• RU
  • icon На проверке: 45
Меню

Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

Состав проекта

icon
icon
icon Детали.doc
icon Лист4(А2).cdw
icon Лист1(А1).cdw
icon Лист2(А1).cdw
icon Лист5(А2).cdw
icon Лист3(А1).cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Детали.doc

Министерство Образования Российской Федерации Государственное
Образовательное Учреждение
Высшего Профессионального Образования
Ижевский Государственный Технический Университет
Кафедра: "Теоретическая механика
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по Деталям машин
на тему:"Расчет и проектирование привода ленточного конвейера
Выбор стандартного электродвигателя
Кинематический расчёт
Определение крутящих моментов на валах привода
Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора
Предварительный расчёт и конструирование валов
Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Составление расчётной схемы привода
Проверка долговечности подшипников
Проверка прочности шпоночных соединений
Уточнённый расчёт промежуточного вала
Назначение посадок деталей редуктора
Задание на проектирование
Спроектировать привод к ленточному конвейеру. Окружное усилие на барабане Fб; окружная скорость барабана Vб; диаметр барабана Dб; срок службы привода h.
Выбор электродвигателя
Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:
)требуемой мощности;
1 Определение требуемой мощности электродвигателя
При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:
гдеN – паспортная мощность электродвигателя;
Nтр.ЭД – требуемая мощность электродвигателя.
гдеNраб.зв. – мощность на рабочем звене;
пр – коэффициент полезного действия (КПД) привода.
Определим мощность на рабочем звене по выражению:
гдеF – усилие натяжения ленты конвейера Н;
– линейная скорость перемещения ленты конвейера мс.
Определим КПД привода:
где - КПД пары подшипников;
- КПД цилиндрических зубчатых колес;
- КПД ременной передачи;
- КПД потери в опорах вала барабана ;
- КПД муфты соединительной.
Зная мощность на рабочем звене и КПД привода определим требуемую мощность электродвигателя:
На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя:
2 Выбор частоты вращения вала электродвигателя
Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных передач. Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности:
Предварительно принимаем:
где - частота вращения рабочего звена обмин. Она равна:
где- окружная скорость барабана мс;
- диаметр барабана мм.
Зная частоту вращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающей способности определим возможные частоты вращения вала ЭД:
Выбираем двигатель АИР 160 S6 P=7.5 кВт n=727мин-1.
1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:
По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням.
Найдем передаточное отношение для второй ступени:
Найдем передаточное отношение для первой (быстроходной) ступени:
2 Определение частот вращения на валах
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающих моментов на валу барабана рассчитываем по следующей формуле:
Определим крутящий момент на тихоходном валу редуктора. При определении крутящего момента на валу следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на валу барабана. Таким образом рассчитывать крутящий момент на тихоходном валу следует по формуле:
где - КПД пары подшипников качения на валу барабана.
- КПД пары подшипников качения на третьем валу.
Крутящий момент на промежуточном валу рассчитываем по нижеприведенной формуле:
где - КПД зубчатой передачи ;
- КПД пары подшипников качения на втором валу.
Крутящий момент на быстроходном валу:
где - КПД зубчатой передачи;
- КПД пары подшипников качения на первом валу.
1 Расчёт быстроходной ступени
1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени
Межосевое расстояние определяется по следующей формуле см. [1стр.32 ]:
где=43 для косозубых колес;
- коэффициент нагрузки; при несимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузки заключён в интервале 1113;
- коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем равным 025 см. [1 стр. 33].
1.2 Выбор материалов
Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками: принимаем для шестерни сталь 20XH2M термообработка цементация с твёрдостью 56..63HRC ; для колеса – сталь 35XM термообработка ТВЧ с твёрдостью
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле [1 стр.27]:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При твёрдости поверхностей зубьев для колеса после ТВЧ предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:
Для шестерни после цементации:
- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового то принимают =1. В других условиях когда эквивалентное число циклов перемены напряжений меньше базового то согласно [1 стр.33] вычисляют по формуле:
Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали:
- коэффициент безопасности; согласно [1 стр.29] для колёс из поверхностно
упрочненной стали принимают =1.2.
1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле:
где - частота вращения вала мин-1;
t – общее календарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в сутки Kсут = 0.5 и год Kгод = 0.7 а также срока службы привода h = 5 лет;
T – момент развиваемый на валу.
Применительно к нашему графику нагрузки: Т1 = Т при t1 = ;
Определим по формуле 4.4 эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов 1 2 3:
1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни
Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z1 по выражению 4.2:
1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса
Определяем допускаемые напряжения для колеса:
1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс
Согласно [1 стр. 35] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:
где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z1 и колеса Z2.
Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение после чего стоит проверить выполняемость условия 123 см [1 стр. 35]:
так как 990МПа МПа то проверочное условие выполняется.
1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени
По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние принимая :
Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм см. [1 стр. 36].
1.9 Определение модуля
Согласно [1 стр. 30] модуль следует выбирать в интервале :
по СТ СЭВ 310-76 см. [1 стр. 30] принимаем 15.
1.10 Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле предложенной в [1 стр. 30]:
где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале см. [1 стр. 37].
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:
Определяем число зубьев шестерни по формуле [1 стр. 36]:
По полученным значениям оределяем передаточное отношение:
расхождение с ранее принятым не должно превышать 25%. Вычислим погрешность:
Определим уточнённое значение угла наклона зуба:
После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле см. [1 стр. 31]:
1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса
Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям см. [1 стр. 38]:
Вычислим диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности
Согласно [1 стр. 27] для косозубых колёс при до 10 мс назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.
1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
Коэффициент КН учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца определяется следующим выражением см. [1 стр. 26]:
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- динамический коэффициент.
По [1 стр. 32] находим:
= 107; = 1 14; = 10.
1.15 Проверка контактных напряжений
Условие для проверочного расчёта косозубых передач см. [1 стр. 26]:
1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению см. [1 стр. 46]:
гдеFt - окружная сила действующая в зацеплении;
KF – коэффициент нагрузки;
пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1 стр. 39-40] находим = 118 и = 11;
Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле см. [1 стр. 43]:
По таблице 2.3 из [2 стр. 14] для стали 20XH2M термообработка цементация с твёрдостью 56..63 для колеса – сталь 35XM термообработка ТВЧ при отнулевом цикле изгиба
Коэффициент запаса прочности из [2 стр. 15] =175.
Допускаемые напряжения и отношения :
для шестерни МПа; МПа;
для колеса МПа; МПа;
Найденное отношение меньше для колеса следовательно дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.
Определим коэффициент учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми см. [1 стр. 39]:
где - угол наклона линии зуба;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
где n-степень точности зубчатых колес;
Еа- коэффициент торцевого перекрытия =1.5
2 Расчёт тихоходной ступени
2.1 Выбор материалов
Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками: принимаем для шестерни и колеса одинаковыми сталь 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
2.2 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При твёрдости поверхностей зубьев для колес после азотирования предел контактной выносливости равен:
так как 1047МПа МПа то проверочное условие выполняется.
2.3 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени
Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм см. [1 стр. 36].
2.4 Определение модуля
Согласно [1 стр. 36] модуль следует выбирать в интервале :
по СТ СЭВ 310-76 см. [1 стр. 30] принимаем 2.
2.5 Определение числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса: ;
2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса
2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности
2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
По [1 стр. 39] находим:
= 1.06; = 1.14; = 10.
2.10 Проверка контактных напряжений
Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой что и для быстроходной:
2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится с учётом того что окружная сила действующая в зацеплении равна
Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1 стр. 43] находим = 1.18 и = 1.04;
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле:
По таблице 3.9 из [2 стр. 14] для стали 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
Коэффициент запаса прочности; =1.7.
для колеса МПа; МПа.
Найденное отношение меньше для шестерни следовательно дальнейшую проверку будем проводить для зубьев шестерни.
Определим коэффициент учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми используя выражение 4.26:
Проверяем зубья шестерни по формуле:
что значительно меньше МПа.
Расчет клиноременной передачи.
Принимаем сечение ремня Б по монограмме[1 стр. 131] при этом минимальный диаметр шкива 140 мм.
Диаметр большего шкива: [1 стр. 130]
Округляем до ближайшего стандартного значения мм.
Проверяем передаточное отношение:
Межосевое расстояние: мм;
Принимаем мм по ГОСТ1284.1-80.
Уточняем межосевое расстояние:
Угол обхвата малого шкива:
Коэффициент угла обхвата:
Коэффициент скорости:
Полезное напряжение:
Число пробегов ремня:
Полезно допускаемое напряжение:
учитывает характер работы[1 стр. 136]
Определяем число ремней в передаче:
Расчетная долговечность:
Расчет центробежной муфты.
Передаваемый муфтой момент рассчитывается по формуле:
Номинальный момент электродвигателя 99.43 Hм.
Требуемый момент центробежной муфты:
Примем по приведенным выше соотношениям некоторые размеры колодочной муфты.
Внутренний диаметр :
Где диаметр вала электродвигателя.
Где длина посадочного места вала электродвигателя.
Из формулы найдем произведение для пары сталь и
тканное резиновое феродо и четырех грузов колодок (z=4).
Где m- масса одного груза в кг D и r – в метрах.
Подбором параметров m D и r обеспечивают необходимые инерционные характеристики центробежной муфты.
Масса одного стального груза
b- ширина груза; -плотность стали=7800кгм3.
Примем первое приближение D=200мм.
что находится в требуемом интервале:
Определим момент передаваемый муфтой:
1 Быстроходная ступень
Определяем диаметр и длину ступицы колеса:
2 Тихоходная ступень
Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
Смазывание зецеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа деталей отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей снижения шума и вибраций.
Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.
Сорт масла назначаем по таблице 11.2 [2 стр.173] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:
рекомендуемая вязкость масла по таблице 11.1 из [2 стр. 173] равна 60мм2с . По таблице 11.2 [2 стр.173] принимаем индустриальное масло И-Г-А-68.
В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину равную мм.
Контроль уровня масла производится с помощью фонарного маслоуказателя.
Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
принимаем болты с резьбой М16;
принимаем болты с резьбой М12;
Составление расчётной схемы
Определим силы действующие в зацеплении (рис.9.1):
быстроходной ступени1) окружная Н;
тихоходной ступени1) окружная Н;
Расчет опорных реакций действующих в горизонтальной плоскости
Составим уравнение относительно точки Е:
Расчет опорных реакций действующих в вертикальной плоскости
Составим уравнение относительно точки F:
Суммарные реакции опор
200.45+5333.54-16534=0
Составим уравнение относительно точки С:
Составим уравнение относительно точки D:
-2308.88+16534-3552-10673.12=0
-2445.23-2500.76+6251-1305=0
Составим уравнение относительно точки A:
Составим уравнение относительно точки А:
78+326.9-1305-1300=0
Расчет долговечности подшипников
Расчетную долговечность Lh в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Рэк.
где Lh – расчетный срок службы подшипника ч;
n – частота вращения внутреннего кольца;
C – динамическая грузоподъемность;
Pэкв – эквивалентная нагрузка
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;
Fr – радиальная нагрузка Н;
Y – коэффициент осевой нагрузки Н;
Fa – осевая нагрузка Н;
Кt – температурный коэффициент принимаемый в соответствии с рекомендациями [[1 стр. 214] Кt = 1;
K – коэффициент безопасности; принимаем K = 1.
Вал III: подшипник 217 ГОСТ 8338-75
По найденным соотношениям в соответствии с [1 212] определяем коэффициенты:
Тогда долговечность подшипников на валу III:
Расчетная долговечность млн.об.
Вал II: подшипник 7209А ГОСТ 27365-87
Вал III: подшипник 209 ГОСТ 8338-75
В соответствии с полученными данными можно сделать вывод что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 см. табл. 8.9 [1 стр. 169].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2 стр. 170]:
гдеTраб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу ; где .
Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1.2.
d – диаметр вала в месте установки шпонки мм;
b h – размеры сечения шпонки мм;
t1 – глубина паза вала мм;
- допускаемое напряжение смятия.
Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа при чугунной МПа.
Ведущий вал: мм; ; t1 = 50 мм; длина шпонки момент на ведущем валу ;
мм; ; t1 = 6.0 мм; длина шпонки под колесом момент на промежуточном валу ;
проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 9 мм; длина шпонки момент на промежуточном валу ;
Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валов производится аналогично.
Материал промежуточного вала – сталь 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
По табл. 2.2 [4 стр. 30] находим механические свойства:
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 63 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием галтели (см. Рис.12.1). По таблице 8.2 [1 стр. 163] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы см. табл. 8.8 [1 стр. 166]: и ; коэффициенты и [1 стр. 163 166].
Расчет на статическую прочность:
Крутящий момент на валу .
суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления изгибу (d=63)
Момент сопротивления кручению
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэфициент запаса прочности для сечения А-А
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=15-17. Учитывая требования жёсткости рекомендуют [s]=25-30. Полученное значение s=11.8 достаточно.
Расчет на сопротивление усталости [1 стр. 169]:
Предел выносливости:
Назначение посадок производится при разработке конструкции. Посадки указывают на чертеже общего вида а затем на рабочих чертежах деталей проставляют предельные отклонения.
Это выполняется одним из трёх способов:
условным обозначением
числовыми значениями отклонений мм.
условным обозначениями совместно с числовыми взятыми в скобки.
Первый способ применяют если номинальный размер включён в ГОСТ 6636-69 и отклонения приняты по системе отверстия СТ СЭВ 145.75
В других случаях оправдано применение второго или третьего способов.
Назначение посадок проводим в соответствии с данными таблицы 10.13 [1 стр.263].
Определим посадки для промежуточного вала.
Зубчатые колёса на вал напрессовываются с посадкой Н7р6 по ГОСТ 25347-82 обеспечивающей гарантированный натяг.
Шейки валов под подшипниками выполнены с отклонением вала k6.
Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.
Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 – 100ºС;
в промежуточный вал закладываем шпонку 16 × 10 и напрессовывают зубчатое колесо и щестерню до упора в распорные кольца затем устанавливаем шарикоподшипники нагретые в масле;
в ведомый вал закладываем шпонку 25 × 14 напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в бурт вала устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники нагретые в масле.
Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 × 36 ГОСТ 3129 – 70; затягиваем болты крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжетные уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.
Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и фонарный маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к ленточному конвейеру представляющий собой электродвигатель двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.
В процессе проектирования подобран электродвигатель произведён расчёт редуктора.
Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней определение сил действующих на звенья узлов расчёты конструкций на прочность процесс сборки отдельных узлов.
С. А. Чернавский К. Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – М.: Машиностроение1988. – 416с.
6.Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высш. шк.2000. – 447с.
Кудрявцев Ю.А. Державин И.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. – Л: Машиностроение.1983. – 400с.: ил.
Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1 – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение1982. – 736с.

icon Лист4(А2).cdw

Лист4(А2).cdw
Шайба 14 ГОСТ 10450-78
Болт М14ГОСТ15589-70
Вновь разрабатываемые изделия
Гайка регулеровочная М20
Болт регулеровочный М20

icon Лист1(А1).cdw

Лист1(А1).cdw
Гайка М12 ГОСТ 15521-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Маслоуказатель фонарный
Подшипник 80209 ГОСТ 7242-81
Подшипник 80217 ГОСТ 7242-81
Подшипник 7209А ГОСТ 27365-87
Вновь разрабатываемые изделия
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Прокладка регулеровочная;комплект.
Прокладка регулеровочная;комплект
Вал-шестерня ведущий
Вал-шестерня промежуточный
Колльцо мазудерживающее
Техническая характеристика
Частота вращения входного вала nвх=363.5 мин
Передаточное число редуктора Uред=10.69
Частота вращения выходного вала nвых=34 мин
Крутящий момент на выходном валу Твых=1958.3 Н м
Коэффициент полезного действия =0.89
Технические требования
Степень точности передач 8-C по ГОСТ 1643-81
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной
В редуктор залить масло И-Г-А-68 в количестве 3
Камеры подшипников промежуточного вала заполнить на 12 объема
смазочным материалом ЦИАТИМ-201.
Зазоры в подшипниках регулировать набором регулеровочных прок-
Поверхности валов сопрекасающихся с манжетами полировать.

icon Лист2(А1).cdw

Лист2(А1).cdw

icon Лист5(А2).cdw

Лист5(А2).cdw
Подшипник 80215 ГОСТ 7242-81
Болт М10ГОСТ15589-70
Вновь разрабатываемые изделия
Кольцо регулеровочное
Техническая характеристика
Частота вращения вала электродвигателя n =727 мин
Крутящий момент муфты Тм=120 Н м
Технические требования
Зазоры в подшипниках регулировать набором регулеровочных колец поз.8.
Накладки крепить к колодке клеем 51-К-10 ТУ 38-1051571-83

icon Лист3(А1).cdw

Лист3(А1).cdw
Ремень Б-1400 Т ГОСТ 1284 1-80
Гайка М16 ГОСТ10605-94
Гайка М24 ГОСТ10605-94
Вновь разрабатываемые изделия
Редуктор цилиндрический
Салазки регулеровочные
План размещения отверстий
под фундаментные болты
Смещения вала барабана и тихоходного вала редуктора не более:
радиальное 0.3..0.4мм
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
редуктора не более: 4585 Н
Окружная сила на барабане
Скорость движения ленты
Общее передаточное число привода 21.38
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Технические требования
Техническая характеристика

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 15 часов 5 минут
up Наверх