Проектирования привода механизма передвижения крановой тележки задание № 33

+Зубчатое колесо.cdw

Радиусы скруглений 2 мм max
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Коэффициент смещения
Степ. точности ГОСТ 1758-81
Постоянная хорда зуба
Высота до пост. хорды
Обозн. черт. сопряж. шестерни

+Крышка подшипника сквозная.cdw

Формовочные уклоны 2
Неуказанные радиусы 1 мм
ДМ.РПКТ.33.01.01.012

+Вал ведомый.cdw

Detali_mashin_33_1_-_peredelan.docx

Целевая установка курса “ Детали машин“ заключается в том чтобы исходя из заданных условий работы деталей машины рекомендовать методы правила и нормы их проектирования обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов форм размеров степени точности и шероховатости поверхности а также технических условий изготовления.
Для проектирования деталей машин требуется знание основ проектирования деталей машин к которым относятся: основные критерии работоспособности надежности и расчета деталей машин выбор допускаемых напряжений и запасов прочности в машиностроении стандартизация деталей машин машиностроительные материалы шероховатость поверхностей деталей машин допуски и посадки технологичность деталей машин.
Значение машин для человеческого общества чрезвычайно велико. Машины освобождают людей от тяжелой физической работы максимально повышают производительность их труда способствуют улучшению качества изготовляемой продукции и снижению ее себестоимости. В современной промышленности машиностроению принадлежит ведущая роль так как на базе машиностроения развиваются все остальные отрасли промышленности а также строительство и сельское хозяйство.
С увеличением мощности машины повышается и ее производительность.
Быстроходные машины не только более производительны но и имеют меньшие габариты чем тихоходные такой же мощности. Чем равномернее ход машины тем выше качество ее работы.
Автоматизация работы машины не только содействует повышению производительности и улучшению качества работы машины но и снижает до минимума участие человека в ее обслуживании.
Надежность и долговечность машины зависят главным образом от прочности ее деталей и узлов которая обеспечивается подбором соответствующих материалов и определением их форм и размеров исключающих появление преждевременной поломки недопустимо больших деформаций и поверхностных разрушений. Надежность и долговечность машины зависит и от равномерности ее хода точности изготовления и сборки узлов и деталей.
Экономичность машины при ее эксплуатации зависит от соответствия конструкции машины тем законам на которых основано ее действие материала и тщательности выполнения узлов и деталей машины правильности монтажа.
Снижение вредных сопротивлений в машине и как следствие этого увеличение коэффициента полезного действия ее а также повышение срока службы деталей и сборочных единиц машины является одним из важнейших требований предъявляемых к машине.
Увеличение коэффициента полезного действия машины достигается: рациональным выбором ее кинематической цепи назначением наиболее совершенных типов передач рациональным выбором формы материалов обработки и посадки трущихся деталей.
Машина должна быть проста в обслуживании и не требовать частого и сложного ремонта.
При конструировании и изготовлении новых машин экономические показатели должны всегда стоять на одном из первых мест. Стоимость машины определяется затратами на материалы изготовление и обработку отдельных ее деталей.
Огромное значение для удешевления машин при одновременном повышении качества имеет унификация деталей. Широкое внедрение взаимозаменяемости деталей машин значительно облегчает сборку машин и позволяет использовать для их изготовления более передовые методы массового и поточного производства что дает большой экономический эффект.
Деталь- изделие изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций например винт гайка вал.
Комплекс совместно работающих деталей объединенных общим назначением и по конструкции представляющих собой обособленную единицу называется сборочной.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.
1. Мощность на выходном валу привода:
2. Общий КПД привода.
Принимаем КПД муфты ременной и цилиндрической передач а также трех пар подшипников по [1 табл.1.1].
Требуемая мощность двигателя:
3. Частота вращения выходного вала привода:
4. Ориентировочное передаточное число привода:
Принимаем средние передаточные числа передач по [1 с.7]:
5. Ориентировочная частота вращения двигателя:
По таблице двигателей [1 табл.П.1] принимаем Рдв. Р=75 кВт.
Выбираем электродвигатель 4А132М6 для которого Рдв=75 кВт
6. Асинхронная частота вращения двигателя: n=n(1-)=1000(1-)=
7. Уточнение передаточных чисел передач.
Общее передаточное число привода
По рекомендациям [1 с.8] принимаем =5.
Определим необходимое передаточное число ременной передачи.
8. Частоты вращения на валах.
Быстроходный вал редуктора n= =968279=3475 мин.
Тихоходный вал редуктора n= n=34755=695 мин.
Выходной вал привода n= n=695 мин.
Поскольку частота вращения тихоходного вала полученная при проектировании совпадает с требуемой то расчет передаточных соотношений произведен без ошибок.
9. Угловые скорости на валах привода.
10. Мощности на валах:
11. Крутящие моменты на валах.
12 Введем расчетные данные с таблицей
Таблица 1 – Расчетные параметры на валах привода.
Мощность на валу Р кВт
Частота вращения вала n мин
Угловая скорость вала с
Крутящий момент на валу Т Нм
Передаточное число u
Расчет клиноремённой передачи.
1. Определение сечения ремня.
По номограмме [1 рис. 7.3] принимаем сечение ремня Б ГОСТ 1284-88. Параметры клиновых ремней:
T0=105 мм A=133 мм2 [1 табл.7.7].
2. Минимально допустимый диаметр малого шкива: мм [1 табл.7.7]
3. Расчетный диаметр ведущего шкива: мм.
4. Диаметр ведомого шкива: 279125(1-001)=3453 мм.
Здесь коэффициент скольжения . [1 с.120].
Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного: =355 мм.
5. Фактическое передаточное число: .
Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного на величину:
6. Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
7. Расчетная длина ремня.
75+314(125+355)2+(355-
-125)(4275)=1352 мм.
По [1 табл.7.7] округляем до ближайшего стандартного значения:
8. Уточняем межосевое расстояние.
9. Угол обхвата малого шкива.
11. Определяем число ремней.
Здесь кВт - допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнем [1 табл.7.8]
[1 с.135] - коэффициент угла обхвата
[1 табл.7.9] - коэффициент длины ремня
[1 с.135] - коэффициент числа ремней
[1 табл.7.10] – коэффициент режима работы.
12. Сила предварительного натяжения одного клинового ремня.
13. Окружная сила передаваемая комплектом клиновых ремней.
.14. Сила давления ремней на вал.
15. Рабочий ресурс ремней.
- при постоянной нагрузке.
16. Максимальное напряжение в сечении ремня:
где МПа - напряжение растяжения
МПа – напряжение изгиба. Здесь МПа –
модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.
МПа - напряжение от центробежных сил. Здесь кгм- плотность материала ремня [1 с.123].
Поскольку получившееся значение больше необходимого рабочего ресурса ремней при среднем режиме работы 2000 ч можно сделать вывод что клиновые ремни проходят проверку на прочность.
17. Проектирование шкивов.
Шкивы изготавливают литыми из чугуна СЧ20 ГОСТ 1412-85. Размеры одинаковые для обоих шкивов:
b = 42 мм; е =19 мм; f =125 мм [1 табл.7.12].
Ширина шкива M = (z-1)·е + 2·f =мм.
Рисунок 1 – Эскиз шкива.
Толщина обода S = 12·h = мм. Принимаем мм.
Толщина диска C = 12·S ==16 мм.
Расчетный диаметр шкива мм.
Наружный диаметр шкива мм.
Расчет зубчатой передачи.
1. Определение допускаемых напряжений.
По условию задания на курсовой проект принимаем косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1 табл.3.3] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости колеса HB и шестерни HB [1 табл.3.3].
2. Допускаемые контактные напряжения.
где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.
3. Коэффициент безопасности [S]=11 для улучшенных передач [1 с.33].
4. Коэффициент долговечности .
Здесь - число циклов соответствующее перелому кривой усталости.
- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.
Так как принимаем [1 с.33].
5. Расчетное допускаемое напряжение для цилиндрических передач с непрямыми зубьями:
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба.
6. Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.
7. Коэффициент безопасности .
[1 табл.3.9] – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес.
[1 с.44] – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.
8. Расчет основных параметров передачи.
а) Определение межосевого расстояния.
где [1 с.32] – для косозубых передач
[1 с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.
Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний принимаем 200 мм.
б) Модуль зацепления мм.
Принимаем модуль мм.
Принимаем предварительно .
в) Число зубьев шестерни:
г) Число зубьев колеса
д) Фактическое передаточное число
е) Уточнение угла наклона зубьев:
9. Расчет основных геометрических размеров передачи.
а) Делительный диаметр колеса
б) Диаметр вершин зубьев .
в) Диаметр впадин зубьев .
г) Ширина колеса мм.
д) Ширина шестерни мм.
е) Проверяем межосевое расстояние.
ж) Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
з) Окружная скорость колес:
По [1 с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.
и) - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.
[1 табл.3.5] [1 табл.3.4] [1 табл.3.6].
10. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.
б) Радиальная сила Н.
Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня 2 – колесо.
11. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.
Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.
[1 табл.3.8] [1 табл.3.7].
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
12. Приведенные числа зубьев:
зубья колеса слабее чем зубья шестерни по условию изгибной выносливости поэтому произведем их проверку.
- коэффициент учитывающий угол наклона зуба.
[1 с.47] – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
Передача проходит проверки на прочность.
Эскизная компоновка проектируемого редуктора
1. Определяем геометрические размеры валов исходя из условия прочности на кручение
Wp –полярный момент сопротивления вала
1.1. Определим диаметр хвостовика вала по чистому кручению.
2. Определим диаметр шеек шипов
dШ1=dХВ1+(0 10)=28+7=35 мм
dШ2=dХВ2+(0 10)=40+5=45 мм
Так как для компоновки применяем подшипник качения то диаметр шеек и шипов должны быть кратными 0 или 5 потому что внутренний диаметр отверстия кратен 0 ли 5 поэтому принимаем подшипники средней серии.
dШ1=35 мм подшипник №307
dШ2=45 мм подшипник №309
dВ1=dШ1+(5 10)=35+5=40 мм
dВ2=dШ2+(5 10)=45+10=55 мм
3. Смазка подшипников.
При Vзац2.5 устанавливаем маслоотражающие шайбы или мазеудерживающие кольца с внутренней стороны редуктора на 10 мм.
) Межосевое расстояние
d1=488135 мм d2=3111864 мм df 1=438135 мм df 2=3061864 мм b1=82 мм b2=72 мм dСТУП2=? LСТ2=?
) Диаметральные размеры валов
dХВ1=28 мм dХВ2=40 мм dШ1=35 мм dШ2=45 мм dВ1=40 мм dВ2=55 мм
) Размеры подшипников
D = 80 мм D = 100 мм
Где d – внутренний диаметр подшипника ;
D – наружный диаметр подшипника ;
В - ширина подшипника ;
) Утопление подшипников с внутренней стороны редуктора
На 10 мм при VЗАЦ25 мс
Установка мазеудерживающих колец с внутренней стороны редуктора.
1. Первый вал редуктора при следующих данных :
Материал вала СТ 45 ГОСТ 1050-72 В=610 Нмм2 Т=360 Нмм2 -1=043В
Отношение допускаемых напряжений
[u]I : [u]II : [u]III = 3.8 :1.7 : 1
2. Расчет сил действующих в зацеплении зубчатой цилиндрической косозубой передачи.
В данном случае принимаем Ft1 = Ft =345396 Н
3.2 Радиальные силы Fr1= Fr2
Fr1= Fr2 = Ft1·tgcos
Fr1= Fr2 = 345396·tg20º09833 = 12785 Н
3.3 Осевые силы Fa1=Fa2
Fa1=Ft1·tg=345396·tg 104753=63861 Н
3 Составим схему нагружения входного вала определим опорные реакции и строим эпюры нагружения вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
3.а).1 Определим реакции в опорах А и В для чего составим уравнения моментов относительно опор А и В.
МА = -RВ·160 + Ft1·80+Qвв ·240= 0
RB= 4982·78-86196·240156= 93318 Н
МВ = -Ft1·78 +RА·160 + Qвв ·80= 0
3. а).2 Строим эпюру нагружения вала от сил действующих в вертикальной плоскости:
I-I (справа)Ми = -RвВ·78 = 93318·78 = -7278 Н·м
II-II (слева) Ми= -QB69064 + 93378 =-572 Нм
3.б) в горизонтальной плоскости:
3.б).1 Определим реакции в опорах А и В для чего составим уравнения моментов относительно опор А и В.
МА =- Qгв·69соsВ-RВ·156+ Fr1·78 = 0
МВ = -Qгв·225- Fr1·78 + RА·156- Fa1·d12 = 0
Проверка: y = 0766Q-RВ+ Fr1 - RА=0
3.б.2) Строим эпюру нагружения вала от сил действующих в горизонтальной плоскости:
I-I (справа) Ми = -RгВ·78 = -1166 Н·м
II-II (слева) Ми = Qв·076669= 362 Н·м
3.в) Определим суммарные изгибающие моменты в сечениях вала. Строим суммарную эпюру нагружения.
I-I Ми = Мв2+Мг2 = √(-7278)2+(-1666)2 =1375 Н·м
II-IIМи = Мв2+Мг2 = √(-3027) 2+(362)2 = 4718 Н·м
3.г) Строим эпюру крутящего момента
3.д) Определим приведенные моменты:
I-I Мприв = √13752+8432= 1613 Н·м
II-II Мприв = √47182+8432 = 966Н·м
3.е) Определим диаметр вала в месте наибольшего его нагружения исходя из условия прочности на изгиб
[]III – определяем из соотношения допускаемых нарпряжений
Учитывая ослабление вала шпоночным пазом увеличиваем сечение вала на 5%.
dвI = 3122105 = 32781 мм
Принимаем dвI = 34 мм по ГОСТ 6636-39 учитывая ступенчатую конструкцию вала принимаем :
4 Расчет вала на выносливость или определение действительного запаса прочности вала в сечениях
4.1 Определим запас прочности в наиболее нагруженном сечении ( I-I )
Общий запас прочности
4.1.а) n ; n – запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.
4.1.1) -1 ; -1 – пределы выносливости вала при нормальных и касательных напряжениях
-1 = 043· в -1 = 043·610 = 2623 Нмм2 (МПа)
-1 = 06· -1 -1 = 06·2623 = 158 Нмм2
4.1.2) ; - эффективные коэффициенты концентраций напряжений в рассматриваемых сечениях валов
4.1.2.а) ф ; ф – эффективные коэффициенты концентрации напряжений зависящие от формы изделия в рассматриваемом сечении
ф = 17 ; ф = 14 при шпоночной канавке и в = 610 МПа
4.1.2.б) п ; п - эффективные коэффициенты концентрации зависящие от частоты обработки поверхности
п = 1 ; п = 1 – при 7 классе шероховатости
4.1.3) ; – масштабные факторы учитывающие абсолютные размеры детали
= 0855 ; = 074 при dвI = 34 мм
4.1.4) - коэффициент учитывающий частоту поверхности рассматриваемого участка вала
= 1 так как вал шлифуется по 7 классу шероховатости
4.1.5) ; - коэффициент ассиметрии циклов
= 005 ; = 0 при в = 610 МПа
4.6) а ; а - средние значения напряжений
а = мах = МWос нетто ; m = 0
а = m = mах2 = МкрWр нетто·2
4.1.6.а) Wос нетто ; Wр нетто – осевой и полярный моменты сопротивления вала по шпоночному пазу
По диаметру вала dвI = 34 мм выбираем призматическую шпонку с размерами b = 10 h = 8 t1 = 5 t2 = 33
а = 17723·1035055·103 =3506 Нмм2
а = 16607·10311332·103 ·2 = 733 Нмм2
4.2 По сечению III-III
5 Составим схему нагружения второго вала определим опорные реакции и строим эпюры нагружения вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях
5.а) в вертикальной плоскости:
5.а.1) Определим реакции в опорах А и В для чего составим уравнения моментов относительно опор А и В.
МА = RвВ·164 - Ft2·82 + Fa d22= 0
МВ = -RвА·164 +Ft2·82+Fa d22= 0
5.а.2) Строим эпюру нагружения вала от сил действующих в вертикальной плоскости:
I-I (слева)Ми =RвА·82 =1021 Н·м
I-I (справа)Ми =RвВ·82 =274 Н·м
5.б) в горизонтальной плоскости:
5.б.1) Определим реакции в опорах А и В для чего составим уравнения моментов относительно опор А и В.
МА = -Fr2·82 + RгВ 164 = 0
RгВ = (Fr2·82)164= 172698 Н
5.б.2) Строим эпюру нагружения вала от сил действующих в горизонтальной плоскости:
I-I Ми = RгВ·82 = 14161 Н·м
5.б.4)Суммарный изгибающий момент
Ми cум I-I= Мв2 и I-I+Мг2и I-I = √(1021)2+(14161)2=17456 Н·м
Строим суммарную эпюру нагружения.
5.в) Строим эпюру крутящего момента
5.д) Определим приведенный момент:
Мпр I-I= М2 и cум I-I+М2кр = √174562+5102 =53904 Н·м
6.е) Определим диаметр вала в месте наибольшего его нагружения исходя из условия прочности на изгиб
Принимаем dвII = 50 мм но при дальнейших расчётах на выносливость принимаем dвII = 45 мм так как это более экономично:
По диаметру вала dвI = 45 мм выбираем призматическую шпонку с размерами b = 14 h = 9 t1 = 55 t2 = 38
Подбор подшипников качения осуществляется по диаметру шейки вала и по динамической грузоподъемности С т. к. nв >10 мин-1.
Подбор подшипников на первый вал:
Исходные данные: dв1=34мм; dш1=30 мм вал 1
1 Определим суммарные реакции действующие в опорах А и В вала 1
4 Определим требуемую динамическую грузоподъемность выбранного подшипника:
Cтреб=Р (60·Lh·nв106) 1α ≤ Cтабл
Намечаем подшипник серии №106
С= 13300 Н Со= 6800 Н
Cтреб = 96118Н Cтабл = 13300 Н
5 Определим действительную долговечность подшипника в часах:
Lhдейств=(СтаблР)α·10660nв
Для первого вала принимаем подшипник № 106
d=30мм D=55мм В=13мм
Исходные данные второго вала:
dв2=45 мм; dш2=40 мм
6 Определим суммарные реакции действующие в опорах А и В
Р = (11 332523 + 0 0 ) 13 1 = 43228 Н
9 Определим требуемую динамическую грузоподъемность выбранного подшипника:
Cтреб=22396 (60·5097·3000106) 13 = 468848Н Cтабл = 32000 Н
Подшипник недогружен
10 Определим действительную долговечность подшипника в часах:
Для второго вала принимаем подшипник № 108
d = 40 мм B = 15 мм D = 68 мм r = 15 мм
ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА ПРОЕКТИРУЕМОГО РЕДУКТОРА 2 ЭТАП
2 Определим размеры корпуса и крышки редуктора
2.1) Толщина стенки корпуса
2.2) Толщина стенки крышки
2.3) Толщина верхнего пояса корпуса
2.4) Толщина нижнего пояса крышки корпуса
2.5) Толщина нижнего пояса крышки корпуса
а) без бобышек Р = 2.35·=188 мм
б) с бобышками Р =(2.35 275)·8=18 22 мм
2.6) Диаметр фундаментальных болтов
d1=(0.03 0.035)a+12=183 мм (М20)
2.7.1) У подшипников
d2=(0.7 0.75)d1=15 мм
2.7.2) У соединяющих основание корпуса с крышкой по поясу
d3=(0.5 0.6)d1=12 мм
2.8) Диаметр болтов крепления крышек к корпусу
2.9) Высота бобышек выбирается конструктивно чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайки.
2.10) Диаметр бобышек гнезда
L=8+25+11+15+35=53 мм
2.12) Расстояние от оси d2 от внутренней стенки гнезда подшипника
1 Проверка шпонок по напряжению смятия
Для сталь 3 [cм] = 70 100 Hмм2
По диаметру хвостовика dхв1=25 мм выбираем шпонку
b×h=8×7 t1=4 t2=33 ист [3] ст. 181
2 Определяем рабочую длину шпонки
3 Проверка шпонки по напряжению среза
Так как условие прочности на смятие не выполняется то берем 2 шпонки
4 Определяем рабочую длину шпонки для второго вала на выходе
4.1) По диаметру хвостовика dхв=35мм выбираем шпонку
b×h = 10×8 t1=5 t2=3.3
5 Проверка шпонки по напряжению среза
Так как условие прочности на смятие не выполняется то берем 2 шпонки.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Расчет на нагрев ведем из условия теплового баланса
Qв – количество выделяющегося тела при передаче нагрузки
Qо – количество отводящегося тепла от поверхности редуктора.
1 Для теплового редуктора необходимо знать общую площадь поверхности редуктора
Аоб = А1 + А1' + А2 + А2' ++ А3' м2 где
А1 = A1' = abak = 028033 = 00924 м2
A2 = A2' = abac = 028014 = 00392 м2
А3 = А3' = acak = 014033 = 00462 м2
Примечание: размеры граней редуктора берем со второй компановки.
Аоб = 009242 + 003922 + 004622 = 03556 м2
2 Составим группу уравнений для расчета температуры масла
(1)Qв = P1(1 – р) Вт где Р1 – мощность на первом валу редуктора
р – КПД редуктора; р = зпп.к.2 = 0951
Qо = kт(tм – tв)Аоб = kтΔtАоб где kт = 8 17 Втм2°С
где tв – температура воздуха tв = 20°С
3 Подставив значения в выражение 1 рассчитаем Qо
Qо = 135103(1 – 0951) = 6615 Вт
tм = 20 + 66151503556 = 324°С
ПОДБОР И ПРОВЕРКА ЭЛЕМЕНТОВ СОЕДИНИТЕЛЬНОЙ МУФТЫ
В качестве соединительной муфты принимаем МУВП (муфта упругая втулочно-пальцевая) изготовленную по ГОСТ 21424-75.
1 Муфту подбираем по Мкр расч = Мкр ном αо и dхв
Мкр расч = 51017 = 867 Нм
Данная муфта имеет следующие размеры:
d = 60 мм;dп = 18 мм;
D = 220 мм;Dо = 170 мм;
ист [7] ст. 181 184.
2 Проверка пальцев по напряжениям изгиба по условию прочности на изгиб
3 Проверка резиновых или мягких элементов по напряжению смятия
ВЫБОР СМАЗКИ ДЛЯ КОЛЕС И ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1 Выбор смазки для зубчатых колес:
Так как окружная скорость зацепления Vзац = 082 мс что меньше 12 мс то будем применять картерную смазку которая осуществляется окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса редуктора.
Зубчатые колеса должны быть погружены в масло на высоту зуба.
В зависимости от материала колес в и Vзац определяем кинематическую вязкость масла:
= 177 сСт при t = 50°С
= 205 сСт при t = 100°С
В данном случае для смазывании зубчатых колес принимаем автотракторное масло АК – 10.
2 Выбор смазки для подшипников качения:
Смазку для подшипников качения выбирают в зависимости от величины dn
где d – внутренний диаметр подшипника d = 30 мм
n – частота вращения колец подшипника n 500 обмин
так как dn = 15000 ммобмин 300000 ммобмин то используются пластичные масла.
В зависимости от диаметра d частоты вращения n температуры применения t и вида смазки выбираем следующую смазку:
литол – 24 так как она водоупорна и применяется при температуре
Влажность окружающей среды применения 80%.
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ
Во избежание случаев травматизма при работе на приводе необходимо строго придерживаться правил техники безопасности :
# запрещается работать людям не прошедшим инструктаж по технике безопасности и не ознакомленным с общим устройством и принципом работы привода;
# корпус привода и электродвигателя должны быть обязательно заземлены ;
# все движущиеся и вращающиеся части должны в обязательном порядке защищаться кожухами а при невозможности их установки должны быть обозначены опасные зоны и по возможности установлены ограждения ;
# при техническом обслуживании привода и шнеков должна быть вывешена табличка “Не включать. Работают люди” и указаны час и день работ а также отключен рубильник питания электродвигателя;
# запрещается перегружать рабочие органы кормосмесителя ;
# запрещается работать без спецодежды .
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
“ Методические указания по кинематическому расчету привода и расчету передач с гибкой связью .”
Челябинск 1987 г . Разработано кафедрой ДМ и ПТМ.
Чернавский С.А. “ Проектирование механических передач”
“Машиностроение” М.: 1984 г.
Гузенков П.Г. “ Детали машин .”
“Высшая школа” М.: 1986 г.
Длоугий В.В. “ Приводы машин .”
“ Машиностроение .” Л.: 1982 г.
Чернин И.М. “ Расчеты деталей машин .”
“Высшая школа ” Минск 1978 г.
Кузьмин А.В. и др. “ Расчеты деталей машин ”
“Высшая школа ” Минск 1986 г.
ГОСТ 21354-75 “ Расчеты на прочность передачи ”.

+Спецификация.spw

ДМ.РПКТ.33.01.01.000 СБ
ДМ.РПКТ.33.01.01.001 СБ
Крышка смотрового отверстия
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
ДМ.РПКТ.33.01.01.003
ДМ.РПКТ.33.01.01.004
ДМ.РПКТ.33.01.01.005
ДМ.РПКТ.33.01.01.006
ДМ.РПКТ.33.01.01.007
ДМ.РПКТ.33.01.01.008
ДМ.РПКТ.33.01.01.009
Кольцо маслоудерживающее
ДМ.РПКТ.33.01.01.010
ДМ.РПКТ.33.01.01.011
ДМ.РПКТ.33.01.01.012
Крышка подшипника сквозная
ДМ.РПКТ.33.01.01.013
ДМ.РПКТ.33.01.01.014
Крышка подшипника глухая

+Зубчатое колесо.cdw

Радиусы скруглений 2 мм max
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Коэффициент смещения
Степ. точности ГОСТ 1758-81
Постоянная хорда зуба
Высота до пост. хорды
Обозн. черт. сопряж. шестерни

+Спецификация.spw

ДМ.РПКТ.33.01.01.000
ДМ.РПКТ.33.01.01.001
Крышка смотрового отверстия
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
ДМ.РПКТ.33.01.01.003
ДМ.РПКТ.33.01.01.004
ДМ.РПКТ.33.01.01.005
ДМ.РПКТ.33.01.01.006
ДМ.РПКТ.33.01.01.007
ДМ.РПКТ.33.01.01.008
ДМ.РПКТ.33.01.01.009
Кольцо маслоудерживающее
ДМ.РПКТ.33.01.01.010
ДМ.РПКТ.33.01.01.011
ДМ.РПКТ.33.01.01.012
Крышка подшипника сквозная
ДМ.РПКТ.33.01.01.013
ДМ.РПКТ.33.01.01.014
Крышка подшипника глухая

+Крышка подшипника сквозная.cdw

Формовочные уклоны 2
Неуказанные радиусы 1 мм
ДМ.РПКТ.33.01.01.012

+Редуктор.cdw

Передаточное число u=5
Крутящий момент на выходном валу Т=929
Частота вращения выходного вала n=69
Плоскость разъема покрыть пастой "Герметик
Необработанные поверхности корпуса красить: Внутри
редуктора-маслостойкой краской
Залить масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
ДМ.РПКТ.33.01.01.000
Техническая характеристика
Технические требования

+Вал ведомый.cdw

+Зубчатое колесо.cdw

Радиусы скруглений 2 мм max
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Коэффициент смещения
Степ. точности ГОСТ 1758-81
Постоянная хорда зуба
Высота до пост. хорды
Обозн. черт. сопряж. шестерни

+Спецификация.spw

ДМ.РПКТ.33.01.01.000
ДМ.РПКТ.33.01.01.001
Крышка смотрового отверстия
ДМ.РПКТ.33.01.01.002
ДМ.РПКТ.33.01.01.003
ДМ.РПКТ.33.01.01.004
ДМ.РПКТ.33.01.01.005
ДМ.РПКТ.33.01.01.006
ДМ.РПКТ.33.01.01.007
ДМ.РПКТ.33.01.01.008
ДМ.РПКТ.33.01.01.009
Кольцо маслоудерживающее
ДМ.РПКТ.33.01.01.010
ДМ.РПКТ.33.01.01.011
ДМ.РПКТ.33.01.01.012
Крышка подшипника сквозная
ДМ.РПКТ.33.01.01.013
ДМ.РПКТ.33.01.01.014
Крышка подшипника глухая

+Крышка подшипника сквозная.cdw

Формовочные уклоны 2
Неуказанные радиусы 1 мм
ДМ.РПКТ.33.01.01.012

+Редуктор.cdw

Передаточное число u=5
Крутящий момент на выходном валу Т=929
Частота вращения выходного вала n=69
Плоскость разъема покрыть пастой "Герметик
Необработанные поверхности корпуса красить: Внутри
редуктора-маслостойкой краской
Залить масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
ДМ.РПКТ.33.01.01.000
Техническая характеристика
Технические требования

+Редуктор.cdw

Передаточное число u=5
Крутящий момент на выходном валу Т=929
Частота вращения выходного вала n=69
Плоскость разъема покрыть пастой "Герметик
Необработанные поверхности корпуса красить: Внутри
редуктора-маслостойкой краской
Залить масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
ДМ.РПКТ.33.01.01.000 СБ
Техническая характеристика
Технические требования