Привод барабанного смесителя

метки: Барабанный, Смеситель, Редуктор, Напряжение, Проверить, Вращение, Выбор, Нагрузка

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

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

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определение требуемой мощности электродвигателя по формуле [1]

Pвх (1)=Pвых/ (1.1)

где — мощность на выходном валу, кВт;

• коэффициент полезного действия привода.

(1.2)

где — коэффициенты полезного действия цепной передачи, закрытой цилиндрической передачи, муфты и подшипников соответственно.

По справочным таблицам выбираем

=

Pвх (1)=10*103/0,885=11,299*103 Вт Выбираем электродвигатель по условию [1]

Pдв >Pвх (1) (1.3)

где — мощность стандартизированного электродвигателя, кВт.

Выбираем по электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 180M8, с номинальной частотой вращения 750 об/мин, номинальной мощностью Pдв =15кВт.

1.1 Определение передаточного числа редуктора и его ступеней

Общее передаточное число Uобщ вычисляем по формуле [1]

Uобщ = n1 / n2, (1.4)

где n1 — частота вращения двигателя

n2 — частота вращения выходного вала

Uобщ = 730 / 50 =14,6

Uобщ = Uц.п.* Uред. * Uм (1.5)

где Uред — передаточное число редуктора;

• Uц.п — передаточное число клиноременной передачи, Uрп =4 [1];

Uм — передаточное число муфты, Uм =1

Редукторы реферат техническая механика

... компактности и уменьшения веса передаточное число редуктора по схеме 1 рисунка 1 следует брать не больше 8. При специализированном производстве в качестве зубчатой передачи часто используется одна из ... 7 , охватываемым — по В7 , прочих ±½ допуска 7-го класса. 6. Непараллельность осей вращения валов относительно опорных плоскостей не должна превышать: при лапах, выполненных вместе с ...

Из формулы (1.5) выражаем Uред

Uред = Uобщ / Uр.п. * Uм, (1.6)

Uред = 14,6/4 1=3,65

Выбираем передаточное число редуктора из стандартного ряда передаточных чисел[1]

Uред = 4

1.2 Определение кинематических параметров редуктора

Частота вращения звёздочки определиться

nдв = nз =730 об/мин (1.7)

Частота вращения быстроходного вала n1, об/мин определится по формуле[1]

n1 = nз / Uц. п, (1.8)

n1 = 730 / 4=182,5 об/мин

n2 = nвых=50 об/мин Угловая скорость звёздочки щз, рад/с, определится по формуле [1]

щз=р nз /30, (1.9)

щз=3,14 730/30=76,4 рад/с Угловая скорость быстроходного вала щ1, рад/с, определится по формуле [1]

щ1=р n1/30, (1.10)

щ1=3,14 182,5/30=19,10 рад/с Угловая скорость тихоходного вала щ2, рад/с, определится по формуле [1]

щ2=р n2/30, (1.11)

щ2=3,14 50/30=5,23 рад/с Крутящий момент шкива Tз, Н м, определится по формуле [1]

Tз=Рдв /щз, (1.12)

Tз=15 000/ 76,4=196,3 Н м Крутящий момент на входном валу T1, Н м, определится по формуле [1]

T1= Tз Uр. п зр.п зподш, (1.13)

T1=196,3 4 0,95 0,99=738,5 Н м Крутящий момент на выходном валу T2, Н м, определится по формуле [1]

T2= T1 Uред зред зподш, (1.14)

T2=738,5 4 0,97 0,99=2836,73 Н м

2. Расчет передачи с гибкой связью

Диаметр ведущего шкива d1, мм, определяем по формуле [1]

d1? 3−4, (2.1)

d1? 3−4 =176−231,44 мм По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d1=224 мм Диаметр ведомого шкива d2, мм, определяем по формуле [1]

d2= d1 Uр. п (1-е), (2.2)

где е-относительное скольжение ремня, е=0,015.

d2= 224 4 (1−0,015)=882,56 мм По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d2=900 мм Определяем фактическое передаточное число U’р.п открытой передачи

U’р.п = d2/ d1 (1 — е), (2.3)

U’р.п = 900/ 224 (1 — 0,015)=4,08

Отклонение передаточного числа

?Uр.п = (U’р.п — Uр. п)/ Uр. п 100%<5% (2.4)

?Uр.п = (4,08 — 4)/ 4 100%=2% <5% — условие выполнено.

Межосевое расстояние а, мм, определится по формуле [1]

а=0,55 (d1+d2), (2.5)

а=0,55 (224+900)=800 мм Угол обхвата малого шкива, град, определится по формуле [1]

б1=1800 — 57 (d2 — d1)/а, (2.6)

б1=1800 — 57 (900 — 224)/823=165,60

Длина ремня L, мм, определится по формуле [1]

L= 2a+0,5р (d1+d2)+(d2 — d1) 2 /4а, (2.7)

L= 2 800+0,5 3,14 (224+900)+(900 — 224) 2 /4*800=3550 мм Скорость ремня v, м/с, определится по формуле [1]

v=0,5 1000, (2.8)

v=0,5 76,4 224 1000=8,55 м/с Число ремней Z, определяется по формуле[1]

Z=15 (2.9)

Окружная сила Ft, Н, определится по формуле [1]

Ft = Pдв/v, (2.10)

Ft = 11 000/14,65=750 Н Предварительное натяжение ремня Fo, Н, определится по формуле [1]

Fo=850 (2.16)

Fo=529

Натяжение ведущей ветви ремня F1, Н, определится по формуле [1]

Генератор с регулятором напряжения

... тока, трехфазный, со встроенным выпрямительным блоком и электронным регулятором напряжения, правого вращения (со стороны привода), с вентилятором у приводного шкива и вентиляционными окнами в торцевой части. Для ... 9 - регулятор напряжения 10 - задняя крышка 11 - стяжной винт 12 - передняя крышка 13 - обмотка статора 14 - дистанционное кольцо 15 - передний подшипник вала ротора 16 – шкив 17 - гайка ...

F1= Fo+0,5 Ft, (2.17)

F1= 766,6+0,5 750= 1141,8 Н Натяжение ведомой ветви ремня F2, Н, определится по формуле [1]

F2= Fo — 0,5 Ft, (2.18)

F2=766,8 — 0,5 750 = 391,8 Н Напряжение от силы натяжения ведущей ветви ремня у1, Н/мм2, опреде-лится по формуле [1]

у1 = F1/b д, (2.19)

у1 =1141,8 /71 6=2,68 Н/мм2

Напряжение от центробежной силы уv, Н/мм2, определится по формуле [1]

уv =с v2 10−6, (2.20)

где с — плотность ремня, с=1200 кг/м3.

уv =1200 14,652 10−6=0,257 Н/мм2

Напряжение изгиба уи, Н/мм2, определится по формуле [1]

уи =Еи д/d1, (2.21)

где Еи=150 Н/мм2 для резиновых ремней.

уи =150 6/280=3,2 Н/мм2

Максимальное напряжение уmax, Н/мм2, определится по формуле [1]

уmax = у1 + уи + уv (2.22)

уmax = 2,68 +3,2 +0,257=6,137 Н/мм2

Проверим выполнение условия уmax? 7 Н/мм2 (2.23)

6,137 Н/мм2? 7 Н/мм2 — условие выполнено.

Число пробегов за секунду л определится по формуле [1]

л= v/L, (2.24)

л= 14,65/6,04= 2,42

Коэффициент Сu, учитывающий влияние передаточного отошения Uотк. п определится по фрмуле [1]

Сu? (2.25)

Сu? =1,66

Долговечность ремня Но, ч, определится по формуле [1]

Но =, (2.26)

где =1 при постоянной нагрузке [1];

• ? 7.

Но =

Нагрузка на валы передачи, Н, определится по формуле [1]

(2.27)

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса и шестерни

Выбираем марку стали для шестерни: Сталь 45, термообработка — улучшение, твердость HB1 230; для колеса выбираем Сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ2 200 [1]

Предел контактной выносливости шестерни, Н/, определится по формуле [1]

(3.1)

уH lim b1 =2 * 230 + 70=415 Н/

Предел контактной выносливости колеса, Н/, определится по формуле

(3.2)

уH lim b2 =2 * 200 + 70=360 Н/

Допускаемое контактное напряжение для шестерни [, Н/, опре-делится по формуле [1]

[= =, (3.3)

где — коэффициент долговечности шестерни, [1];

• коэффициент безопасности, =1,75.

[ =530*1/1,75=237 Н/

Допускаемое контактное напряжение для колеса [, Н/, опреде-лится по формуле

[==, (3.4)

где — коэффициент долговечности колеса,.

[=470*1/1,75=206 Н/

Среднее допускаемое контактное напряжение [, Н/, Н/, определится по формуле [1]

[=0,45[), (3.5)

[=0,45(481.8+427.2)=410 Н/

Проверим выполнение условия

[?1,23[, (3.6)

где [= [.

410 (Н/)? 1,23 427.2=525,45 Н/410 (Н/)? 1,23 427.2=525,45 Н/ — условие выполнено.

3.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние, мм, определится по формуле [1]

(3.7)

где — вспомогательный коэффициент, =43 [1];

• коэффициент величины зуба по межосевому расстоянию, =0,4;
• коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,25.

Полученное значение межосевого расстояния округляем по до ближайшего стандартного значения =355 мм.

Сооружение наземного участка линейной части магистрального газопровода ...

... строительства. В данном курсовом проекте будет рассмотрено строительство линейной части магистрального газопровода в условиях ... коэффициент условий работы; коэффициент надежности по материалу; коэффициент надежности по назначению. Расчетная толщина стенки трубопровода рассчитывается по формуле где коэффициент нагрузки по давлению; нормативное давление в трубопроводе, МПа; наружный диаметр ...

Модуль зацепления m, мм, определяем по формуле [1]

m _n =(0,01ч0,02), (3.8)

m _n =(0,01ч0,02)355=3,55ч7,1 мм Выбираем модуль из стандартного ряда mn=4 мм Число зубьев шестерни определится по формуле [1]

(3.9)

гдеугол наклона зубьев, град, =10 ⁰ .

Принимаем =35

Число зубьев колеса определится по формуле [1]

= z ₁ U_ред , (3.10)

= 354=140

Принимаем =132

Уточняем значение угла наклона зубьев, град, по формуле [1]

(3.11)

=9,627 ^o

Фактическое передаточное число Uф определится по формуле [1]

U _ф = (3.12)

U _ф =

Проверим выполнение условия

(U _ф -U_ред /U_ф )100%2,5% (3.13)

(4−4/4)100% = 0%2,5% — условие выполнено Окружная скорость колес определяется по формуле [1]

(3.14)

Назначаем 8 степень точности по[1].

3.3 Определение геометрических параметров

Делительный диаметр шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.15)

Делительный диаметр колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.16)

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.17)

мм Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.18)

мм Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм, определится по формуле [1]

= (3.19)

=

Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм, определится по формуле [1]

= (3.20)

Высота головки зуба, мм, определится по формуле [1]

=m (3.21)

=4 мм Высота ножки зуба, мм, определится по формуле [1]

=1,25m (3.22)

=1,254=5 мм Высота зуба h, мм, определится по формуле [1]

h=2,25m (3.23)

h=2,254=9 мм Ширина венца колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.24)

мм

Ширина венца шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.25)

мм

3.4 Силы в зацеплении

Окружная сила, Н, определится по формуле [1]

==, (3.26)

Радиальная сила F _r , Н, определится по формуле [1]

(3.27)

Осевая сила F _a , Н, определится по формуле [1]

(3.28)

3.5 Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние, мм, по формуле [1]

(3.29)

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса, определится по формуле [1]

(3.30)

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,09[1];

• коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,165 [1];

• динамический коэффициент =1.

K _H =1,09*1,165*1=1,27

Проверим контактное напряжение, Н/, по формуле [1]

(3.31)

условие выполнено Проверим передачу на процент недогруза, %, по формуле [1]

Совершенствование мельницы специальной для производственных условий ОАО «ВЦМ»

... профиль. Предложен принципиально иной материал для изготовления футеровочных плит. 1 ОПИСАНИЕ ИСХОДНЫХ ДАННЫХ. ОБЗОР УСЛОВИЙ РАБОТЫ СПЕЦИАЛЬНЫХ МЕЛЬНИЦ. ЦЕЛЬ И ... задействована четвертая технологическая линия, с пуском которой мощность завода определилась в 900 тысяч тонн цемента в год. На ... и одна печь 3.6 х 150 м.; пять цементных мельниц диаметром 2.6 х 13 м. Влажность шлама, подаваемого на печи: ...

(3.32)

Недогруз в пределах 10% — условие выполняется.

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба, Н/, по формуле [1]

[, (3.33)

где коэффициент концентрации нагрузки, 1,23[1];

• коэффициент динамичности, =1,1 [1];
• коэффициент, учитывающий форму зуба, =3,73;
• =3,6 [1];

• коэффициент компенсации погрешности, =0,93 [1];
• коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =0,89.

Проверку производим для колеса, т.к. выполняется неравенство [1]

[]/<[]/ (3.34)

206/3,6=57,2 < 237/3,73=63,5

71 Н/ 206 Н/ условие выполняется

4. Проектный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

Принимаю материал валов сталь 45 (https:// , 14).

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение

Принимаю по для быстроходного вала [фк] I=16 Н/мм2, для тихоходного вала [фк] II=19 Н/мм2

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала

Диаметр под шкив d1, мм, определится по формуле [2]

(4.1)

Принимаем d1=60 по[2]

Диаметр под подшипник d2, мм, принимаем d2=65 мм по [2]

Диаметр под шестерню d3, мм

(4.2)

принимаем d3=75 мм по [2]

4.4 Определение геометрических параметров тихоходного вала

Диаметр под полумуфту d1, мм, определится по формуле [2]

(4.3)

=90 мм Принимаем d1=90 мм Диаметр под подшипник d2, мм, принимаем по d2=95 мм Диаметр под колесо d3, мм

(4.4)

Принимаем по d3=105 мм

4.5 Предварительный выбор подшипников

Fa/Fr=1694,3/3687,5=0,4>0,25

ГОСТ 333– —

Марки подшипников для каждого из валов Быстроходный-7213

Тихоходный-7219

5. Определение реакций опор

5.1 Быстроходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 1

Рисунок 1 — Расчетная схема быстроходного вала Плоскость ZY:

определяем опорные реакции, Н

• Ray*0,206+ Fr1*0103 — Fa1*0,103 — Fр.п.*0.1587=0;

• Ray=(Fr1*0,103 — Fa1*0,103 — Fрп.*0,1587) /0,206=-1983 H
• Fr1*0,103 — Fa1*0,103+Rby*0,206 — Fрп.

0,365=0;

• Rby=(Fr1*0,103 + Fa1*0,103+ Fр.п.*0,365)/0,206= 9545,7 H

Проверка: Ray-Fr1+Rby-Fц.п=0

• 1985;3687,5+9545,7−386,5=0 0=0 — условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

Rax*0,206 — Ft1*0,103 — Fa*0,103=0; Rax=(Ft*0,103+Fa1*0,103)/0,244=5841,3 H

Ft*0,103 — Fa1*103-Rbx*0,206=0;

Rbx=(Ft*0,103 — Fa1*0,103)/0,206=4147 H

Проверка: Rax-Ft1+Rbx=0

5841,3−9988,5+4147=0 0=0 — условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R _A ==6168,4 H

R _B ===104 078 H

5.2 Тихоходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 2

Рисунок 2 — Расчетная схема тихоходного вала Плоскость ZY:

а) определяем опорные реакции, Н

• Ray*0244 — Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227=0;

Ray=(-Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227) /0,244=-660,4 H

«технологические процессы ОМД» : “Проектирование технологического ...

... устранения дефектов с поверхности катанки удаляются шлифованием или срезанием на машинах для обточки поверхности проволоки в бунтах. Технические условия по ГОСТ 7372 – 79 Стальная ... по сравнению с сердцевиной. Неудовлетворительная структура катанки, которую трудно исправить в процессе производства. Перепутывание марок (плавок) происходит, когда катанка перепутывается по номерам плавок, что приводит ...

• Fa2*0,1227+Fr2*0,1227+Rby*0,244=0;

Rby=(Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227)/0,244=-1001 H

Проверка: Ray+Fr2+Rby=0

• 660,4+3687,5−1001=0 0=0 — условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

• Fм*0,46+Rax*0,244 — Fa2*0,1227+Ft2*0,1227=0;

Rax= (Fм*0,46+Fa2*0,1227 — Ft2*0,1227)/0,244=15 912 H

• Fм*0,2159 — Ft2*0,1227 — Rbx*0,244 — Fa2*0,1227 =0;

Rbx= (-Fм*0,2159 — Ft2*0,1227 — Fa2*0,1227) /0,244=-10 588 H

Проверка: — Fм +Rax+Ft2+Rbx =0

• 5326+15 912+9988,5−12 812.2=0 0=0 — условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R _A ==15 925,7 H

R _B ===10 635,2 H

6. Проверочный расчет подшипников

6.1 Быстроходный вал

ГОСТ 333– —

• базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН 82,7;

Определим коэффициент осевого смещения

=1694,3/(1Ч3687,5)=0,45>е=0,41

Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле [2]

(6.1)

где X — коэффициент радиальной нагрузки, X=0,4 [2];

• У — коэффициент осевой нагрузки, У=1,48 [2];
• Fa — осевая нагрузка, Н;
• V — коэффициент вращения, V =1 [2];
• Кб — коэффициент безопасности, Кб=1 [2];
• Кт — температурный коэффициент, Кт =1,.

R _{E А} ==(0,4 115 925,7 +1,481 694,3)11=9728,3 Н

R _{E В} ==(0,4 110 635,2 +1,481 694,3)11=7400Н Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле [2]

(6.2)

где a1 — коэффициент надежности; a1=1 [2]

a23 — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; a23=0.6 [2]

n — частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин

m — показатель степени; m=3.33 [2]

= ч >16 000 ч — условие выполнено

6.2 Тихоходный вал

ГОСТ 333– —

• базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН 130;
• Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле 8.2 [2]

REА= =(0,4Ч1Ч15 925,7—+1,67Ч1694,3)Ч1Ч1=—1 ₁₁₉ , 7?

RE?=—=(_, 4Ч1Ч1 ₆₃₅ , 2—+1,67Ч1694,3)Ч1Ч1=7083,6 Н Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле 6.2 [2]

=ч >14 000 ч — условие выполнено

7. Выбор стандартной муфты

ГОСТ 400–45

Проверим выполнение условия [2]

Тр=к•Т2? [Т], (7.1)

где Тр — расчетный вращающий момент, Н м;

• [T] — предельно допустимый вращающий момент, Н м, Т=4000 Н•м [2];
• к — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, к=1,25.

Тр=1,25•2836,7=3545,8 Н•м? 4000 Н•м — условие выполнено

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

ГОСТ 23 360– —

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.1)

где F ₂ — сминающая сила, Н.

F ₂ =2•Т₁ /d₁ (8.2)

F ₂ =2•738,5•10³ /60=24 616,6 Н А_см =(h — t₁ )•l,

Технологические процессы сборки и сварки трубопровода диаметром ...

... дипломной работы. Целью дипломной работы является изучение технологических процессов сборки и сварки трубопровода диаметром 50 мм в поворотном положении в базовых условиях. Объектом работы является сборка и сварка ... этом металл электрода формирует сварочный шов, упрочняющий место сварки. В полевых условиях сварку труб магистральных трубопроводов производят с использованием сварочных генераторов - ...

где t ₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =6 мм [2]

А _см =(11 — 7)•63=252 мм²

ГОСТ 23 360– —

ГОСТ 23 360– —

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.3)

где F ₃ — сминающая сила, Н.

F ₃ =2•Т₂ /d₃ (8.4)

F ₂ =2•2836,7•10³ /105=54 032 Н А_см =(h — t₁ )•l,

где t ₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =7,5 мм [1]

А _см =(14 — 9)•125=625 мм²

ГОСТ 23 360– —

ГОСТ 23 360– —

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.5)

где F ₆ — сминающая сила, Н.

F ₆ =2•Т₂ /d₃ (8.6)

F ₅ =2•2836,7•10³ /90=63 022 Н А_см =(h — t₁ )•l,

где t ₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =9 мм.

А _см =(14 — 9)•100=500 мм²

ГОСТ 23 360– —

9. Выбор смазочных материалов

Уровень масла в редукторе не должен быть ниже уровня зацепления быстроходной зубчатой передачи. Погружать передачу в масло необходимо на высоту зуба.

Марку масла, заливаемого в редуктор, выбираем в зависимости от окружной скорости и от значения среднего допускаемого контактного напряжения [уH] ср.

Из выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.

10. Расчет элементов крышки редуктора

Толщина ребер жесткости и стенок корпуса и крышки, мм, определится по формуле [1]

=0,025+1 (10.1)

=0,025•315+1=8.87 мм Следуя рекомендациям принимаем =12 мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, b, мм, определится по формуле [1]

= (10.2)

=1.5 12 = 18 мм Диаметр фундаментных болтов, d ₁ , мм, определится по формуле [1]

d ₁ =(0,03…0,036)

• +10 (10.3)

d ₁ =(0,03…0,036)•280+10=18,4…20,08 мм По принимаем болты сo стандартной резьбой M12

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, d ₂ , мм определится по формуле [1]

d ₂ =(0,5…0,6)

• d₁ (10.4)

d ₂ =(0,5…0,6)

• 20=10…24 мм По принимаем болты сo стандартной резьбой M24.

Заключение

редуктор вал опора кручение В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым — графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Графическая часть включает в себя три чертежа: два рабочих и один сборочный. Рабочие чертежи выполнены на тихоходный вал и зубчатое колесо редуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Процесс обработки корпуса конического редуктора

... редуктора, сборкой, проектированием технологической оснастки. 1. Исходная информация для разработки дипломного проекта Исходную информацию для разработки дипломного ... Такт производства (в минутах) определяется по формуле: t в = 60 F д ... Н·м. Уровень звука при работе редуктора не должен превышать 10 ... рабочих подразделения, выполняющих различные операции. Согласно ГОСТу 14.004 - 74, принимаются следующие ...

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивление материалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и технические измерения; стандартизация и качество продукции.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин — например ленточных конвейеров — и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов

ГОСТ 21 354– —

Дунаев П. Ф., Кузьмин А. В., А. Т. Детали, С. А. Курсовое, А. Е. Курсовое