Определение потребляемой мощности привода и электродвигателя. Проверка на прочность валов и зубчатых передач. Оценка долговечности подшипников по их динамической грузоподъемности. Подбор прокладок и манжетов для обеспечения герметичности редуктора.
Определение крутящих моментов: редуктор вал подшипник прокладка CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 11) Сила, действующая на вал: 12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. 11) Сила, действующая на вал: 12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. Ремень А-2500 Т ГОСТ 1284.1-80, шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к.
Введение
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи инженера-конструктора.
В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.
Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты.
Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.
Дано: 1. Окружная сила на барабане привода ленточного конвейера: Fраб = 7.5 КН
2. Скорость движения ленты: Vраб = 0,5 м/с
3. Диаметр барабана: D б = 300 мм
4. Длина барабана: В б = 500 мм
Срок службы 5 лет
Кг = 0,7, Кс = 0,5
График загрузки:
1. Потребляемая мощность привода.
Рвых = Fраб ? Vраб = 7,5 КН ? 0,5 м/с =3,75 КВТ
2. Общий КПД привода: ho =hpem ? hред ? hв= 0,95 ? 0,962 ? 0.99=0,86
Принимаем hpem = 0,95; hред=0,96; hв=0.99
3. Потребная мощность электродвигателя:
Принимаем Рэ.потр. = 4 КВТ
4. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]): двигатель 4А112МВ6У3
Р = 4 КВТ;
nc = 1000 об/мин;
S = 5,1%
5. Определение частоты вращения барабана транспортера:
6. Определение и разбивка общего передаточного отношения: И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458
5) Межосевое расстояние: а min = 0,55 ? (d1 d2) Т0 = 0,55 ? (125 250) 8 = 214,25 мм а max = d1 d2 = 125 250 = 375 мм
6) Длина ремня:
Принимаем: Lp = 1400 мм.
7) Уточняем межосевое расстояние: , где w = 0,5 ? p ? (d1 d2) = 0,5 ? 3,14 ? (125 250) = 588,75 мм у = (d2 - d1)2 = (250 -125)2 = 15625 мм2
Принимаем а = 400 мм.
8) Угол обхвата:
9) Число ремней:
Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 КВТ (табл. 7.8 [1]);
CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);
Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Cz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Са - коэффициент угла обхвата = 0,95
10) Натяжение одной ветви ремня: , где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
11) Сила, действующая на вал:
12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. 271, [3]):
Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра. d1=250 мм, d2= d1Ирем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.
Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени: , т.е. составляет Н= 282 64=18048
4) Уточняем передаточное отношение:
5) Межосевое расстояние:
а min = 0,55 ? (d1 d2) Т0 = 0,55 ? (250 500) 8 = 420,5 мм а max = d1 d2 = 250 500 = 750 мм
6) Длина ремня:
Принимаем: Lp = 2500 мм
7) Уточняем межосевое расстояние: , где w = 0,5 ? p ? (d1 d2) = 0,5 ? 3,14 ? (250 500) = 1177,5 мм у = (d2 - d1)2 = (500 -250)2 = 62500 мм2
Принимаем а = 650 мм
8) Угол обхвата:
9) Число ремней:
Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 КВТ (табл. 7.8 [1]);
CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);
Ср - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);
Cz- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90
Са - коэффициент угла обхвата = 0,95
10) Натяжение одной ветви ремня: , где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.
11) Сила, действующая на вал:
12) Рабочий ресурс клиноременной передачи (стр. 271, [3]):
Приняли 4 ремня.
Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80, шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V ? 30 м/с (V = 9м/с).
Dнаруж. = dp 2 h0
Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.
Параметры шкивов (стр.286, [3]): dp = 250 dp = 500 lp = 11,0 lp = 11,0 h0 = 3,3 h0 = 3,3 h = 8,7 h = 8,7 е = 15, е = 15,0 f = 10, f = 10,0 a = 38° a = 38° r = 1 мм r = 1 мм
Ширина шкива (стр. 287, [3]): Вш = (z - 1) ? e 2 ? f = 3 ? 15 2 ? 10,0 = 65 мм
Толщина обода: dчуг. = (1,1…1,3) ? h = 9,57 ? 11,31 » 10 мм
Толщина диска: С = (1,2…1,3) ? d = 9,6 ? 10,4 = 10 мм
Диаметр ступицы: dct. = (1,8…2) ? d, где d - диаметр вала. dct.1 = 2 ? 28 = 56 мм dct.2 = 2 ? 32 = 64 мм
Длина ступицы: lct. = (1,5…2) * d, lct.1 = (1,5…2) ? d = 42…112 мм примем lct.1 = 110 мм lct.2 = (1,5…2) ? d = 96…128 мм примем lct.1 = 110 мм
Число спиц для шкивов с D ? 350 мм принимаем z = 4
Ширина спицы
, где Т - передаваемый шкивом крутящий момент:
[s]F = 30 Н/мм2 - для чугунных шкивов
Толщина спицы а = (0,4…0,5) ? h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм
Для эллиптического сечения а1 = 0,8 ? а = 0,8 ? 4 = 3,6 h1 = 0,8 ? h = 0,8 ? 8,7 = 6,96
Меньший шкив примем: Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75 l = 90 L = 50
Вш = 65 мм
Dнаруж. = 256,6 мм
Большой шкив примем: Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75 l = 90 L = 50
Вш = 65 мм
Dнаруж. = 566,6 мм
12. Расчет на контактную выносливость.
Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость
Рекомендуемые сочетания твердостей зубьев
Шестерня зубчатое колесо
Hb 320 hb 250
Hrc 46 hb 290
Hrc 62 hrc 45
645.4545288085938
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА
518.1818237304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА
523.6363525390625
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА
818.9077758789062
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА
590.9091186523438
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА
634.4176025390625
Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПА
1385.371948242188
Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПА
973.8224487304688
Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПА
1061.637451171875
Тихоходная ступень редуктора
1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПА
Межосевое расстояние a= 250 мм
Модуль нормальный mn= 4 мм
Число зубьев шестерни z1= 29
Число зубьев колеса z2= 93
Делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм
Диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм
Ширина венца шестерни b1= 84.75 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mm
Угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад
Коэффициент смещения исходного контура x= 0
Окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h
Распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h
Осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h
2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПА
Межосевое расстояние a= 200 мм
Модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм
Число зубьев шестерни z1= 30
Число зубьев колеса z2= 94
Делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм
Диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм
Ширина венца шестерни b1= 69 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mm
Угол наклона зубьев b3= 2172214984893799 рад
Коэффициент смещения исходного контура x= 0
Окружная сила в зацеплении ft = 9135.5029296875 h
Распорная сила в зацеплении f r= 3325.322998046875 h
Осевая сила в зацеплении fa = 2016.240112304688 h
3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПА
Межосевое расстояние a = 140 мм
Модуль нормальный mn = 2.5 мм
Число зубьев шестерни z1= 27
Число зубьев колеса z2= 83
Делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм
Диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм
Ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mm
Угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 13111.583984375 h
Распорная сила в зацеплении fr = 4772.61669921875 h
Осевая сила в зацеплении fa = 2511.61962890625 h
Быстроходная ступень
1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПА
Межосевое расстояние a = 180 мм
Модуль нормальный mn = 3.150000095367432 мм
Число зубьев шестерни z1 = 17
Число зубьев колеса z2= 95
Делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм
Диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм
Ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм
Угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 2888.81396484375 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1051.5283203125 h
Осевая сила в зацеплении fa = 586.598388671875 h
2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПА
Межосевое расстояние a = 140 мм
Модуль нормальный mn = 2.5 мм
Число зубьев шестерни z1= 17
Число зубьев колеса z2= 93
Делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 236.7272644042969 мм
Диаметр выступов колеса da2= 241.7272644042969 мм
Ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 мм
Угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = 0
Окружная сила в зацеплении ft = 3726.3134765625 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1356.378051757812 h
Осевая сила в зацеплении fa = 713.8025512695312 h
3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПА
Межосевое расстояние a = 100 мм
Модуль нормальный mn = 2 мм
Число зубьев шестерни z1= 15
Число зубьев колеса z2= 83
Делительный диаметр шестерни d1= 30.61224365234375 мм
Диаметр выступов шестерни da1= 35.08283233642578 мм
Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 169.3877563476562 мм
Диаметр выступов колеса da2= 172.9171752929688 мм
Ширина венца шестерни b1= 37.5 мм
Ширина венца зубчатого колеса b2= 31.5 мм
Угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад
Коэффициент смещения исходного контура x = .1176470592617989
Окружная сила в зацеплении ft = 5207.6962890625 h
Распорная сила в зацеплении fr = 1895.601440429688 h
15. Проверка валов на прочность. а) быстроходный вал: Запас прочности должен составлять ? 2,5…3.
Выберем Ст. 45.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 870 МПА st = 640 МПА s-1 = 370 МПА fs = 0,1 t = 380 МПА t-1 = 220 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах.
Мимах = 232,34 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,79 et = 0,675 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2, Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 870 МПА st = 640 МПА s-1 = 370 МПА fs = 0,1 t = 380 МПА t-1 = 220 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).
Мимах = 534,43 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,805 et = 0,69 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2, Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]: НВ 270 sв = 880 МПА st = 740 МПА s-1 = 400 МПА fs = 0,1 t = 440 МПА t-1 = 230 МПА ft = 0,05
Опасным сечение является то сечение, где действует Мимах.
Мимах = 626,86 Н?м b - коэфф., учитывающий влияние шероховатости, при Rz ? 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4]) es и et - масштабные факторы: es =0,72 et = 0,61 (табл. 11.6 [4])
Ks и Кт - коэф. концентрации: Ks = 2, Kt = 2,1 (для валов со шпоночной канавкой, стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5]) sa = s sm = 0
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается, что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 64698,75 мм3; Wp = 137598,75 мм3;
в ? h 25 ? 14 (шпонка), тогда
Считаем коэффициент запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности:
Прочность обеспечена.
16. Выбор типа подшипников
Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные. а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 - 75. б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75. в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 - 75.
17. Проверка выбора подшипников а) подшипник 307 d =35 мм; D = 80 мм; В = 21; r = 2,5; Cr = 33,2КН; С0r = 18 КН
ХА = 736,96 Н; УА = -189,23 Н;
хв = 2057,73 Н; ув = 750,5 Н.
FA = 535,34 Н n = 485 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры: (табл. 9.18 [1]), где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ?V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт, где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 2185,72 1,71 ? 535,34) ? 1 ? 1,4 = 2995,21 H
Определим номинальную долговечность (ресурс): , где С - динамическая грузоподъемность, Р - эквивалентная нагрузка, р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт,
где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 773,99 1,71 ? 535,34) ? 1 ? 1,4 = 1888,4 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
Следовательно, окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. (вывод) б) подшипник 309 d = 45 мм; D = 100 мм; В = 25; r = 2,5; С = 52,7 КН; С0 = 30 КН
ХА = -3889,35 Н; УА = 2391,41Н;
хв = -6482,78 Н; ув = -640,75 Н.
FA = Fa3 - Fa2 = 1544,1 - 535,34 = 1008,76 Н n = 86,61 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры: (табл. 9.18 [1]),
где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = Fr1 ? V ? Кб ? Кт, где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 7559,99 ? 1 ? 1 ? 1,4 = 10583,986
Определим номинальную долговечность (ресурс): , где С - динамическая грузоподъемность, Р - эквивалентная нагрузка, р - показатель степени, для шарикоподшипников = 3.
для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = Fr1 ? V ? Кб ? Кт,
где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = 2475,76? 1,4 ? 1 ? 1 = 3466,06 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
в) подшипник 315 d = 75 мм; D = 160 мм; В = 37; r = 3,5; С = 112 КН; С0 = 72,5 КН
ХА = 5069,47 Н; УА = -1191,38 Н;
хв = 2534,73Н; ув = -1576,55 Н.
FA = 1544,1Н n = 27,6 об/мин
(табл. 9.18 [1]) для 1 опоры: (табл. 9.18 [1]), где V - коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт, где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 5667,84 1,71 ?1544,1) ? 1,4 = 8140,16 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
для 2 опоры:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: P = (Х ? V ? Fr1 У ? Fa) ? Кб ? Кт, где Кт = 1 (т. к. t < 100°)
Кб = 1,4 (табл. 9.19 [1])
P = (1 ? 0,56 ? 1976,08 1,71 ? 1544,1) ? 1,4 = 5245,82 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
18. Расчет муфты.
Тр = Тн ? К, где Тн - номинальный крутящий момент = 1385 Н?м
К - коэффициент режима, приближенно учитывающий режим работы привода
К = 1,5…2
Тр = 1385 ? 1,5 = 2077,5Н?м
Примем предохранительную фрикционную муфту, т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах, плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).
Определяем число пар трения: , где
Dн - наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;
Dв - внутренний диаметр кольца контакта дисков = 163,2 мм;
Dcp - средний диаметр кольца контакта дисков = 217,6 мм;
[р] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;
f0 - коэффициент трения покоя;
Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов: [р] = 0,25 f0 = 0,3
Сила сжатия пружины:
Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.
Определение усилия, приходящееся на одну пружину при включенной муфте:
z - число пружин
Определение силы, действующей на одну пружину при выключенной муфте:
Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от до , определяем из подобия: ;
Так как посадка витка на виток недопустима, то предельная нагрузка не должна превышать при зазоре между витками
Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку ll класса по ГОСТ 9389-75; из табл. 16,1 [4] находим: Задавшись индексом пружины и вычислив коэффициент:
,находим диаметр проволоки:
Принимаем
Определяем осадку пружины под действием силы F: , где z - число рабочих витков пружины = 3
G - модуль сдвига = 8 ? 104 МПА
Шаг пружины в свободном состоянии: , где sp - зазор = 0,1 ? d = 1 мм
Полное число витков: z1 = z 1,5 = 3 1,5 = 4,5 мм
Высота пружины при полном ее сжатии: Н3 = (z1 - 0,5) ? d = (4,5 - 0,5) ? 10 = 40 мм
Высота пружины в сводном состоянии:
Н0 = Н3 z ? (t - d) = 40 3 ? (21 - 10) = 73 мм
Длина заготовки проволоки для пружины: .
19. Расчет болтов
Рвых = Рэд ? h0 = 4 ? 0,86 = 3,44 КВТ
Определение нагрузки, действующей на болт: Fn = Fц ? sin45 = 131,8? sin45 = 85,59 Н
Fсд = Fц ? cos45 = 131,8 ? cos45 = 100,22 Н
Моп = Тзв Fсд ? 0,216 Fсд ? 0,122 = 943,73 Н
Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига: , где z = 6 f = 0,18 i = 1
Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:
F1max = F1мом Fa1
Fa1 - осевая сила, действующая на один болт:
F1max = 15867,6 4488,5 = 20356,1 Н
Fз.нс = к ? F1max ? (1 - c) = 1,4 ? 20356,1 ? (1 - 0,2) = 22798,8 Н c = 0,2
FSРАСЧ = 1,4 ? Fз.сд F1max ? c = 1,4 ? 27436,23 20356,1 ? 0,2 = 42481,9 Н
[sp] = 116 МПА
Выбираем d = 20 мм
Список литературы
1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк., 1988. - 416 с., ил.
2. В.С. Поляков, И.Д. Барбаш, О.А. Ряховский
3. Справочник по муфтам. Л., "Машинострое-
4. ние" (Ленингр. отд-ние), 1974, 352 с.
5. Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - М.: Высш. шк.. 1990. - 399 с., ил.
6. Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. - М.: Машиностронение, 1984. - 560 с., ил.
7. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф.
8. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Машино-
9. строение, 1979. -367 с., ил.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
