Проектирование редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи - Курсовая работа

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Редуктор состоит из литого стального корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр. Принимаем КПД на трение в опорах 2-х валов n20 = 0,992 Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем [] = 20 Мпа диаметр выходного конца вала dв2 = = = 44 мм; принимаем dв2=45мм Диаметр вала под подшипник принимаем =50, под зубчатым колесом принимаем =55.Мной был спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепная передача для привода к ленточному конвейеру. Расчет допустимого контактного напряжения, и расчет прочности показал, что выбранная зубчатая передача выдержит усилие передаваемое во время вращательного момента.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также рассчитать цепную передачу, двигатель. Редуктор состоит из литого стального корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр.

Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется с двигателем, выходной - с конвейером.

1. Кинематический расчет привода

Рис. 1. Кинематическая схема привода: А - вал; В - вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С - 2-й вал редуктора

Исходные данные Dб = 800 мм; F = 3*103 Н; V=1,5 м/с

Принимаем КПД цепной передачи n=96

Принимаем КПД на трение в опорах 2-х валов n20 = 0,992

Принимаем КПД зубчатой передачи ?1 = 0,98

КПД всего двигателя ? = ?20 ?1 ?2 = 0,92

Требуемая мощность двигателя p = где p - мощность, F - тяговая сила, ? - КПД привода, V - скорость p =

Частота вращения вала барабана np = где V - скорость м/с, Dб - диаметр барабана nб = = 36 об/мин

Выбираем электродвигатель

Двигатель: 132М8

Характеристика: p = 5,5 КВТ, nc = 750 обмин, S = 4,1 %

Возможные значения передаточного числа [u]: -для редуктора Up = 3?6

-для цепной передачи Uц= 3?6

-общее : u= up * uц = 9?36

Номинальная частота вращения : nдв = 750 - 30,75 = 719,25 об/мин

Угловая скорость: ?дв = = = 75,28 рад/сек

Общее передаточное отношение : u = ?б = = = 3,75 рад/сек u =

Принимаем передаточное число зубчатой передачи Up = 5, тогда uц = = = 4,01

Все параметры кинематического расчета внесем в таб. 1

Таблица 1

Вал А ?дв = 72,92 рад/сек nдв = 719 об/мин

Вал В ? = = = =14,6 рад/сек n = = об/мин

Вал С ?б = 3,75 рад/сек nб = 36 об/мин

Расчет вращающих моментов зубчатой передачи: Вращающий момент вала шестерни

Т1 = * 103 Н * мм

Вращающий момент вала колеса

Т2 = Т1 * = 67 * 5 = 335 * 103 Н * мм

2. Расчет зубчатых колес

2.1 Выбор материала

Выбираем для шестерни Сталь-45, термическая обработка- улучшенная, HB=230.

Для колеса выбираем Сталь-45, термическая обработка улучшенная, HB=200.

Допускаемое контактное напряжение.

[?н] = где H lim б предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

H lim б = 2НВ 70

KHL - коэффициент долговечности

Принимаем KHL = 1

[Sн]- коэффициент безопасности

[Sн]=1,1

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[?н] = 0,45*( [?н1] [?н2])

-для шестерни

[?н1] = = = 482 МПА

-для колеса

[?н2] = = = 428 МПА

Расчетное допускаемое контактное напряжение : [?н] = 0,45*(482 428) = 410 МПА

Требуемое условие : [?н] ? 1,23 [?н2]

1,23 * 428 = 526,4 > 410 Данное условие выполняется.

Принимаем = 1,25

Коэффициент ширины венца: ?ba = = 0,4 ?ba = 0,25?0,63

Межосевое расстояние из условия контктной выносливости

Ка = 43 для косозубых передач. aw = Ka ( n 1 ) = 43 ( 5 1 ) = 220,6 мм

Принимаем ближайший к стандарту по ГОСТ 2185-66 aw = 200 мм

Нормальный модуль зацепления mn = ( 0,01…0,02 ) aw mn = 2?4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=2,5

Определяем суммарное число зубьев

= принимаем ? = 10°

= = = = 157,6

= = = = 26,33

Принимаем =26, тогда =u* =5*26=130; уточняем значение угла ?

= = 0,975 ?=ar =12°50

2.2 Основные размеры шестерни и колеса

-диаметры делительные d1 = * z1 = * 26 = 66,66 мм d2 = * z2 = * 130 = 333,34 мм

-проверка межосевого расстояния

= = = 200 мм

-диаметры вершин зубьев da1 = d1 = 66,66 2 * 2,5 = 71,66 мм da2 = d2 = 333,34 2 * 2,5 = 338,34 мм

-ширина колеса b2 = ?ba * = 0,4 * 200 = 80 мм

-ширина шестерни b1 = b2 5 мм = 80 5 = 85 мм

-определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру ?bd = = = 1,275

Окружная скорость v = м/с

Согласно выбираем степень точности (7)

Коэффициент нагрузки : KH = при ?bd = 1,275, твердости, НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,25 при v = 2,5 м/с и 7-й степени точности для косозубых колес при v ? 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом, = 1,31

2.3 Проверка контактных напряжений ?н = * = * = 293.9 МПА

[?н ]=410kh/

Прочностное условие выполнено ?н=293,9<[?н ]=410

2.4 Расчет сил действующих в зацеплении

-окружная сила

-радиальная сила

-осевая сила

= = = = 458 H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

?F = ? [?F] при ?bd = 1,275 и несимметричным расположении = 1,33

=1,3; =1,33*1,3=1,73 коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

-для шестерни zv1 = 28

-для колеса zv2 = 140

Выбираем для шестерни YF1 = 3,84

-для колеса YF2 = 3,60

Допускаемое напряжение

[?F] =

-для шестерни

[?F1] = = 237 Мпа

-для колеса

[?F2] = = 206 Мпа

Находим отношение:

-для шестерни

= 62 МПА

-для колеса

= 57,5 Мпа

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса

Определяем коэффициенты к формуле:

где - коэффициент торцевого перекрытия

=1,5

Проверяем прочность зуба колеса

?F = ? [?F]

?F = 47 МПА < [?F] = 206 МПА

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжением.

3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допущенном напряжении

[ ] = 25 Мпа dв1 = = = 23,9 мм

Принимаем dв =25 т.к. вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметр ротора двигателя и вала редуктора. Для двигателя 132М8 =28; =32

Принимаем =28

Принимаем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточным диаметром полумуфт по двигатель =28 и =25

Рис. 2. Конструкция ведущего вала

Примем под подшипники =30мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2 Ведомый вал

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем [ ] = 20 Мпа диаметр выходного конца вала dв2 = = = 44 мм; принимаем dв2=45мм

Диаметр вала под подшипник принимаем =50, под зубчатым колесом принимаем =55. Диаметры остальных участвков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компановке редуктора

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполним за одно целое с валом, ее размеры определены выше: =66,66мм

=2.5мм

=71,66мм

=85мм

=26

Колесо кованное

=334,34мм

=2,5мм

=338,34мм

=80мм

Z=130; =55

Расчет ведем по формуле

-диаметр ступицы колеса

DCT = l,6*DK2 = 1,6*55 = 88

-длина ступицы = (1,2?1,5)*55 = 66?82,5мм; принимаем =80мм

-толщина обода ?о = (2,5?4)*mn = (2,5?4)*2,5 = 6,25?10мм;

принимаем ?о=8

-толщина диска С = 0,3* b2 = 0,3 * 80 = 24мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора ? = 0,025а 1 = 0,025 • 200 1 = 6 мм, принимаем ? = 8 мм; ?1 = 0,02а 1 = 0,02*200 1 = 5 мм, принимаем ?1 - 8 мм.

Толщина фланцев пояса и крышки: -верхний пояс корпуса и пояса крышки b = 1,5*? = 1,5*8 = 12 мм; b1 = l,5*?1 = =1,5*8 = 12 мм;

-нижний пояс корпуса р = 2,35? = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм

Диаметры болтов: -фундаментных d1 = (0,03…0,036)а 12 = (0,03?0,36)*200 12 = 18?19,2мм принимаем болты М20

-болты, крепящие крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7?0,75) *d1= (0,7 - 0,75)*20 = 14?15мм принимаем болты М16

- болты, соединяющие крышку редуктора с корпусом d3 = (0,5?0,6)*d1 = (0,5?0,6)20 = 10?12мм принимаем болты М12

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную однорядную роликовую цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке: Т3 = T2 = 335*103 Н*мм

Передаточное число цепной передачи =4,01

Число зубьев: -ведущей звездочки z3 = 31 - 2uц = 31 - 2*4,01 = 23

-ведомой звездочки z4 = z3*uц =23 *4,01=92 принимаем =23; =92 тогда фактическое передаточное отношение uц = = = 4 отклонение , что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

Кэ = , где -влияние межосевого расстояния =1;

-коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров =1;

- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании =1,25; - коэффициент смерти =1 при непрерывной смазке; кп -учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе кп = 1.

=1,25

Рассчитываем шаг цепи t ? 2,8 * при частоте вращения n2 = об/мин принимаем допускаемое давление [p]=23 МПА, тогда t ? 2,8* ?26мм

Подбираем цепь ПР-25,4-60,0 ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60,0 КН; массу q = 2,6 кг/м; = 179,7 мм2

Скорость цепи v = = = 1,35 м/с

Окружная сила

Ftц = = = =3622,9H

Давление в шарнире p = = = 25,2 МПА

Допускаемое давление в шарнире

[p]=26,4*[1 0,01( -17)]=26,4*[1 0.01(23-17)]=27,98 МПА

Условие прочности p=25,2<[р]=27,98МПА выполняется.

Определяем число звеньев по формуле

Lt = 2at 0,5Z? где at = = 50; Z? = z3 z4= 23 89 =112; = =10,5

= 2 * 50 0,5 * 112 =158,205

Принимаем =158

Уточняем межосевое расстояние ац= 0,25*t* [Lt - 0,5*Z? ] ац = 0,25*25,4 [158 0,5*112 = 1978,53мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%.

1978,53*0,004=8мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек dд3 = = =186,76мм dд4 = = =721,59мм

Диаметры наружных окружностей звездочек

De3 = t * ( 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( 0,7 ) -0,3*15,88 =198мм

De4 = t * ( 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( 0,7 ) - 0,3*15,88 =738мм

Силы действующие на цепь: -окружная сила =3622,9Н

-центробежная сила

Fv = qv2 = 2,6 * 1,35*1,35 = 4,738Н

-сила провисания цепи

= 9,81* * q * ац = 9,81*1,5*2,6*1,258,3 =75,67Н

=1,5 при угле наклона передачи 45

-расчетная нагрузка на валы: Fв = = 3622,9 2*75,67=3774,24Н

Коэффициент запаса прочности цепи s = = =16,202

[s]=8,5 s>[s]- условие прочности выполняется

7. Компоновка редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aw = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 - 1,2?; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 35 мм и dп2 = 50 мм

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8…12 мм. Измерением находим расстояния на ведущем валу l1 = 70 мм и на ведомом l2 = 74 мм.

Примем окончательно l1 = 70; 12 = 74 мм.

Таблица 2

Условное обозначение подшипника d D B Грузоподъемность, КН

Размеры, мм С Со

307 310 35 50 80 110 21 27 33,2 65,8 18,0 36,0

Примечание: Наружный диаметр подшипника D = 72 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм.

Глубина гнезда подшипника lг 1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; lг = 1,5*27 = 40,5 мм; примем lг = 40 мм. Толщину фланца ? крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце А = 14 мм . Высоту головки болта примем 0,7dб = 0,7 * 14 = 9,8 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага г. Таким образом,l = t 5 = 25,4 5 = 30,4 мм. Измерением устанавливаем расстояние l3 = 67,5 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l3 = 67 мм

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал из предыдущих расчетов имеем: Ft = 2010 Н, Fr = 748Н и Fa =458 Н; l1 = 70

Реакции опор: в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = H

Ry1 = * ( ) = * ( ) = * (52360 15265,14) = 483 H

Ry2 = * ( ) = * ( ) = * (52360-15265,14) =265 H

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала

Проверка: Ry1 Ry2 - Fr = 483 265- 748= 0

Суммарные реакции : Pr1 = = =1006 H

Pr2 = = =1039 H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307: d = 35 мм; D =80мм; В=21 мм; С=33,2 КН и Со=18,0КН.

Эквивалентная нагрузка

Рэ = ( X*V*Pr1 Y*Pa )*Кб*КТ в которой радиальная нагрузка Pr1 =1006 Н; осевая нагрузка Ра = Fa =458 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 ; Кт = 1

Отношение: = = 0,0254; этой величине соответствует е 0,22

Отношение: = =0,455 > e; X = 0,56 и Y =1,99

Рэ = (0,56 * 1006 1,99 * 458 ) 1474 H

Расчетная долговечность, млн. об

L 3 = 3 =857 млн. об

Расчетная долговечность, ч

Lh = = 99*103 ч. что больше установленных ГОСТ 16162 - 85

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 2010 H; Fr = 748 H и Fa =458 H

Нагрузка на вал от цепной передачи Fв =3774,24 Н

Составляющие этой нагрузки

Fвx = Fвy = Fв * sin ? = 3774,24* sin 450 =2668,39 H

Из первого этапа компоновки l2 = 74 мм и l3 =67,5 мм

Реакции опор: в плоскости xz

Rx3 = * ( )

* ( ) = -213,2 Н

Rx4 = *

* =4921,12 Н

Проверка: Rx3 Rx4 - (Ft Fвх) = -213,2 4921,12 - (2010 2668)=0 в плоскости yz

Ry3 = = =1082 Н

Ry4 = * = * =3014 Н

Проверка: Ry3 - ( = 1082 2668 - (748 3014 )=-12

Суммарные реакции: Pr3 = = =1103 Н

Pr4 = = =5770 Н

Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии : d =50 мм; D=110 мм; В =27 мм; С =65,8 КНИ Со =36,0 КН.

Отношение: Отношение: = =0,0127;

этой величине соответствует е 0,19

Отношение: = =0,079 < e; X = 1 и Y = 0; соответствует е 0,19

Поэтому

Рэ = Pr4 * V * Кб * Кт = 5770 * 1 * 1,2 * 1 =6924 H

Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Расчетная долговечность, млн. об.

L 3 = 3 =857 млн. об

Расчетная долговечность, ч

Lh = = * 103 ч. здесь n = 143,85 об/мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 307 имеют ресурс Lh =264783 ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс Lh =99000 ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности : = ? [?см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см] - 100…120 МПА, при чугунной [?см] = 50?70 МПА.

Ведущий вал: d = 45 мм; b * h = 14 *9 мм; t1=5,5 мм;

длина шпонки l = 85 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм; момент на ведущем валу T1 =335 * 103 Н*мм;

см = =59,92 МПА < [?см]

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал: Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой: d = 45 мм; b x h - 14 *9 мм; t1 =5,5 мм; длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент T3 =335*103 Н*мм;

см = 59,92 МПА < [?см]

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие ?см < [?см] выполнено.

10. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора H7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 КВТ передаваемой мощности: V = 0,25 * 5,5= 1,4 дм3.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?н = 244 МПА и скорости v = 2,5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 * 10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 , периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

12. Сборка редуктора ленточный конвейер редуктор подшипник

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18*11*70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами. Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Мной был спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепная передача для привода к ленточному конвейеру.

Был выбран и рассчитан индивидуальный привод ленточного конвейера. В качестве движущей силы бал выбран электродвигатель марки 4А132S8 поскольку он по своим техническим данным идеально подходит к редуктору, который был мной рассчитан и спроектирован.

Расчет допустимого контактного напряжения, и расчет прочности показал, что выбранная зубчатая передача выдержит усилие передаваемое во время вращательного момента.

Расчет цепной передачи также показал, что условие прочности выполнено.

В редукторе установлены подшипники № 306 на ведущем валу и подшипники № 310 на ведомом валу. Теоретическая проверка долговечности подшипников показала, что подшипники соответствуют всем необходимым характеристикам моего редуктора.

Согласно моим расчетам вся система в целом получилась надежной и долговечной.

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. М.: Машиностроение, 2014.415с.

2. Баранов Г.Л. Расчет зубчатой цилиндрической передачи / Г.Л. 2010/

3. Зимковский В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для немашиностроительных специальностей вузов / В.М. Зимковский. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 2009. 47 с.

Размещено на