ванну, роль которой играет корпус редуктора. Подшипники смазываются масляным туманом (случай 1) от разбрызгивания этого же масла, если величина окружной скорости в зацеплении зубчатых колес V больше или равна 2,5 м/с (см. пункт 2.2.). В противном случае подшипники смазываются пластичной смазкой (случай 2), а подшипниковые узлы изнутри закрываются мазеудерживающими кольцами для предотвращения вымывания пластичного смазочного материала жидким, применяемым для смазывания зацепления. Мазеудерживающее кольцо вращается вместе с валом и имеет две - четыре круговые или винтовые канавки треугольного сечения; зазор между кольцом и корпусом 0,1…0,3 мм (на чертежах не показывается); выход за торец корпуса С = 1…2 мм. Ширина мазеудерживающего кольца b и ширина его буртиков выбираются конструктивно в зависимости от размеров редуктора.

Выбор крышек подшипников узлов и уплотнений

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора и осевой фиксации подшипников применяются крышки. Они изготавливаются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов - торцовые (таблицы А.11 и А.12) и врезные (таблица А.13). Те и другие изготавливаются в двух исполнениях - глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника D.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги, в крышках с отверстием для выходного конца вала размещается уплотнение. Наиболее широко применяются резиновые армированные манжеты (таблица А.14), размеры которых выбираются по диаметру вала под уплотнение d = d_У1 илиd_У2. Манжета может иметь пыльник (исполнение 2).

Во время работы привода происходит нагрев деталей и масла, что приводит к линейному удлинению валов редуктора. Для компенсации этого расширения предусматривают осевой зазор в подшипниковых узлаха = 0,2…0,5 мм, который на чертежах общего вида не показывается. При применении торцовых крышек регулировка осевого зазора производится с помощью набора металлических прокладок (рисунок 15, а, в), который устанавливается под фланец крышки. При применении врезных крышек регулировка осевого зазора производится с помощью компенсирующих колец (рисунок 15, б, г), которые устанавливаются между торцами наружных колец подшипников и крышек.

Торцовые крышки подшипниковых узлов крепятся к корпусу редуктора с помощью потайных винтов (таблица А.15), а для того, чтобы не было их самоотвинчивания при вибрации, под головки винтов могут подкладываться пружинные шайбы (таблица А.16).

Графическая часть эскизной компоновки редуктора

Графическая часть эскизной компоновки проводится на миллиметровой бумаге формата А1 в масштабе 1:1 и содержит вид сверху горизонтального редуктора с разрезом по осям валов.

Выполнение эскизной компоновки проводится несколькими этапами.

На первом этапе откладывается межосевое расстояние и вычерчивается зубчатая цилиндрическая передача, размеры которой получены в пункте 2.2.

На втором этапе прочерчивается граница внутренней стенки редуктора на расстоянии X = 8…12 мм от элементов зубчатой цилиндрической передачи. Со стороны шестерни предварительное значение размера , мм, определяется по формуле

(56)

где D-диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала, мм, (таблица А.10).

На третьем этапе вычерчиваются ступени валов на соответствующих осях по диаметральным размерам, полученным в проектном расчете валов (пункт 2.4.). Длины участков валов L₁, L₂, L₃, L₄,L₅, L₆, L₇, L₈ , мм, получаются из следующих рассуждений:

L₁ - длина участка вала под полумуфту, которая равна

L₁=1,5?40=60мм(57)

где - диаметр выходного участка вала, мм;

L₂, L₆ - длины участков валов под крышку с уплотнением и подшипник, которые рассчитываются по зависимости

L₂=46мм, L₆=40мм(58)

где B - ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица А.10);

H- ширина соответствующей крышки, мм, (таблица А.12);

L₃, L₇ - длины участков валов, находящихся внутри корпуса редуктора.

Они определяются по зависимости

L₃=L₇=91мм(59)

где - ширина шестерни, мм, (пункт 2.2.);

L₄, L₈ - длины участков валов под подшипник, которые определяются по формуле

L₄=25мм, L₈=31мм(60)

где - ширина соответствующего подшипника, мм, (таблица А.10).

2.6 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала

Размеры участков тихоходного вала получены после эскизной компоновки редуктора (пункт 2.5.5).

Рассмотрим вертикальную плоскость YAX (рисунок

Определим реакции в опорах

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления.

Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точкеВ изгибающий момент равен



В точке К изгибающий момент равен

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок …..)

Максимальное значение изгибающего момента в вертикальной плоскости, Н мм, (рисунок ….) равно

Рассмотрим горизонтальную плоскость ZAX (рисунок ….).

Определим реакции в опорах .

Решая последнее уравнение относительно реакции , получим

Знак минус означает, что реакция направлена в противоположную сторону от принятого направления.



Определим изгибающие моменты в сечениях вала.

В точкеВ изгибающий момент равен

В точкеК изгибающий момент равен

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок …..).

Максимальное значение изгибающего момента в горизонтальной плоскости, Н мм, (рисунок ….) равно

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов, Н мм, (рисунок ….) по зависимости

(61)

В точкеВ суммарный изгибающий момент равен

В точкеК суммарный изгибающий момент равен



На участке вала от точкиК до конца выходного участка (рисунок …..) действует также и крутящий момент Т₃ =464800 Нмм, эпюра которого показана на рисунке …..

Рисунок 1



2.7 Проверка подшипников на долговечность

Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала.

В опоре А (рисунок ….) суммарная реакция , Н, равна

(62)

В опоре В (рисунок ….) суммарная реакция , Н, равна

(63)

Выбранные в пункте 2.5.2. подшипники для тихоходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опораВ, радиальная сила в которой равнаДолговечность выбранных шарикоподшипников L_h, ч, определяется по формуле[4]

(64)

где = 293 мин-¹- частота вращения тихоходного вала;

= 35100 Н - динамическая грузоподъемность подшипника тихоходного вала, определенная в пункте 2.5.2. (таблица А.10);

- приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружения определяется по зависимости[4]



(65)

где V- коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипникаV = 1[4];

C_p = 1,2 - коэффициент режима нагрузки (таблица А.17);

K_T - температурный коэффициент. Если при работе редуктор не нагревается выше 100⁰, то можно принять K_T = 1[4].

Приведенная нагрузка по формуле (65) равна

Долговечность подшипника по формуле (64) равна

Расчетная долговечность подшипника должна быть не меньше допускаемой[4]. Расчетная долговечность подшипников меньше допускаемой, поэтому выбираем более тяжелую серию подшипника 301 и корректируем расчет. Долговечность подшипника тяжёлой серии 301 по формуле (64) равна

2.8 Проверочный расчет тихоходного вала

Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала



(66)

где s, [s] - расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности ([s]= 2,5 … 3,0 для валов общего назначения).

Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опореВ (рисунок 17). Также опасным может оказаться сечение под колесом.

Расчетный коэффициент запаса прочности равен[4]

(67)

где - коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам[4]

(68)

где - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение: _т =750 МПа, _В = 900 МПа[4, с. 88]. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям[4, с. 297]

(69)



- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице А.18. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров (рисунок 13): t/r = 3/1,0 = 3; r/d = 1/50 = 0,02. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициенты интерполированием по данным таблицы А.18

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале = 0,9 … 1,0[4];

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы19

- амплитуды циклов напряжений, МПа;

- средние значения циклов напряжений, МПа;

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

(70)

где - максимальный изгибающий момент, Нмм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок ….);

- момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом

(71)

где - диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице А.20.

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное), поэтому амплитуда цикла , МПа, определится по формуле

Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

(72)

где - крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 1);

- полярный момент сопротивления сечения, мм³, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом

(73)



где - диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в таблице А.20.

Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала - сплошное), для которого

Коэффициенты выбираются из ряда[4]

в, МПа	550	750	1000
	0,05	0,075	0,10
	0	0,025	0,05

Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равныпо формулам (68)

Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле (67)

Расчетный коэффициент запаса прочности равен допустимому по условию (66), значит, вал работоспособен.



2.9 Выбор шпонок и проверка их на прочность

Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d(таблица А.20). Длина шпонки выбирается на 5…10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом деталииз стандартного ряда, приведенного в таблице А.20. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности

(74)

где -расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле

(75)

где - вращающий момент, Нмм, передаваемый валом;

- размеры соединения, мм, (таблица А.20);

- расчетная длина шпонки, мм, (таблица А.20), которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна

(76)

-допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 … 120 МПа[4]

Для диаметра тихоходного вала под колесом d_к = 60 мм по таблице А.20 выбираем сечение шпонки bxh = 18 мм x 11 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t₁ = 7 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 90 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (85): мм.

Проверим выбранную шпонку на смятие

Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.

Для диаметра быстроходного вала под полумуфтой d_b1 = 40 мм по таблице А.20 выбираем сечение шпонки bxh = 12 мм x 8 мм. Глубина шпоночного паза в быстроходном валу редуктора t₁ = 5,0 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 60 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (76)

Проверим выбранную шпонку на смятие

Видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.

Для выходного конца тихоходного вала под шестернёй 3 d_В2 = 48 мм по таблице А.20 выбираем сечение шпонки bxh = 14 мм x 9 мм. Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t₁ = 5,5 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 80 мм. Выбираем длину шпонки . Тогда по зависимости (76)



Проверим выбранную шпонку на смятие

Видим, что условие (74) не выполняется, то применяем две, диаметрально расположенных шпонки, и вводим поправочный коэффициент К=0,75

Действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная конструкция шпоночного соединения работоспособна.

3. ОХРАНА ТРУДА И ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При выполнении курсового проекта предусмотрены мероприятия, обеспечивающие безопасные условия труда при изготовлении, монтаже и эксплуатации привода ленточного конвейера. Проектные и проверочные расчеты закрытой и открытой передач, их элементов, валов и соединений гарантируют условия статической и усталостной прочности деталей, создание необходимых запасов прочности. При подборе асинхронного электродвигателя обеспечено условие, при котором затрачиваемая мощность не превышает номинальную мощность двигателя; расчетный вращающий момент принятого типоразмера муфты меньше предельно допускаемого момента; расчетные технические ресурсы подшипников редуктора выше нормативных значений.

В конструкции редуктора предусмотрены необходимые регулировки подшипников и зубчатого (червячного) зацепления, герметичность корпуса. Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применены проушины на крышке и крюки на основании корпуса редуктора. Принятая конструкция маслоуказателя позволяет доступно и просто контролировать уровень масла в картере. Сорт масла и способы смазки подшипников качения и зацепления назначены с учетом условий работы и конструктивной особенности редуктора, обеспечивая тем самым надежную работу привода. Безопасной эксплуатации привода способствует требование обязательного заземления электродвигателя и рамы. Во избежание несчастного случая обязательному ограждению подлежит открытая ременная (цепная) передача, соединительная муфта.

При установке конвейера с приводной станцией в производственном помещении необходимо обеспечить их удаление от стен и проходов на расстояния, регламентированные нормативами. Обслуживающий персонал должен быть проинструктирован по технике безопасности на рабочем месте.

4. СТАНДАРТИЗАЦИЯ

привод цепной конвейер электродвигатель

Стандартизацией называется установление и применение обязательных норм, правил, примеров, технических и качественных характеристик, которым должны соответствовать изделия.

Стандарт - нормативно-технический документ по стандартизации, устанавливающей комплекс требований к объектам стандартизации.

Курсовой проект выполнен в соответствии с единой системой конструкторской документации (ЕСКД), чем обеспечивается единство требований к выполнению и оформлению конструкторской документации: пояснительной записки, чертежей общего вида эскизного и технического проектов, чертежей деталей.

При выполнении расчетов используются стандарты:

- ГОСТ 1050-74. Качественные углеродные стали.

- ГОСТ 4543-71. Легированные стали.

- ГОСТ 21354-87. Расчеты на прочность цилиндрической зубчатой передачи.

- ГОСТ 9563-80. Модули эвольвентных зубчатых передач.

- ГОСТ 2185-80. Основные параметры цилиндрических передач.

- ГОСТ 25301-82. Основные параметры цилиндрических редукторов.

- ГОСТ 27142-86. Основные параметры конических редукторов.

- ГОСТ 19650-74. Основные параметры червячной передачи с цилиндрическим червяком.

- ГОСТ 1284.1-80... ГОСТ 1284.3-80. Клиновые ремни.

- ГОСТ 20898-80. Шкивы.

- ГОСТ 13568-75. Приводные роликовые цепи.

- ГОСТ 23360-78. Призматические шпонки.

- ГОСТ 6636-69. Нормальные линейные размеры.

- ГОСТ 19523-81. Асинхронные электродвигатели серии 4А.

- ГОСТ 8338-75. Шарикоподшипники радиальные однорядные.

- ГОСТ 333-79. Роликоподшипники конические однорядные.

При оформлении пояснительной записки были использованы стандарты:

- ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам.

- ГОСТ 2.106-96. Текстовый документ.

- ГОСТ 2.104-68. Основные подписи.

СТП 053.-2.12.-93. Курсовое проектирование, общие требования.

СТП 053-2.10-95. Дипломные проекты (работы). Общие требования и правила оформления.

При выполнении чертежей использованы стандарты:

- ГОСТ 2.107-68. Основные требования к рабочим чертежам.

- ГОСТ 2.109-73. Правила выполнения чертежей деталей, сборочных общих видов, габаритных и монтажных.

- ГОСТ 2.119-73. Эскизный проект.

- ГОСТ 2.120-73. Технический проект.

- ГОСТ 2.301-68...ГОСТ 2.305968. Формы, масштабы, линии, шрифты чертежей, изображения-виды, размеры, сечения.

- ГОСТ 2.307-68. Нанесение размеров и предельных отклонений.

- ГОСТ 2.309-73. Обозначение шероховатости поверхностей.

- ГОСТ 2.316-68. Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.

- ГОСТ 2.403-75. Правила выполнения расчетных чертежей цилиндрических зубчатых колес.

- ГОСТ 2.405-75. Правила выполнения рабочих чертежей конических зубчатых колес.

- ГОСТ 2.406-76. Правила выполнения рабочих чертежей цилиндрических червяков и червячных колес.

- ГОСТ 2.408-68. Правила выполнения рабочих чертежей звездочек приводных роликовых цепей.

- ГОСТ 25346-82. Единая система допусков и посадок, общие положения, ряды допусков и основных отклонений.

- ГОСТ 25347-82. Единая система допусков и посадок. Поля пропусков и рекомендуемые посадки.

- ГОСТ 7808-70. Болты.

- ГОСТ 2524-70. Гайки.

- ГОСТ 6402-70. Шайбы пружинные.

- ГОСТ 8752-79. Манжеты резиновые армированные.

- ГОСТ 3129-70. Штифты конические.

- ГОСТ 18511-73. Крышка торцовая глухая.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В ходе проектирования привода цепного конвейера выполнены выбор типоразмера электродвигателя, проектные и проверочные расчеты передач привода, валов редуктора, расчет и выбор подшипников качения, шпоночных соединений цепной муфты. Даны рекомендации по сорту масла и смазке зубчатого зацепления и подшипников, по выбору посадок деталей редуктора, монтажу редуктора. Выполнены чертежи общего вида эскизного и технического проектов горизонтального цилиндрического редуктора, муфты, рабочие чертежи тихоходного вала и колеса. На стадии проектирования предусмотрены некоторые меры по обеспечению безопасной эксплуатации привода, применены стандартизация и унификация деталей и их элементов. Полученные результаты обеспечивают работоспособность и надежность конструкции привода.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Методические указания к выполнению расчетно-графической работы и раздела курсового проекта «Кинематический и силовой расчет механического провода» / Сост.: С.Б. Бережной, В.Г. Сутокский, В.В. Посохов; Кубанский гос. технол. ун - т. Каф.технической механики.- Краснодар: Изд - во КубГТУ, 1996. - 35 с.

2. Методические указания к практическим занятиям по технической механике / Сост.: В.В. Китаин, Р.В. Азнаурян, С.А. Метильков и др.; Кубанский гос. технол. ун - т. Каф.технической механики. - Краснодар: Изд- во КубГТУ, 1996. - 88 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград: Янтарный сказ, 1999. -455 с.

4. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. - М.: Машиностроение, 1984. - 558 с.

5. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Высшая школа, 1998. - 447 с.

6. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов вузов / Под ред. В.А. Финогенова. - 7-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 2000. - 383 с.

7. Скойбеда А.Т. Детали машин и основы конструирования / А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик. - Минск: Высшая школа, 2000. - 584 с.

8. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя. В 3-х томах - М.: Машиностроение, 1982.

9. СТП 053-2.10-95 Дипломные проекты (работы). Общие требования и правила оформления; Кубанский гос. технол. ун - т. Краснодар: Изд - во КубГТУ, 1995. - 20 с.

10. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2001. - 559с.



Стандарты

ЕСКД. Основные положения. ГОСТ 2.101.-68...ГОСТ 2.109-68;

ЕСКД. Общие правила выполнения чертежей. ГОСТ 2.301-68...ГОСТ 2.316-68;

ЕСКД. Правила выполнения чертежей различных изделий. ГОСТ 2.403-75; ГОСТ 2.405-75; ГОСТ 2.406-76; ГОСТ 2.408-68; ГОСТ 2.409-74.

ПРИЛОЖЕНИЕ А

(справочное)

Таблица А.1 - Значения КПД элементов механического привода [4]

Элемент привода
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача Цепная передача Ременная передача Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара)	0,96...0,98 0,93...0,96 0,94...0,97 0,98...1,00 0,99...0,995

Таблица А.2 - Двигатели асинхронные короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения; закрытые, обдуваемые. Технические данные по ГОСТ 19523 - 81

2,2	4А80В2У3	2870	4А90L4У3	1425	4А100L6У3	950	4А112МА8У3	705
3,0	4А90L2У3	2870	4А100S4У3	1435	4А112МА6У3	955	4А112МВ8У3	705
4,0	4А100S2У3	2900	4А100L4У3	1430	4А112МВ6У3	950	4А132S8У3	720
5,5	4А100L2У3	2900	4А112М4У3	1445	4А132S6У3	970	4А132М8У3	720
7,5	4А112М2У3	2925	4А132S4У3	1455	4А132М6У3	970	4А160S8У3	730
11,0	4А132М2У3	2930	4А132М4У3	1460	4А160S6У3	975	4А160М8У3	730
15,0	4А160S2У3	2940	4А160S4У3	1465	4А160М6У3	975	4А180М8У3	730
18,5	4А160М2У3	2940	4А160М4У3	1470	4А180М6У3	975	4А200М8У3	730
22	4А180S2У3	2940	4А180S4У3	1470	4А200М6У3	975	4А200L8У3	730



Таблица А.3 - Рекомендуемые значения передаточных чисел и механических передач [3, с. 45]

Вид передачи	Твердость зубьев	Рекомендуемый интервал u	uмах
Зубчатая цилиндрическая одноступенчатого редуктора	Любая	2,0....6,3	8,0
Цепная	-	2,0....4,0	-
Ременная	-	2,0....3,0	-

Таблица А.4 - Выбор электродвигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Номинальная частота вращения, Nном, мин-1	Общее передаточное число привода Uобщ= nном/n4
4А160М2У3 4А160М4У3 4А180М6У3 4А200М8У3	18,5	2940 1470 975 730	26,73 13,36 8,86 6,64

Таблица А.5 - Значения К_HV2 - коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях

Степень точности	Окружная скорость V, м/с
	1	2	4	6	8	10
7	-	-	-	1,21	1,29	1,36
8	-	1,08	1,16	1,24	-	-
9	1,05	1,1	-	-	-	-



Таблица А.6 -Двигатели серии 4А. Основные размеры

Тип двигателя	Число полюсов	Размеры, мм, для двигателей исполнения IM 1081
		d30	l1	l30	d1	l10	l31	d10	b10	h31	b1	h1	h10
80B	2,4, 6,8	186	50	320	22	100	50	10	125	218	6	6	10
90L		208		350	24	125	56		140	243	8	7	11
100S		235	60	362	28	140	63	12	160	263			12
100L				392			70
112M		260	80	452	32		70		190	310	10	8
132S		302		480	38		89		216	350			13
132M				530		178
160S	2	358	110	624	42		108	15	254	430	12		18
	4,6,8				48						14	9
160M	2			667	42	210					12	8
	4,6,8				48						14	9
180S	2	410		682	48	203	121		279	470	14	9	20
	4,6,8				55						16	10
180M	2			702	48	241					14	9
	4,6,8				60						16	10
200M	2	450		760	55	257	133	19	318	535	16	10	22
	4,6,8		140	790	60						18	11
200L	2		140	800	55	305					16	10
	4,6,8		140	830	60						18	11

Примечание: Размер h включён в обозначение типа двигателя; например, у двигателя 4A 100Sh=100 мм; у двигателя 4A 200Mh=200мм.



Таблица А.7 - Подшипники шариковые радиальные однорядные(ГОСТ 8338-75)

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, kH
	d	D	B	r	C	Co
Лёгкая серия
205	25	52	15	1,5	14,0	6,95
206	30	62	16	1,5	19,5	10,0
207	35	72	17	2	25,5	13,7
208	40	80	18	2	32,0	17,8
209	45	85	19	2	33,2	18,6
210	50	90	20	2	35,1	19,8
211	55	100	21	2,5	43,6	25,0
212	60	110	22	2,5	52,0	31,0
213	65	120	23	2,5	56,0	34,0
214	70	125	24	2,5	61,8	37,5
215	75	130	25	2,5	66,3	41,0
216	80	140	26	3	70,2	45,0
217	85	150	28	3	89,5	53,0
218	90	160	30	3	95,6	62,09
219	95	170	32	3,5	108,0	69,5
Средняя серия
305	25	62	17	2	22,5	11,4
306	30	72	19	2	29,1	14,6
307	35	80	21	2,5	33,2	18,0
308	40	90	23	2,5	41,0	22,4
309	45	100	25	2,5	52,7	30,0
310	50	100	27	3	61,8	36,0
311	55	120	29	3	71,5	41,5
312	60	130	31	3,5	81,9	48,0
313	65	140	33	3,5	92,3	56,0
314	70	150	35	3,5	104,0	63,0
315	75	160	37	3,5	112,0	75,2
316	80	170	39	3,5	124,0	80,0
317	85	180	41	4	133,0	90,0
318	90	190	43	4	143,0	99,0
319	95	200	45	4	153,0	110,0



Таблица А.8 - Значения высоты перехода t, ориентировочного радиуса подшипника rи величины фаски fот диаметра вала d

Диаметр вала d, мм	20 … 30	35 … 45	50 … 55	60 … 80	85
t, мм	2	2,5	3	3,5	4
r, мм	2	2,5	3	3,5	4
f, мм	1	1,2	1,6	2	2,5
Примечание: радиус r приведен для подшипников средней серии, для легкой серии он имеет несколько меньшее значение.

Таблица А.9 - Размеры канавок, мм

Диаметр вала d	Св. 20 … до 50	Св. 50 … до 100	Свыше 100
Ширина канавки b	3,0	5,0	8,0
Высота канавки h	0,25	0,5	0,5
Радиус перехода r	1,0	1,6	2,0

Таблица А.10 - Выбор радиальных шарикоподшипников

Наименование вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B	R	С	С0
Быстроходный	309	45	100	25	2,5	52,7	30,0
Тихоходный	310	50	130	31	3.5	87,1	52.0
Ведущий транспортёра	215	75	130	25	2,5	66,3	41,0



Таблица А.11 - Крышки торцовые глухие (ГОСТ 18511-73)

Примечание: Пример условного обозначения глухой крышки типа 2 исполнения 1, диаметром D=62мм:

Крышка 21-62 ГОСТ 18511-73



Таблица А.12 - Крышки торцовые с отверстием для манжетного уплотнения (ГОСТ 18512-73)

Примечания: 1 Диаметр отверстия в крышке определяется по соответствующему диаметру вала или втулки.

2 Пример условного обозначения крышки диаметром D=68мм с диаметром вала или втулки 35мм: Крышка 12-68x35 ГОСТ 18512-73



Таблица А.13 - Крышки врезные с отверстиями и глухие

Примечания: 1 Размеры под манжетное уплотнение по таблице А.12.

2 Диаметр отверстия в крышке определяется по соответствующему диаметру вала или втулки.



Таблица А.14 - Резиновые армированные манжеты для валов(ГОСТ 8752-79)

Примечание: Пример условного обозначения манжеты типа 1 для вала диаметром d=30мм с наружным диаметром D₁=52мм:

Манжета 1-30x52 ГОСТ 8752-79



Таблица А.15 - Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением “под ключ” класса точности A (ГОСТ 11738-84)

Примечание: 1. Размер в указанных пределах брать из следующего ряда чисел: 8, 10, 12, 14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45. 50. 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100, 110, 120, 130, 140, 150.

Таблица А.16 - Шайбы пружинные (ГОСТ 6402-70)



Таблица А.17 - Значения поправочных коэффициентов С

- коэффициент угла обхвата ведущего шкива
1, град.	180	170	160	150	140	130	120
	1,0	0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,82
коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L0 (таблица 11)
L / L0	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4
	0,82	0,89	0,95	1,0	1,04	1,07
коэффициент передаточного отношения
	1,0	1,25	1,5	1,75	2,0	2,25	2,5	2,75	3,0
	1,0	1,08	1,1	1,115	1,125	1,13	1,135	1,138	1,14
коэффициент режима нагрузки
Характер Нагрузки	Спокойная	Умеренные колебания	Значительные колебания	Ударная
	1 … 1,2	1,1 … 1,3	1,3 … 1,5	1,5 … 1,7
коэффициент числа ремней
Z	1	2 … 3	4 … 6	6
	1	0,95	0,9	0,85
- коэффициент влияния центробежных сил
Сечение	А	Б	В	Г
	0,1

Подобные документы

• Проектирование привода цепного конвейера

  Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
  
  курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
  
  курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010
  

• Привод цепного конвейера

  Проект одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода цепного конвейера. Расчет клиноременной и цепной передач, зубчатых колес, валов; компоновка редуктора, кинематические и силовые характеристики.
  
  курсовая работа [680,5 K], добавлен 23.10.2011
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
  
  дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Кинематический 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 18.03.2014
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала.
  
  курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010
  

• Привод цепного конвейера

  Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода, тихоходной и быстроходной ступеней. Конструирование элементов передач привода, компоновка редуктора, смазывание и смазочные устройства. Выбор типов подшипников качения и скольжения, схем установки.
  
  курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.09.2010
  

• Привод цепного конвейера

  Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.
  
  курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010
  

• Привод цепного конвейера

  Проектирование привода цепного контейнера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Червячный редуктор, зубчатая передача, валы и корпус редуктора. Основные этапы компоновки и сборки редуктора, посадки его основных деталей. Выбор сорта масла.
  
  курсовая работа [830,6 K], добавлен 29.11.2011
  

• Привод цепного конвейера

  Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Муфта упругая с резиновым элементом. Подбор подшипников качения по долговечности. Расчет валов на выносливость, шлицевых и шпоночных соединений. Выбор типа смазки для передач и подшипников.
  
  курсовая работа [710,4 K], добавлен 27.06.2011
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам