Привод ленточного конвейера - детали машин

Соколов ДМ.doc

1.Кинематический расчет привода
1Кинематический анализ схемы приводов
Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя жёсткой компенсирующей муфты двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора ременчатой передачи и вала привода барабана конвейера.
Привод конвейера содержит 2 ступени передач:
Закрытая цилиндрическая передача
Закрытая коническая передача
При передаче мощности в приводе имеют место потери на преодоление вредных сил сопротивления: в закрытой цилиндрической конической передачи в ременной передачи в 3-х парах подшипников качения в 1-ой паре подшипников скольжения . Потерями в муфтах можно пренебречь.
2Определение потребной мощности электродвигателя
=рем*кон*цил*пк3пс=095*096*097*0993*098=084
Pпотр= Pвых 0=1.7084=202 кВт
3Ориентировочная частота вращения электродвигателя
Ориентировочное общее передаточное число привода:
u’общ= u’1*u’2*u’рем=5*3*1.5=135
Частота вращения выходного вала:
n’дв=nвых*u’общ=13.5*41=553.5 обмин
4Выбор электродвигателя
По исходным данным Pпотр=202 кВт и n’дв=553.5 обмин выбираем 3х фазный асинхронный электродвигатель марки АИР112MA8 у которого Рдв=2.2 кВт nдв=710 обмин
5 Определение фактического передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач
uредукт= uобщuоткр= 1153
Проверка: uобщ=u1*u2*uрем=4*2.88*1.5=17.3
6Определение частот вращения валов привода
nII=nI uрем=7101.5=473.3обмин
nIII=nII u1=473.34=118325
nIV=nIII u2=118.3252.88=41
7Определение мощностей на валах привода
PII= PI*рем*кач=2.02*095*099=1.9кВт
PIII= PII* кон* кач=1.9*096*099=1.81кВт
PIV= PIII* цил* кач*пс =1.81*097*099*098=1.7кВт
8Определение крутящих моментов на валах привода
В результате кинематического расчета для удобства сведем в таблицу
Передаточное число u
Частота вращения n обмин
Расчет цилиндрической передачи
Передаточное число u= 4
Крутящий момент на колесе Т2=396
Частота вращения шестерни n1 =118.325
Срок службы в годах L=6 лет
Режим работы Кгод=08
В качестве материала зубчатых колес выбираем сталь 45 с термообработкой для шестерни а для колеса – нормализации
Термообработка твердость
Определение придела допустимых контактных напряжений для материала шестерни
– допускаемое контактное напряжение для шестерни
- коэффициент учитывающий шероховатость рабочих поверхностей
– коэффициент долговечности
– число циклов соответствующие приделу усталости
– расчетное число циклов исходя из долговечности
– годовой коэффициент – 08
При ≤ 1 то принимаем
= 2HB+70 = 2270+70 = 610 МПа
Определение придела допустимых контактных напряжений для материала колеса
= 2HB+70 = 2200+70 = 470 МПа
Допускаемые напряжения при расчете на усталость по напряжениям изгиба определяются по формулам:
где - предел выносливости зубьев МПа по напряжениям изгиба (таблица 1);
- коэффициент безопасности (таблица 1);
- коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба (таблица 1);
- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверсирования); = 1 – односторонняя нагрузка; = 07 08 – реверсивная нагрузка;
- коэффициент долговечности.
При НВ 350 а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью
При НВ > 350 и с нешлифованной переходной поверхностью
Базовое число циклов напряжений для всех сталей.
При переменном режиме нагрузки
3 Определение межосевого расстояние тихоходной передачи
Проектный расчет на контактную выносливость
Межосевое расстояние передачи определяют по формуле
где - вспомогательный коэффициент для стальных прямозубых колес = 490
- передаточное число u=4;
- вращающий момент на колесеT2= 396 Нм;
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца.
bd=0.3*0.5*(4+1)=0.75
– допускаемое напряжение для передачи
Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего значения из стандартного ряда и принимаем мм
4Геометрический расчет передачи
Межосевое расстояние
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни *
Число зубьев колеса *
Фактическое передаточное число
Отклонение передаточного числа
Делительное межосевое расстояние
Делительные диаметры
Диаметры вершин зубьев *
Диаметры впадин зубьев
* - параметры необходимые для разработки рабочих чертежей.
Кинематические параметры передачи:
Передаточное число .u=
Окружная скорость в зацеплении мс .
Степень точности передач – 9
Усилия в зацеплении:
где - момент на колесе Нм;
- делительный диаметр колеса мм.
5Проверочный расчет на контактную выносливость
Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле:
где - числовой коэффициент; для стальных прямозубых колес
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач =1;
- коэффициент динамической нагрузки возникающий в зацеплении =105
– вращающий момент на колесе Нм
6 Проверочный расчет зубьев на выносливость
по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба шестерни определяется по формуле
Условие прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба имеет вид
7 Проверка прочности зубьев при перегрузках
Максимальные контактные напряжения при перегрузке моментом
Максимальные напряжения изгиба
Расчёт конической передачи
1. Исходные данные для расчета:
а) вращающий момент на валу колеса - =146.08 Нм;
б) скорость вращения колеса - =118.325 обмин;
в) передаточное число передачи - =2.88;
г) циклограмма нагружения (рисунок 1);
д) продолжительность работы передачи под нагрузкой - ч. или число лет работы Lлет коэффициент годовой загрузки - коэффициент суточной загрузки - .
2. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых
Материалы для изготовления конических зубчатых колес выбираются из тех же соображений что и для цилиндрических (см. п.1.1.2.). Аналогично по тем же зависимостям определяются допускаемые напряжения.
4. Проектный расчет на контактную выносливость
После выбора типа и осевой формы зубьев определяют диаметр внешней делительной окружности конического колеса мм:
где - опытный коэффициент для прямозубых конических передач = 085; для передач с круговыми зубьями рекомендуется назначать по таблице 16.
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца принимают по таблице 4 в зависимости от коэффициента который определяют по формуле
- вращающий момент на валу колеса Нм;
- передаточное число;
- допускаемые контактные напряжения МПа.
5. Геометрический расчет конических передач
Определяют ориентировочное значение . По графику на рисунке1 принимают значение для выбранного ранее типа зубьев.
Рис.1 – Рекомендации для определения числа зубьев шестерни
Число зубьев шестерни определяют по одной из зависимостей:
где Н1 и Н2 соответственно твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.
Значения и округляют до ближайших целых чисел определяют фактическое передаточное число
И оценивают ошибку передаточного числа
Основные геометрические параметры конической передачи определяют по формулам приведенным в таблице 17 или 18.
Таблица 17 – Формулы для расчета геометрических параметров
ортогональных прямозубых конических передач
Внешний делительный диаметр колеса
Внешний окружной модуль*
Рекомендуется округлить до стандартного по таблице 5
Внешние делительные диаметры:
Внешнее конусное расстояние*
Ширина зубчатого венца*
Округляем до целого числа=37
Углы делительных конусов:
Вычисляют с точностью до 5-го знака
Средние делительные диаметры:
=2*(1315-05*37)*sin(1918)=742
=2*(1315-05*37)*sin(7082)=2134
Средний окружной модуль
Внешняя высота головки зуба:
Внешняя высота ножки зуба:
Внешняя высота зуба:
Внешняя окружная толщина зуба:
Внешний диаметр вершин зубьев:
Расстояние от вершины до плоскости внешней ок-ружности вершин зубьев:
Внешняя постоянная хорда:
Высота до постоянной хорды:
=3-0.25*4.43*0.64278=2.29
* - Параметры необходимые для разработки рабочих чертежей.
6. Окружная скорость в зацеплении мс
7. Усилия в зацеплении конических и гипоидных передач
Таблица 19 – Формулы для определения усилия в зацеплении
где - вращающий момент на колесе
8. Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Напряжения изгиба в зубьях колеса
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба определяют по таблице 4; - коэффициент динамической нагрузки (таблица 11) с понижением степени точности на одну по сравнению с назначенной в п.2.3.; - коэффициенты формы зубьев колеса и шестерни принимают по таблице 12 по эквивалентным числам зубьев
= 085 для прямозубых колес для колес с круговыми зубьями = 10
9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетные контактные напряжения МПа
где - принимают таким же как в п.2.4.; - коэффициент динамической нагрузки определяют по таблице 10 с понижением точности на степень. Размерность входящих в формулу величин: - Нм - мм.
10. Проверка прочности зубьев при перегрузках выполняется
по формулам приведенным в п. 1.7.
- предельное допускаемое напряжение.
= 28 - для нормализованных улучшенных и объемно закаленных зубьев ( - предел текучести материала);
= - для цементованных азотированных и т.в.ч. закаленных зубьев (см. таблица 1).
Максимальные напряжения изгиба
где - напряжение и момент при расчете на усталость при изгибе; - предельное допускаемое напряжение изгиба; = 08 при ; = 06 при ( - предел прочности материала (см.таблицу 1).
Назначаем материал вала – Сталь45 для входного и промежуточного вала .Для выходного вала сталь Ст.5
1.Проектный расчет входного вала
Диаметры консольных участков dв (мм) выходного и входного валов определяются расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям []:
где Т – крутящий момент передаваемый валом Нм;
[]= 15 Нмм2. Т2=38.34
Принимаем вал двигателя (из приложения.2 кинематического расчета )
Принимаем из стандартного ряда d1 = 38 мм
dбп1= dп1+32r=45+32*3 = 546 мм
Принимаем dбп1= 55 мм.
2.Проектный расчет промежуточного вала
Т3=146.08 []= 22 Нмм2.
dп2= dB -3.2r=33-3.2*2.5=25 мм
В целях унификации подшипников входного и промежуточного валов принимаем dп1= dп2=45 мм
dбп2= dп2+3.2r=45+3.2*3=546
Принимаем dбп2= 55 мм
dбк2= dk2+3f=48+3*16 = 528
Принимаем dбк2 = 55 мм
3.Проектный расчет выходного вала
Т4=396 []= 25 Нмм2.
dB3=435мм следовательно dB3=45мм
dп3= dB3+2*t=45+2*2.8=49.6мм
dбп3= dп3+3.2r=50+3.2*3=59.6мм
dбк3= dk3+3f=52+3*2=58мм
Расчет элементов зубчатых колёс
Зубчатые колёса состоят из обода несущего зубья; ступицы насаживаемой на вал и диска соединяющего обод со ступицей.
Зубчатые колёса выполняем штампованными.
1 Расчет элементов зубчатых колёс 1-ой конической передачи
Расчёт элементов зубчатых колёс сведён в таблицу 5.1
Табл. 5.1 Расчет элементов зубчатых колёс 1-ой передачи
Lст » (08..15) dв=15·48 = 72 мм
2 Расчет элементов зубчатых колёс 2-ой цилиндрической передачи
Расчёт элементов зубчатых колёс сведён в таблицу 5.2
Табл. 5.2 Расчет элементов зубчатых колёс 2-ой передачи
Принимаем dСТ = 80 мм
Lст » (08..15)dв=15·52=78мм
Внутренний диаметр обода
Диаметр отверстий в колесе
Диаметр центровой окружности
Расчет элементов корпуса редуктора
Расчет элементов корпуса редуктора сведён в таблицу 6.1
Табл. 6.1 Расчет элементов корпуса
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Толщина фланца корпуса и крышки
Толщина нижнего пояса корпуса
Диаметр фундаментных болтов
принимаем d1=18мм (М18)
Диаметр болтов у подшипников
принимаем d2=13мм (М13)
Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой
принимаем d3=9мм (М9)
Размер q определяющий положение болтов у подшипников d2
Выбор смазки редуктора
Смазка зубчатых колес редуктора уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей.
Смазка данного редуктора осуществляется окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба.
Выбор сорта масла определяется в зависимости от кинематической вязкости масла которая определяется в зависимости от окружной скорости.
По табл.8.8 из [4] для каждой передачи определяем кинематическую вязкость масла:
Для быстроходной передачи: 118 сСт
Для тихоходной передачи: 177 сСт
По найденным значениям кинематической вязкости из табл. 8.10 [4] выбираем масло: И-100А. контроль уровня масла производят с помощью маслоуказателя жезлового типа.
Расчет открытой передачи
Исходные данные для расчета
- мощность на валу ведущего шкива P1=202 кBт
- скорость вращения ведущего шкива n1=710 обмин
- передаточное отношение u =15
- характер нагрузки спокойный
1 Выбор сечения ремня по таблице 1 [7]
По таблице [1] выбираем сечение В (Б).
2 Из таблиц 2 и 3 [7] выпишем основные характеристики выбранных клиновых ремней
Wp=14+07-05W=17 T=105+05 A=133см2 dp1min=125 мм m=018кгм.
dp1 =11× dp1min=1375 Примем dp1 = 138мм
dp2 = dp1×u =207 мм.
4 Уточним передаточное отношение с учетом относительного скольжения
5 Оценка ошибки передаточного отношения
6 Межосевое расстояние
аmin=055×( dp1+dp2)+T= 20025 мм
аmах= dp1+dp2= 345 мм
Принимаем а = 250 мм.
7 Расчетная длинна ремня
8 Уточнение межосевое расстояния
9 Угол обхвата ремнем малого шкива
10 Коэффициенты для определения расчетной мощности
11 Расчетная мощность передаваемая одним ремнем
14 Натяжение ветви ремня
15 Сила действующая на валы
FB=2×FO×Z×sin(a12) = 2×1635×2×sin(17282) = 6527 Н
16 Рабочий ресурс передачи 2
Ширина шкива вычисляется по формуле
е-расстояние между осями канавок
f- расстояние между осью крайней канавки и ближайшим торцом шкива
М=(2-1)19 +2·125 = 44 мм
Наружный диаметр шкива вычисляют по формуле
где :dР- расчетный диаметр шкива
b-глубина канавки над расчетной шириной
dЕ=138 +2·42 = 1464 мм
dЕ=207 +2·42 = 2154 мм.
2. Проверочный расчёт валов.
Для того чтобы выполнять проверочный расчет вала нам необходимо знать его осевые размеры
2.1 Проверочный расчет входного вала
Рассчитаем входной вал коническо-цилиндрического прямозубого редуктора
и выполним проверку вала на усталостную прочность. Из предыдущих расчетов известно:
По результатам компоновки находим расстояния от центра зубчатого колеса до центра подшипника (а=32) от центра подшипника до центра второго подшипника (в=70) от центра второго подшипника до середины консольного участка (с=66).
2.2 Составление расчетной схемы вала
Учитывая направление наклона линии зубьев и направление момента Т левую опору заменяем шарнирно-неподвижной а правую шарнирно –подвижной опорами . Силы Ft Fa Fr прикладываем к полюсу зацепления т.е на делительном диаметре в середине зубчатого венца. Силу Fв=6527 Ндействующую на вал со стороны ременной передачи прикладываем к консоли вала на расстоянии 66 мм от правой опоры . Силу Fв направляем в противоположную сторону от силы Ft
2.3Определение опорных реакций
Определим опорные реакции в горизонтальной плоскости
Составим уравнение моментов относительно опоры «с»
ΣМус=Ft×a+Fy2×b+Fв×(c+в)=0
Составим уравнение моментов относительно опоры «д»
ΣМуд=Ft×(a+в)+Fy1×b-Fв×c=0
Проверка: -14564+12157-412+6527 =0.
Определим опорные реакции в вертикальной плоскости
ΣМхс=Fr×a+Fx2×b-Fa×d2=0
ΣМxд=Fr×(a+в)-Fx1×b-Fa×d2=0
Проверка: -1809 - 389 + 142=0
2.4Построение эпюр и назначение опасных сечений
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
в вертикальной плоскости
МхА= Fа×d22= 18179 Н
Мхв= Fr×а – Fa×d22= 27261 Н
Крутящий момент поступает на вал с муфты и выходит на зубчатом колесе.
На всем этом участке крутящий момент постоянен поэтому его эпюра представляет собой отрезок параллельный базовой линии. Основываясь на полученных эпюрах изгибающих и крутящих моментов и схеме вала назначаем опасные сечения для которых выполняем проверочные расчеты. В данном случае это сечение Б.
2.4 Проверка прочности вала в сечении Б-Б
Расчет коэффициента запаса сопротивления усталости выполним по формулам:
S- коэффициента запаса по нормальным напряжениям
S - коэффициента запаса по касательным напряжениям
Эти коэффициенты определяются по формулам :
-1 и -1 пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом
а и а –амплитуды переменных составляющих циклов напряжений
mи m-постоянные составляющие цикла напряжений
При расчете валов редукторов и коробок передач принимают для напряжений изгиба симметричный а для напряжений кручений – нулевой циклы изменения напряжений . Тогда:
W и W0 – соответственно осевой и полярный моменты сопротивления
М- результирующий изгибающий момент в рассчитываемом сечении
и –коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений
КБ и КБ- коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали
и – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения
КF – коэффициент влияния шероховатости поверхности
КV - коэффициент влияния упрочнения вала
К и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений соответственно при изгибе и кручении
2.5 Проверочный расчет входного вала
Суммарный изгибающий момент в сечении Б-Б
Пределы выносливости материала определим по таблице 3 [8]
-1=250 МПа -1=150 МПа
=01 МПа и =005 МПа –коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали. 45
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с проточкой для стали45 с пределом прочности =560 МПа по таблице 4 [8] К=185 и К =16
=088=077 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного при d=45 мм
КF =1 – коэффициент влияния шероховатости поверхности при Ra=125 и =560 МПа определяем по таблице 8 [8]
КV =2 коэффициент влияния поверхностного упрочнения вала
КБ =228 КБ=187 - коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали
Коэффициент запаса сопротивления усталости
3.1 Проверочный расчет промежуточного вала
Рассчитаем промежуточный вал коническо-цилиндрического прямозубого редуктора и выполним проверку вала на усталостную прочность. Из предыдущих расчетов известно:
По результатам компоновки находим расстояния от центра подшипника до центра зубчатого колеса (а=80) от центра зубчатого колеса до центра второго зубчатого колеса подшипника (в=90) от центра второго зубчатого колеса до середины подшипника (с=80).
3.2 Определение опорных реакций
Составим уравнение моментов относительно опоры «а»
ΣМуа=Ft2×a-Fy2×(а+b+с)+Ft1×(а+б)=0
Составим уравнение моментов относительно опоры «б»
ΣМуд= Ft×(в+c) – Fy1×(а+b+c) + Ft1×c=0
Проверка:18148 – 2475 – 412 + 10722 =0
ΣМха=Fа×d22+Fr×a+ Fr1×(a+б)- Fx2×(а+b+с)=0
ΣМxд=Fx1×(а+b+с) + Fа×d22–Fr×(а+b)–Fr1×c= 0
Проверка: 6883 – 49 – 900 + 2607 =0
3.3 Построение эпюр и назначение опасных сечений
МуД= Fy1×(а+б)-Ft×в = 145194Н
МхД=Fх1×а+Fa×d2= 27896 H
МхЕ= Fх1×(а+в)+ Fa×d2- Fr×в=215296 Н
Крутящий момент поступает на вал с конической передачи и выходит на шестерне цилиндрической передачи.
На всем этом участке крутящий момент постоянен поэтому его эпюра представляет собой отрезок параллельный базовой линии. Основываясь на полученных эпюрах изгибающих и крутящих моментов и схеме вала назначаем опасные сечения для которых выполняем проверочные расчеты. В данном случае это сечения А Б.
-1=380 МПа -1=230 МПа
=01 МПа и =005 МПа –коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали 45
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночным пазом для стали 45 с пределом прочности =900 МПа по таблице 4 [7] К=20 и К =19
=088=077 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного при d=32мм
КF =115 – коэффициент влияния шероховатости поверхности при Ra=25 и =900 МПа определяем по таблице 8 [8]
КV =1 коэффициент влияния поверхностного упрочнения вала
КБ =2422 КБ=261 - коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали
Суммарный изгибающий момент в сечении Д-Д
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения сгалтелью для стали 45 с пределом прочности =560 МПа по таблице 4 [7] К=185 и К =16
=085=073 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного при d=45мм
КF =1.05 – коэффициент влияния шероховатости поверхности при Ra=25 и =560 МПа определяем по таблице 8 [8]
КD =2226 КD=2241 - коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали
Условие выполняется.
4.1 Проверочный расчет выходного вала
Рассчитаем выходной вал коническо-цилиндрического прямозубого редуктора и выполним проверку вала на усталостную прочность. Из предыдущих расчетов известно:
По результатам компоновки находим расстояния от центра подшипника до центра зубчатого колеса (а=80) от центра зубчатого колеса до центра подшипника (в=170) от центра второго подшипника до середины консольного участка (с=72) Силу Fм=025×Ft=6188 Н действующую на вал со стороны муфтыприкладываем к консоли вала на расстоянии 72 мм от правой опоры .
Силу Fм направляем так чтобы она максимально увеличивала напряжения и деформации вала (наихудший случай) Наибольшей силой является сила Ftпоэтому сила Fв должна лежать в той же плоскости что и сила Ft и направлена в противоположную сторону силе Ft
4.2 Определение опорных реакций
ΣМуа=-Ft×a+Fy2×(а+b)+Fm×(а+b+c)=0
ΣМуд=Ft×в-Fy1×(а+b)+Fm×c=0
Проверка: -182837+18149+118978+45709=0
ΣМха=-Fr×a+Fx2×(а+b)=0
ΣМxд=Fr×b-Fx1×(а+b)=0
Проверка: -66547+29032+37514=00
4.3 Построение эпюр и назначение опасных сечений
Муi= -Fy1×а=-5294521 Н
Муii= Fy1×(а+b)+Ft×b =-1622628 Н
Мх1= Fх1×а= 1669373 Н
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
-1=220 МПа -1=130 МПа
=005 МПа и =0 МПа –коэффициенты характеризующиечувст- вительность материала к асимметрии цикла напряжений для стали45.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения со шпоночным пазом для стали45 с пределом прочности =520 МПа по таблице 4 [7] К=175 и К =15
=076=065 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного при d=56 мм
КF =105 – коэффициент влияния шероховатости поверхности при Ra=25 и =520 МПа определяем по таблице 8 [8]
КА =2352 КА=2357 - коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали
=005 МПа и =0 МПа –коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений для ст. 45
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для сечения с проточкой для ст. 45 с пределом прочности =520 МПа по таблице 4 [7] К=185 и К =16
=081=070 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного при d=50 мм
КF =1 – коэффициент влияния шероховатости поверхности при Ra=125 и =520 МПа определяем по таблице 8 [8]
КБ =228 КБ=187 - коэффициенты перехода от пределов выносливости образцов к пределам выносливости детали.

Spetsifikatsia_privoda.cdw

ленточного конвейера
МиЭт-366.10.08.00.00
МиЭт-366.10.08.10.00
Болт М12х28 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ 5915-70
Ремень В-1600 ГОСТ 1284.1-80
Шайба 12Л ГОСТ 6402-78
МиЭт-366.10.08.20.00
Плати подмоторная в сюоре
Шайба 28 ГОСТ 11872-89
Электродвигатель АИР112МА8

Detalirovka.cdw

*Размер для справок.
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14
Коэффициент смещения
Направление наклона зуба
МиЭт-366.10.08.13.01
Сталь 45 ГОСТ 4543-85
МиЭт-366.10.08.14.02
МиЭт-366.10.08.10.01
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
МиЭт-366.10.08.15.01

Chertezh_reduktora.cdw

Chertezh_privoda.cdw

МиЭт-366.10.08.00.00
Технические требования
Смещения валов электродвигателя и редуктора не более:
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
редуктора не более 2 кН.
Техническая характеристика
Частота вращения вала электродвигателя 710 обмин.
Частота вращения выходного вала 41 обмин.
Общее передаточное число привода 17
Мощность электродвигателя 2

Spetsifikatsia.cdw

коническо-цилиндрический
МиЭт-366.10.08.10.00
МиЭт-366.10.08.10.00 СБ
МиЭт-366.10.08.11.00
МиЭт-366.10.08.12.00
МиЭт-366.10.08.13.00
МиЭт-366.10.08.14.00
МиЭт-366.10.08.15.00
МиЭт-366.10.08.10.01
МиЭт-366.10.08.10.02
МиЭт-366.10.08.10.03
МиЭт-366.10.08.10.04
МиЭт-366.10.08.10.05
МиЭт-366.10.08.10.06
МиЭт-366.10.08.10.07
МиЭт-366.10.08.10.08
Болт М6х25 ГОСТ 7798-70
Болт М10х48 ГОСТ 7798-70
Болт М12х105 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 5915-71
Гайка М12 ГОСТ 5915-71
Манжета 1-38-52 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-50-70 ГОСТ 8752-79
Шайба 10Л ГОСТ 11371-71
Шайба 12Л ГОСТ 11371-71
Масло индустриальное
Штифт 8х30 ГОСТ 3128-70
И-100А ГОСТ 17479.4-87