Проектування приводу стрічкового конвеєра
МУКАЧІВСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
Факультет економіки, управління та інженерії
КАФЕДРА ПРОЕКТУВАННЯ ВЗУТТЯ І
МЕХАНІКО-ТЕХНОЛОГІЧНИХ ПРОЦЕСІВ
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
з курсу
"Деталі машин"
на тему:
Проектування приводу стрічкового конвеєра
КП.Д.М.ІМ-31-15.00.005 КП
Виконала:
студент гр. ІМ-31 Попович І. В.
залікова книжка №011042
Перевірив:
к.т.н., доц. Габовда О. В.
Мукачево 2015
МУКАЧІВСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
Факультет економіки, управління та інженерії
КАФЕДРА ПРОЕКТУВАННЯ ВЗУТТЯ І
МЕХАНІКО-ТЕХНОЛОГІЧНИХ ПРОЦЕСІВ
РОЗРАХУНКОВО-ПОЯСНЮВАЛЬНА
ЗАПИСКА
до курсового проекту
з дисципліни
"Деталі машин"
на тему:
Проектування приводу стрічкового конвеєра
КП.Д.М.ІМ-31-15.00.005 КП
Виконала:
студент гр. ІМ-31 Попович І. В.
залікова книжка №011042
Перевірив:
к.т.н., доц. Габовда О. В.
Мукачево
2015
- Кінематичний розрахунок приводу
Вибираємо двигун на основі потужності на виході, тобто на барабані.
- Визначаємо крутний момент на барабані:
- T4 = Ft де: Ft – колова сила; D – діаметр барабана;
T4 = 4,4 150 = 660 кН мм
Визначаємо кутову швидкість на 4 валу:
w – кутова швидкість на четвертому валу
v = w ; w4 = = = 7, 33 с-1
Визначаємо частоту обертання на четвертому валу:
n – частота обертання
n4 = = = 70
Визначаєме потужність, необхідну на четвертому валу Р4 :
Р4 = Т4 w4 = 660 Hм 7,33 с-1 = 4837,8 = 4,84 кВт.
- Розраховуємо третій вал
Розраховуємо потужність електородвигуна
Рдв = де заг = муф. зуб2 ланц підш3 де
муф = 0,98 – ККД муфти, вибирається з таблиці,
зуб = 0,97 - ККД зубчастої циліндричної передачі;
ланц = 0,92 – ККД ланцюгової передачі;
підш – ККД підшипника, табличні значення. Ми маємо три пари підшипників.
заг = 0,98 0,972 0,92 0,993 = 0,82;
Рдв = = 5,9 кВт;
Вибираємо електродвигун за ТУ16-525.564-84; Потужність 7,5 кВт; серії АИР; типу 132S4.
Аналізуємо параметри двигунів такого типу з асинхронною частотою nдвиг = 1440 хв-1; ізаг = = = 20,57;
На основі цього визначаємо загальне передаточне число передачі. Користуючись рекомендованими значеннями передаточних чисел, розбиваємо загальне передаточне число на передатні числа окремих ступенів приводу.
ішвидкох = 3; ітих = 3,42;
визначаємо : іланц = = 2;
Визначаємо частоту обертання кожного валу
n1 = nдв = 1440 хв-1
Перший вал обертається з такою ж астотою що і двигун
n2 = хв -1
На третім валу – тихохідний
n3 = = = 140 хв-1
n4 = 70 хв-1 – на четвертому валу
n4 = = = 70 хв-1
Визначаємо кутову швидкість на кожному валу
w1 = = = 150,7 c-1
w2 = = = 44,06 c-1
w3 = = = 14,65 c-1
w4 = = = 7,33 c-1
Визначаємо потужності:
на першому валу
P1 = Рдв муф = 7,5 0,98 = 7,35 кВт
Р2 = Р1 зубпідш2 = 7,35 0,97 0,992 = 6,99 кВт
Р3 = Р2 зуб підш = 6,990,97 0,99 = 6,71 кВт
Р4 = Р3 ланц = 6,71 0,92 = 6,17 кВт
Визначаємо крутні моменти на валок
Т1 = = = 48,77 Hм
T2 = = = 158,65 Hм
Т3 = = = 458 Hм
Т4 = = = 841,75 Hм
Перевірка:
Т1= = = 49,9
- Розрахунок передач
Розрахунок тихохідного ступеня редуктора
Вихідні дані:
- Тихохідна передача:
Дано: Т2 = 158,65 Нм, Т3 = 458 Нм, w2 = 44,06 c-1, w3= 14,65 c-1,
n2 = 421хв-1, n3 =140 хв-1;
Тип приводу не реверсивний; Строк служби редуктора 5 років;
Розрахунок:
- Вибір матеріалу, термообробки:
Для шестерні: сталь 40хН – твердість поверхні НВ 230…300
В = 850 МПа – границя міцності;
Т = 600 МПа – границя текучості;
Для колеса: сталь 45 – термообробка поліпшення .
НВ = 192…240 – твердість поверхні.
В = 750 МПа - границя міцності;
Т = 450 МПа – границя текучості;
Визначаємо допустимі контактні напруження. Розраховуємо базову кількість циклів для колеса і шестерні.
Шестерня: NHG2 = 30
NHG2 = 302652,4 = 19,63 106 – циклів
Для колеса: NHG3 = 30 = 30 2162,4 = 12,02 106 – циклів
Визначаємо добовий еквівалентний час роботи передачі
- tHE = ( t + t’ ( ) Kдоб
- tHE = ( 0,5 24 + 0,524 0,63) 0,6 = (12 + 2,59) 0,6 = 8,75 год.
L – кількість робочих років.
ТНЕ – кількість робочого часу за весь строк служби;
g = 365 Kрічн = 365 0,85 = 310 – кількість робочих днів у році;
ТНЕ = tHE g L = 8,75 310 5 = 13563 год – кількість годин, які буде працювати привід за весь час служби.
Еквівалентне число циклів навантаження за весь термін служби передачі.
- Для шестерні NHE2 = 60 n2 THE – циклів.
NHE2 = 60 421 13563 = 342,6 106
- Для колеса NHE3 = 60 n3 THE = 60 140 13563 = 113,92 106
Порівнюємо NHE2, NHE3 з NHG2, NHG3
Якщо NHE>NHG то приймаємо МПа за 1 із формули
[н] = [н]lim МПа
Тому [ н] = [ н]lim
[н] - допустиме контактне напруження
[н]lim = - допустиме граничне напруження
нlim – гранична контактна витривалість робочої поверхні зубів.
Sн - коефіцієнт безпеки.
Sн 1,1 для нормалізації і поліпшення
Для шестерні нlim2 = 2HB2 + 70 = 2 265+ 70 = 600
Для колеса Hlim3 = 2HB3 + 70 = 2 216 + 70 = 502
[Н]lim = ;
[H]lim2 = = 545,45 МПа
[H]lim3 = = 456,36 МПа
Якщо коефіцієнт дорівнює 1 то
[H] = [ H]lim3 = 456 МПа
Визначаємо допустимі напруження на згин
[F] =
– коефіцієнт довговічності при згині
m = 6 з твердістю НВ 350
NFG – базова кількість циклів
NFG2-3 = 4 106 - циклів.
Визначаємо добовий еквівалентний час роботи передачі
Де mF = 6, Kдоб = 0.6
tFE = ( t + t’ ()
tFE = ( 0,5 24 + 0,5 24 ) 0,6 = 12,56 0,6 = 7,54 год.
TFE – кількість усього робочого часу за строк служби
TFE = tFE g L = 7,54 310 5 = 11687 год.
Еквівалентне число циклів навантаження зубів при розрахунку на згин за весь термін служби передачі
- Для шестерні NFE2 = 60 n2 TFE
NFE2 = 60 421 11687 = 295,2 106
- Для колеса NFE3 = 60 n3 TFE = 60 140 11687 = 98,2 106
Порівняємо NFE2 і NFG2 , NFE3 і NFG3
Оскільки NFE2 > NFG2 то коеєфіцієнт приймаємо за 1 =
Тоді [F] =
Flim2 = 1,8 HBср = 1,8 256 = 477 МПа
Flim3 = 1,8 НВср = 1,8 216 = 389 МПа
SF = 1,7 – коефіцієнт запасу міцності для сталі
[F]2 = = 280,6 МПа
[F]3 = = 229 МПа
Максимальне допустиме контактне напруження при пусковому навантаженні
[Hmax] = 2,8 T
Т – текучості
[Нmax2] = 2,8 600 = 1680 МПа
[ Нmax3] = 2,8450 = 1260 МПа
Максимальні допустимі напруження на згин при пусковому перенавантаженні.
[Fmax]2 = 4,8 HB2 = 4,8 265 = 1272 МПа
[Fmax]3 = 4,8 HB3 = 4,8 216 = 1036,8 МПа
- Проектний розрахунок міжосьової відстані закритих циліндричних передачах
aw = Ka (u+1) 
- коефіцієнт ширини зубчастого вінця по міжосьовій відстані
= 
bd = 0,8 – при несиметричному розташуванні коліс по відношенню до опор.
ba =
Ka =495 МПа1/2
KHB – коефіцієнт нерівномірних напружень
КНВ = 1 + (КНВ0 – 1) КНV
KHB0 = 1,05 – вибираємо взалежності від bd із схеми передач і твердості поверхні зубів
КHV – знаходимо через швидкість
Для визначення колової швидкості визначається попереднім значенням міжосьової відстані
аw = K (u+1)
K = 10 – вибираємо взалежності від поверхневої твердості зубів
аw = 10 (3,42 +1) = 44,42 3,59 = 159 – попереднє значення.
V= ;
V =
KHV = 0,45 – знаходимо з таблиці.
Знайшовши аw знаходимо m –модуль зачеплення
Розраховуємо міжосьову відстань
KHB = 1+ (1,05 -1) 0,45 = 1,0225
aw = 495 (3,42+1) = 178
m = (0,01…0,02) 178 = 1,8…3,6
Вибираємо із запропонованого діапазону m = 3
b2 – коефіцієнт ширини на міжосьову відстань
b2 = ba aw = 0,4 180 =72 мм
знаходимо сумарне число зубів
zs =
Знаходимо число зубів шестерні
z1 =
число зубів колеса
z2 = z1u = 27 3,42 = 93
фактичне передаточне число
uсер= = 3,44
Попереднє значення наближене до заданого
d1 = m z1 = 3 27 = 81
d2 = m z2 = 3 93 = 279
Перевірка
aw = ;
2.1.3
Н =zH zM zE КНВ КНV
zH = 1,75;
zE – коефіцієнт сумарної довжини контактної лінії
zE = 0.755; zМ = 275;
Н =1,75 2750,755
5 % ;
Розрахунок зубів колеса на згин
F = ;
KF = KFB KFV = 1,07 1,28 =1,4;
KVF і KFB – довідникові значення;
YF = 3,6;
F3 = [ F] = 229 МПа;
Розрахунок зубів на перенавантаження
Нmax = Н [Нmax]
Fmax = F [Fmax]
Нmax = 446 1,48 = 660 [Нmax]
Fmax = 86 2,2 = 189,2 [Fmax]
Знаходимо сили зачеплення для прямозубої передачі
Ft = - колова сила в зачепленні;
Радіальна сила Fr = =
Розрахунок косозубої передачі
Дано: Т1 = 48,77 Нм, Т2 = 158,65 Нм, w1 = 150,7 c-1
w2 = 44,06 c-1;
Випуск крупносерійний; строк служби редуктора 5 років;
Розрахунок:
Еквівалентне число циклів навантаження за весь час служби передач.
- Для шестерні NHE1 = 60 n1 THE = 60 1440 13563 = 117,2
- Для колеса NHE2 = 60 n2 THE = 60 421 13563 = 342,6 106
Порівнюємо NHE1 і NHE2 з NHG1 і NHG2
NHE1 NHG1 тому із формули [н] = [н]lim МПа
= 1. Отже [н] = [н]lim
[н] - допустиме контактне напруження
[н]lim = - допустиме граничне напруження
нlim – гранична контактна витривалість робочої поверхні зубів.
Sн - коефіцієнт безпеки.
Sн 1,1 для нормалізації і поліпшення
Для шестерні нlim2 = 2HB1 + 70 = 2 265+ 70 = 600
Для колеса Hlim3 = 2HB2 + 70 = 2 216 + 70 = 502
[Н]lim = ;
[H]lim1 = = 545,45 МПа
[H]lim2 = = 456,36 МПа
Якщо коефіцієнт дорівнює 1 то
[H]1 = [ H]lim1 = 545,45 МПа
[H]2 = [ H]lim2= 456 МПа
[H] = 0,45 ([H]1 + [H]2 ) = 451 МПа
Визначаємо допустимі напруження на згин
[F] =
– коефіцієнт довговічності при згині
m = 6 з твердістю НВ 350
NFG – базова кількість циклів
NFG1-2 = 4 106 - циклів.
Визначаємо добовий еквівалентний час роботи передачі
Де mF = 6, Kдоб = 0.6
tFE = ( t + t’ ()
tFE = ( 0,5 24 + 0,5 24 ) 0,6 = 12,56 0,6 = 7,54 год.
TFE – кількість усього робочого часу за строк служби
TFE = tFE g L = 7,54 310 5 = 11687 год.
Еквівалентне число циклів навантаження зубів при розрахунку на згин за весь термін служби передачі
- Для шестерні NFE1 = 60 n1 TFE
NFE2 = 60 1440 11687 = 101 107
- Для колеса NFE2 = 60 n2 TFE = 60 421 11687 = 295,2 106
Порівняємо NFE1 і NFG1 , NFE2 і NFG2
Оскільки NFE2 > NFG2 то коеєфіцієнт приймаємо за 1 =
Тоді [F] =
Flim1 = 1,8 HBср = 1,8 265 = 477 МПа
Flim2 = 1,8 НВср = 1,8 216 = 389 МПа
SF = 1,7 – коефіцієнт запасу міцності для сталі
[F]1 = = 280,6 МПа
[F]2 = = 229 МПа
Максимальне допустиме контактне напруження при пусковому навантаженні
[Hmax] = 2,8 T
Т – текучості
[Нmax1] = 2,8 600 = 1680 МПа
[ Нmax2] = 2,8450 = 1260 МПа
Максимальні допустимі напруження на згин при пусковому перенавантаженні.
[Fmax]1 = 4,8 HB1 = 4,8 265 = 1272 МПа
[Fmax]2 = 4,8 HB2 = 4,8 216 = 1036,8 МПа
Проектний розрахунок міжосьової відстані закритих циліндричних передачах
aw = Ka (u+1) 
- коефіцієнт ширини зубчастого вінця по міжосьовій відстані
= 
bd = 0,8 – при несиметричному розташуванні коліс по відношенню до опор.
ba = ;
Ka =430 МПа1/2
KHB – коефіцієнт нерівномірних напружень
КНВ = 1 + (КНВ0 – 1) КНV
KHB0 = 1,86 – вибираємо взалежності від bd із схеми передач і твердості поверхні зубів
КHV – знаходимо через швидкість
Для визначення колової швидкості визначається попереднім значенням міжосьової відстані
K = 10 – вибираємо взалежності від поверхневої твердості зубів
aw = K (u+1)
аw = 10 (3 +1) = 44 2,53= 111,5
– попереднє значення.
V= ;
V =
KHV = 1,06 – знаходимо з таблиці.
KHB = 1+ (1,86 -1) 1,06= 1,9
Розраховуємо міжосьову відстань
aw = 430 (3+1) = 1720 0,074 = 128 = 130
Знайшовши аw знаходимо m –модуль зачеплення
m = (0,01…0,02) 128 = 1,28…2,56
Вибираємо із запропонованого діапазону m = 2
b2 – коефіцієнт ширини на міжосьову відстань
b2 = ba aw = 0,4 130 =52 мм
Визначаємо мінімальне значення кута :
=8048’ – кут нахилу зубів.
знаходимо сумарне число зубів
zs =
Уточнюємо кут нахилу зубців:
= arcos 10,070
Знаходимо число зубів шестерні
z1 =
число зубів колеса
z2 = zs – z1 = 128 -32 = 96
фактичне передаточне число
uсер= = 3
Фактичне передатне число співпадає з попередньо прийнятим.
Визначаємо ділильні діаметри коліс:
Діаметр вершин зубів:
Діаметр шестерні - d1 = мм
Діаметр колеса - d2 = мм
Перевірка:
aw =
діаметр кіл вершин зубів:
da1 = d1 + 2m = 64,9 + 4 =68,9 мм ;
da2 = d2 + 2m = 195 +4 = 199 мм ;
Діаметр кіл западин зубів :
df1 = d1 – 2,5 m = 64,9 – 5 = 59,9 ;
df2 = d2 – 2,5 m = 195 – 5 = 190;
Сили в зачепленні:
- Колова Ft = ;
- Радіальна Fr = ;
- Осьова Fa = Ft tg = 1,63 103 0,1776 = 0,289 103;
Перевірка зубів колеса на контактні напруження:
H = zH zM zE
zH = =1,75
zM = 275H1/2;
E = (1,88 –3,2(1,837 0,9846 = 1,81;
zE = 0,7435;
bd = = ;
Перевіряємо v знаючи дані:
v = ;
v = 4,8 – швидкість зросла тому і коефіцієнт KHV = 1,11 – табличне значення.
КН – коефіцієнт нерівномірності розподілу загрузок між зубами у косозубих передачах.
КН = 1,12 – табличне значення; КН = 1,02;
КН – коефіцієнт концентрації нагрузки;
H =1,75 275 0,7433
Оскільки напруження менше допустимого більше ніж на 20%, тому ми зменшуємо ширину колеса за рахунок зменшення коефіцієнта ширини зубчастого колеса по міжосьовій відстані.
bа = 0,3.
Розрахунок зубів колеса на згин:
F
KF = KF KFv = 1,3452;
Число зубів еквівалентних колес:
KF = 1,18; KFv = 1,14;
zv1 =;
zv2 = ;
b2 =ba aw = 0,3 130 = 39= 40;
b1 – ширина зубчастого вінця шестерні; b1 = 45 мм;
YF1 = 3,8 – коефіцієнт форми зуба шестерні;
YF2 = 3,59 – коефіцієнт форми колеса;
bd = 0,6;
F2 = YF2 Y YE []F;
Y = 1 - ;
YE = 0,65 – для косозубих передач;
F2 = 3,59 0,9 0,65 = 57,54 [F]2
F1 = F2
Розрахунок зубчастої передачі на перенавантаження
Hmax = H
Fmax = F [
Розрахунок ланцюгової передачі
Вихідні дані ланцюгової передачі:
Дано: Т3 =458 Нм; Т4 =841,75 Нм; w3 = 14,65 c-1; w4 = 7,33 c-1 ;
n3 = 140 хв-1; n4 = 70 хв-1 ; іланц = u = 2;
Тип приводу нереверсивний; випуск крупносерійний; строк служби редуктора 5 років;
Розрахунок:
Кількість зубів веденої зірочки:
z2 = z1 u = 27 2 = 54;
z1 = 31 – 2u = 31 – 4 = 27;
Фактичне передаточне відношення
u = = , що не відрізняється від заданого, тому перерахунок робити недоцільно.
Орієнтовне значення кроку ланцюга
Pор. = Pор. =
Із таблиці вибираємо ланцюг ПР -38,1 ГОСТ 13568-75, що має: крок Р = 38,1 мм; площу опорної поверхні шарніра Аоп = 395 мм2; руйнівне навантаження Fрн 127 кН; масу 1 м ланцюга q = 5,5 кг/м.
Швидкість ланцюга
v = = ;
Орієнтовна міжосьова відстань передачі
аор = 40 Р = 40 38,1 = 1524 мм
Кількість ланок ланцюга:
wлан = +
приймаємо w = 120 – парне число.
Розраховуємо міжосьову відстань
ao = 9,525 ( 79,5 +3,52) = 791 мм.
Міжосьова відстань горизонтальної передачі з умови забезпеення провисання веденої вітки ланцюга
а = ао – 0,003 ао =791 – 0,003791 = 788 мм.
Ділильний діаметр зірочки
d1 = 101,06 мм
d2 =
Корисне навантаження ланцюга
Ft = 2T4/d1 = 2 841,75/101,06 10-3 = 16658 H
Максимальне корисне навантаження
Fmax = kn Ft = 1,3 16658 = 21655,4 H
Максимальна сила, що діє на вали передачі
Fв max = 1,15 Fmax = 1,15 21655,4 = 24904
Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання
Потрібні коефіцієнти:
КЕсп = 0,4 – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження для СН;
Кд = 1,3 –коефіцієнт динамічності для помірних змін навантаження,
Кm = 1 – для однорядного ланцюга.
Еквівалентне корисне навантаження
FEcc = FEcn Ft = 0,4 16658 = 6663,2 H
Допустимий тиск у шарнірах
[р]сп =
Де с = 4 106 – для граничної норми спрацювання ланцюга
Kv = 3,77 – коефіцієнт апливу кутової швидкості нав спрацування шарнірів;
KR = - коефіцієнт параметрів передачі;
Ке = Кн Кр Кзм = 1 1 3 = 3 – коефіцієнт експлуатації
Розразхунковий тиск у шарнірах ланцюга
р =
стійкість шарнірів ланцюга проти спрацювання забезпечена, оскільки
р = 21,9 [р]сп = 57,5 МПа.
Розрахунок ланцюга на міцність на випадок дії максимальних навантажень
Коефіцієнт запасу міцності
s = = 5
де Fpн = 127 кН – руйнівне навантаження ланцюга
smin =5 – необхідний запас міцності ланцюга
Отже, міцність вибраного ланцюга забезпечено під час дії максимальних навантажень тому, що дійсний коефіцієнт запасу міцності є більшим за мінімально допустимий.
- Ескізна компоновка редуктора
Попередній розрахунок діаметрів вала
Попереднє значення діаметрів (мм) різних ділянок сталевих валів редуктора визначається за формулою:
Попередній разрахунок швидкохідного вала
Діаметр вихідного кінця вала:
d=7 мм
принимаємо стандартне значення d = 26 мм.
Для комфорту монтажу деталей вал виконуємо ступінчатою конструкцію. Діаметр вала під підшипник:
dn=d+2tкон = 26 + 2 · 1,8=29,6 мм
де tкон = 1,8 мм,
принимаємо стандартне значення dn = 30 мм.
Діаметр буртика підшипника принимаємо з урахування фасок на кольцах підшипника:
dбп = dп+3r = 30 + 3 · 2= 36 мм
де r = 2 мм
Принимаємо dбп = 36 мм.
Довжина вихідної ділянки вала:
lm=1, 5 · d= 1,5 · 26 = 39 мм.
принимаем lm = 40 мм.
Довжина ділянки вала під підшипник:
lk=1,4 · dn= 1,4 · 30= 42 мм
принимаємо lk=42мм.
Попередній розрахунок проміжного вала
Діаметр вала під колесо:
dк = 6
принимаємо стандартне значення dк = 33 мм
Діаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 33 + 3 ·1,2=36,6 мм
Діаметр вала під підшипник:
dn = dк+3r = 33 - 3 ·2,5=25,5 мм
принимаємо стандартне значення dп= 26 мм.
Діаметр буртика підшипника принимаємо з урахуванням фасок на кольцах підшипника:
dбп = dп+3r = 26 + 3 ·2 = 32 мм
Попередній розрахунок тихохідного вала
Діаметр виходного кінця вала:
d = 5 мм
Принимаємо d =40 мм
Для комфорту монтажу деталей вал виконуємо ступінчатої конструкції. Діаметр вала під підшипник:
dn = d + 2 · tкон = 40 + 2 · 2,3= 44,6 мм
де tкон = 2,3 мм.
принимаємо стандартне значення dn = 45 мм.
Діаметр буртика підшипника принимаємо з урахуванням фасок на кільцах підшипника:
dбп = dп+3r = 45 + 3 · 3 = 54 мм
де r = 3 мм.
принимаємо dбп = 54 мм.
Діаметр ділянки вала під колесо:
dk=dбп = 54 мм
Діаметр буртика колеса:
dбк=dк+3f= 54 + 3 ·2 =60 мм
де f =2 мм.
принимаємо dбк= 60 мм.
Довжина вихідної ділянки вала:
lм=1,5 · d= 1,5 · 40 = 60 мм
Вибираємо підшипники
Для всіх валів принимаємо радіальні шарикові однорядні підшипники по ГОСТ 8338-75, такий вибір пояснюється тим, що в прямозубій цилиндричні передачі виникають тільки радіальні осьові нагрузки, такий тип підшипників забезпечує нормальну работу вала при дії на нього радіальних нагрузок. Для швидкохідного валу, зважаючи на попередній розрахунок діаметра, вибираємо підшипники серії № 204; для проміжного вала №207; для тихоходного вала №208.
Вибір муфт
Для з’єднання швидкохідного вала редуктора з валом електродвигуна выбираємо муфту пружну втулочно-пальцеву (МУВП) ГОСТ 21424-75.
Принимаємо муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-75.
Номінальний крутний момент Мкр.,Нм = 125
Частота вращения, об/мин, не більше = 4600.
Сміщення валів, не більше:
радіальне = 0,3
кутове = 103’
|
|
|
|
|
|
КП.Д.М.ЗМН-15.00.005 ПЗ
|
Арк.
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Вим.
|
Арк.
|
№ докум.
|
Підпис
|
Дата
|
|
|
Проектування приводу стрічкового конвеєра