Проектирование цепного конвейера

1. Назначение и область применения привода

Цепной конвейер - вид непрерывного транспорта, используемый, как правило, для передвижения грузовых единиц, как средних габаритов, так и большого объема, массы, нередко имеющих высокую температуру.

Цепные конвейеры используются для транспортировки грузов в положениях горизонтальном и наклонном, для организации реверсивных направлений. Если сравнивать показатели ленточных и цепных транспортеров, последние оказываются более массивными, сложными и громоздкими. Однако, данный вид конвейерного оборудования имеет значительно большие возможности применения, что при выборе установки зачастую играет решающую роль.

По сравнению с транспортерной лентой тяговый орган обладает повышенной прочностью, характеризуется более высокой производительностью. Оборудование легко адаптируется к любым, в том числе самым тяжелым условиям эксплуатации.

Преимуществами ленточных конвейеров являются: высокая прочность и надежность оборудования; повышенная производительность; возможность эксплуатации в тяжелых рабочих условиях; способность перемещать грузы с высокой температурой, большой массы и размеров; возможность включения транспортера в сложные конфигурации оборудования; работа с относительно невысоким уровнем шума.

К недостаткам относятся: неравномерность работы.

2. Техническая характеристика привода

.1 Выбор электродвигателя

Общий коэффициент полезного действия:

- КПД редуктора

- КПД ременной передачи

- КПД муфты

- КПД подшипникового узла

Мощность электродвигателя:

 кВт

где F_t = 1630 Н - окружное усилие на барабане

V = 2,28 м/с - скорость цепей транспортёра;

По таблице определяем, что Р_эл = 4 кВт.

Частота вращения приводного вала:

мин^-1,

где n₃ - частота вращения приводного вала [мин^-1];

диаметр звёздочки, мм.

Выбираем тип э/д АИР 100L4, который имеет следующие параметры:

Р_эд = 4 кВт,

n_эд = 1410 мин^-1,

d₁=28 мм

Для выбранного двигателя:

;

2.2 Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определим мощности на валах:

 кВт;

;

;

 - коэффициенты полезного действия редуктора, муфты и подшипников.

Определим частоту вращения каждого вала:

;

;

 - передаточное число редуктора и цепной передачи соответственно.

Определим крутящие моменты для каждого вала:

;

;

Результаты расчётов занесём в таблицу.

3. Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции

3.1 Определение диаметров валов

·   Определим диаметры быстроходного вала:

,

где  - момент на быстроходном валу.

Примем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный -ти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Примем .

·   Определим диаметры тихоходного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

 - приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем: .

3.2 Конструирование корпусных деталей и крышек

Корпус редуктора

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r =0,5·д=0,5·8= 4 (мм), R = 1,5·8=1,5·8=12 (мм).

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «a» (мм):

,

где L-расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм

b₀-расстояние между внешними дном корпуса и поверхностью колес

Для редукторов толщину стенки, отвечающую технологическим требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса:

где Т - вращающий момент на тихоходном валу

. Принимаем

Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ-15. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в крышке под подшипник, и все остальные параметры принимают по таблице после определения этого параметра.

3.3 Конструирование крышек подшипников

Крышка на быстроходный вал

D=72 мм; д=6 мм; d=8 мм; z=4

Толщина фланца при креплении крышки винтами:

Диаметр фланца крышки определяем по формуле:

. Принимаем D_ф=106 мм.

Расстояния от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного болта принимается приблизительно равным диаметру винта:

Крышка на тихоходный вал

D=90 мм; д=6 мм; d=8 мм; z=4

Толщина фланца при креплении крышки винтами:

Диаметр фланца крышки определяем по формуле:

. Принимаем D_ф=125 мм.

Расстояния от поверхности отверстия под подшипник до оси крепёжного болта принимается приблизительно равным диаметру винта:

3.4 Выбор и расчет шпоночных соединений

·   Соединение тихоходного вала с ведущей звездочкой.

 - крутящий момент на валу,

 - диаметр вала,

 - ширина шпонки,

 - высота шпонки,

 - глубина паза вала,

 - глубина паза ступицы,

 - допускаемое напряжение на смятие стальной шпонки.

Определяем рабочую длину шпонки:

. Принимаем l_р =30 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки: .

По стандартному ряду длин шпонок принимаем l_ш = 40 мм.

Принимаем шпонку: .

·   Соединение приводного вала с ведомой звездочкой.

 - крутящий момент на валу,

 - диаметр вала,

 - ширина шпонки,

 - высота шпонки,

 - глубина паза вала,

 - глубина паза ступицы,

 - допускаемое напряжение на смятие стальной шпонки.

Определяем рабочую длину шпонки:

. Принимаем l_р =36 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки:

.

По стандартному ряду длин шпонок принимаем l_ш = 50 мм.

Принимаем шпонку: .

· Соединение быстроходного вала с муфтой.

 - крутящий момент на валу,

 - диаметр вала,

 - ширина шпонки,

 - высота шпонки,

 - глубина паза вала,

 - глубина паза ступицы,

 - допускаемое напряжение на смятие стальной шпонки.

Определяем рабочую длину шпонки:

. Принимаем l_р = 15 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки:

.

По стандартному ряду длин шпонок принимаем l_ш =22 мм.

Принимаем шпонку: .

· Соединение колеса с тихоходным валом.

 - крутящий момент на валу,

 - диаметр вала,

 - ширина шпонки,

 - высота шпонки,

 - глубина паза вала,

 - глубина паза ступицы,

 - допускаемое напряжение на смятие стальной шпонки.

Определяем рабочую длину шпонки:

.

Принимаем l_р =20 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки:

.

По стандартному ряду длин шпонок принимаем l_ш = 36 мм.

Принимаем шпонку: .

· Соединение приводного вала со звездочками.

 - крутящий момент на валу,

 - диаметр вала,

 - ширина шпонки,

 - высота шпонки,

 - глубина паза вала,

 - глубина паза ступицы,

 - допускаемое напряжение на смятие стальной шпонки.

Определяем рабочую длину шпонки:

.

Принимаем l_р = 25 мм.

Условие прочности:

Определение длины шпонки: .

По стандартному ряду длин шпонок принимаем l_ш =56 мм.

Принимаем шпонку: .

3.5 Определение сил, нагружающих подшипники

При проектировании тихоходного вала редуктора применили шариковые радиальные однорядные подшипники по схеме установки враспор.

Диаметр вала под подшипник: d_п = 70 мм.

На подшипник действуют:_r = 525H - радиальная сила;_a= 0H - осевая сила;_t = 1443H - окружная сила;= 125,57Н·м - крутящий момент;_k=2064Н - радиальная сила на валу от звездочки;

l=93 мм; l₁=46 мм; l₂=87 мм

Требуемый ресурс работы: L'_ah=17000 ч; режим нагружения-I

1.      Определим реакции опор от сил в зубчатом зацеплении

В плоскости yoz:

Проверка:

В плоскости zox:

Проверка:

Суммарные реакции:

2.      Реакция от силы F_k

Проверка:

3.      Реакции опор для расчетов подшипников

4.      Для типового нагружения I берем

5.      Назначаем предварительно шариковые радиальные однорядные средней серии «Подшипник 308 ГОСТ 8338-75»

d = 40 мм - диаметр внутреннего кольца;

D = 90 мм - диаметр наружного кольца;

В=23 мм - ширина подшипника;

r = 2,5; X₀=0,6; Y₀=0,5 - расчетные параметры

С_r=41 кН - динамическая грузоподъёмность;

С_or=22,4 кН - статическая грузоподъёмность

.        Определим динамическую нагрузку

где =1 так как вращается внутреннее кольцо

- коэффициент безопасности.

-температурный коэффициент

7.      Определяем скорректированный ресурс

где  - вероятность безотказной работы;

 - коэффициент качества материала и монтажа;

к - показатель степени.

Так как расчетный ресурс больше требуемого , то предварительно назначенный подшипник 308 пригоден.

3.6 Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость

 - окружная сила;

 - радиальная сила;

 осевая сила

 - крутящий момент.

Вал установлен на двух шариковых радиальных однорядных подшипниках 308 по ГОСТ 8338-75. Консольная сила действующая на вал со стороны звездочки

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивлением усталости

Вал изготовлен без поверхностного упрочнения

1. Определение внутренних силовых факторов

Крутящий момент

.

Сечение I-I

Изгибающие моменты:

в плоскости XOZ

в плоскости YOZ слева от сечения

в плоскости YOZсправа от сечения

момент от консольной силы

Суммарный изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение II-II

Изгибающий момент

Крутящий момент

Сечение III-III

Крутящий момент

2. Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала

Сечение I-I

Сечение II-II

Сечение III-III

3. Расчет вала на статическую прочность

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а так же значение общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением кручения

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение II-II

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Сечение III-III

Напряжение кручения

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести равен в данном случае частному коэффициенту запаса прочности по касательному напряжению.

Статическая прочность вала обеспечена: во всех опасных сечениях

. Расчет вала на сопротивление усталости

Вычислим значения общего коэффициента запаса прочности в каждом из опасных сечений вала.

Сечение I-I

Определим амплитуды напряжений и среднее значение цикла

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение II-II

Определим амплитуды напряжений и среднее значение цикла

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении

Сечение III-III

Определим амплитуды напряжений и среднее значение цикла

Коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициент влияния асимметрии цикла

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении равен в данном случае коэффициенту запаса по касательному напряжению

Сопротивление усталости вала обеспечено: во всех опасных сечениях

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Т= 125,57 Нм - крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n₁₌ 282 мин - частота вращения ведущей звездочки;

=2,87 - передаточное число цепной передачи.

Привод работает в одну смену; ожидаемый наклон передачи к горизонту около 50°. Желательно, чтобы делительный диаметр ведомой звездочки не превышал 430 мм.

Решение:

2. Предварительное значение шага для однорядной цепи

 мм.

Ближайшее значение шагов по стандарту:

Р=19,05 мм; значение А=105,8 мм;

Р=25,4 мм; значение А=179,7 мм.

3. Назначение основных параметров:

а) число зубьев ведущей звездочки.

Найдем рекомендуемое число зубьев , в зависимости от передаточного числа;

.

Найдем число зубьев  из условия: делительный диаметр ведомой звездочки не должен превышать 410 мм:

.

Цепь с шагом Р=19,05 мм.

Тогда .

Для этой цепи можно назначить , что согласуется с рекомендуемым значением.

Цепь с шагом Р=25,4 мм.

Тогда .

Полученное значение меньше рекомендуемого. Следовательно, эту цепь применять нежелательно. Далее расчет будем вести для цепи с шагом Р=19,05 мм;

б) межосевое расстояние.

Примем, что = 40Р;

в) наклон передачи по условию - около 50˚;

г)       примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут
смазывать периодически при помощи кисти.

4. Определение давления в шарнире.

Найдем значение коэффициента К;

К= 1 - нагрузка с небольшими ударами;

К_а = 1 - оптимальное межосевое расстояние;

К_н = 1 - наклон передачи менее 60°;

К_рег = 1,25 - передача с нерегулируемым натяжением цепи;

К_см = 1 - непрерывное смазывание цепи при помощи капельницы;

К_реж =1 - работа в одну смену;

К_э = 1111,2511=1,25

Окружная сила, передаваемая цепью,

 Н.

Давление в шарнире однорядной цепи

Для дальнейших расчетов принимаем однорядную цепь ПР - 19,05-3180.

Ее параметры: шаг Р = 19,05 мм, диаметр ролика мм, расстояние между внутренними пластинами  мм, ширина внутренней пластины h=17 мм, наибольшая ширина звена b=33 мм.

5. Число зубьев ведомой звездочки

.Принимаем z₂=66.

6. Частота вращения ведомой звездочки

.

. Делительный диаметр ведущей звездочки

.

. Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

.

9. Делительный диаметр ведомой звездочки

.

. Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

.

. Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

.

Принимаем =110 мм.

12. Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший)

.

Принимаем =360 мм.

13. Ширина зуба звездочки           

b₁=0,90b_вн-0,15=0,9012,7-0,15=11,28 мм.

14. Ширина зубчатого венца звездочки

B=11,28 мм.                                  

15. Межосевое расстояние

а’= 40Р =4019,05=762 мм.

. Потребное число звеньев цепи

.

Принимаем =139.

. Уточненное межосевое расстояние

=мм.

Полученное значение  уменьшаем на =(0,002…0,004) =

=(0,002…0,004)890,57=1,78…3,56 мм. Окончательное значение межосевого расстояния:

 мм.

. Нагрузка на валы звездочек

Н

Расчет звездочки для тяговых пластинчатых цепей

1.      Шаг цепи:

.        Диаметр элемента зацепления:

.        Геометрическая характеристика зацепления:

.        Шаг зубьев звездочки:

.        Число зубьев звездочки:

.        Диаметр делительной окружности:

.        Коэффициент высоты зуба:

.        Коэффициент числа зубьев:

.        Диаметр наружной окружности:

.        Диаметр окружности впадин:

11.    Смещение центров дуг впадин:

.        Радиус впадин зубьев:

.        Половина угла заострения:

.        Угол впадин зуба: при z=11

.        Расстояние между внутренними пластинами, ширина пластины:

.        Ширина зуба звездочки:

.        Ширина вершин зуба:

Расчет предохранительного устройства

Для передачи крутящего момента от тихоходного вала редуктора к приводному валу используется цепная передача. Ведомая звездочка выполняется с предохранительным устройством. Крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Принимаем диаметр входного конца приводного вала равным d=50 мм.

где R-расстояние от оси вала до штифта.

Ставим штифт,

Смазка зубчатого зацепления и подшипников

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Зубчатые колеса смазываются окунанием в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружения колеса на высоту зуба.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

здесь  - диаметр окружностей вершин зубьев колеса.

Определим необходимый объём масла по формуле:

,

где  - высота области заполнения маслом,  и  - соответственно длина и ширина масляной ванны.

По скорости и контактным напряжениям по табл. 8.1 находим требуемую вязкость масла - . По табл. 11.1 определяем по вязкости сорт масла - индустриальное И-Г-А-32. Объем масла 1,5 л.

Результаты расчета передачи

Для прямозубой передачи за допускаемое контактное напряжение принимаем

Допускаемое напряжение для расчета на изгибную выносливость

;

 и  - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

 и  - коэффициенты динамической нагрузки;

 - значение концентрации нагрузки до приработки;

 - значение концентрации нагрузки после приработки

Предварительное значение межосевого расстояния

Рабочая ширина колеса:

Рабочая ширина шестерни:

модуль  по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев

;

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Зуб колеса:

Зуб шестерни:

Диаметры делительных окружностей d

Диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев

Шестерня:

Колесо:

Силы, действующие на валы зубчатых колес

Окружная сила:

Радиальная сила:

4. Описание разрабатываемого привода

Спроектирован привод цепного конвейера. В состав данного привода входят: электродвигатель, муфта упругая втулочно пальцевая, редуктор цилиндрический, цепная передача и приводной вал с тяговыми звездочками.

Асинхронный электродвигатель АИР100L4 ТУ 16-525.564-84

АИ - серия

Р - вариант привязки мощности к установочным размерам

- высота оси вращения

L - установочный размер по длине станины

4 - число полюсов

с параметрами:)  мощность )  синхронная частота мин^-1)         типоразмер двигателя

d)      

Цепная передача

Для передачи вращения от электродвигателя к входному валу редуктора используется цепная передача. Она является понижающей передачей, состоит из ведущей и ведомой звездочки.

Конический редуктор одноступенчатый с прямозубым зацеплением предназначен для передачи вращения от муфты к цепной передаче, является понижающей передачей.

Колесо выполнено из стали 35ХМ, подвергается термообработке - улучшение, число зубьев z=87

Шестерня выполнена из стали 35ХМ, подвергается термообработке - улучшение, число зубьев z=18

Редуктор сконструирован с разъемом корпуса по осям валов для удобства сборки. Корпус литой состоит из стенок, бобышек, фланцев, выполнен из серого чугуна СЧ15. Для опор валов цилиндрических прямозубых колес редукторов применяют шариковые однорядные радиальные подшипники. Они предназначены для восприятия радиальных нагрузок. Радиальные шарикоподшипники фиксируют положение вала относительно корпуса в обоих направлениях. Подшипники установлены враспор. При регулировании зацепления, промежуточный вал перемещают в осевом направлении путем изменения толщины набора тонких металлических прокладок между корпусом редуктора и фланцем стакана.

Масло заливается через верхний люк, также через него производится контроль правильности зацепления и внешний осмотр деталей.

Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Под пробку установлена прокладка для надежного уплотнения. У самого отверстия сделано местное углубление для слива грязи. Для контроля уровня масла предусмотрены две пробки, показывающие максимальный и минимальный уровень масла.

В верхнем люке учтановлена отдушина для выравнивания давления и чтобы избежать просачивание масла через уплотнения и стыки при интенсивном тепловыделении. Для подъема и транспортирования редуктора используются проушины.

Общее передаточное число редуктора 5. Вращающий момент на входном валу T=27,09 (Нм)

Вращающий момент на выходном валу T =125,57 (Нм). Число оборотов быстроходного вала n=1410 (об/мин). Число оборотов тихоходного вала n=282 (об/мин). Коэффициент полезного действия 0,97.

МУВП

Муфта предназначена для передачи вращения от электродвигателя ко входному валу редуктора, состоит он из двух основных элементов-полумуфт, которые соединяются друг с другом посредством особого болтового соединения. В его состав входит палец, на один конец которого надевается резиновая втулка или набор колец.

Используя ранее рассчитанные диаметр выходного вала редуктора и величину крутящего момента на нем, выбираем для передачи крутящего момента от электродвигателя ко входному валу редуктора муфту упругую втулочную пальцевую муфту. Максимальный вращающий момент -125Нм

Приводной вал

Мы использовали привод с двумя тяговыми зведочками. Он имеет небольшие габаритные размеры, простую конструкцию, высокую надежность.

Тяговые звездочки, имеют одинаковые габаритные размеры диаметр 479 мм, расстояние между звездочками 480 мм. Окружное усилие на звездочках 1,63 кН.

Значительные погрешности сборки, особенно в горизонтальной плоскости, после установки корпусов подшипников на плите (раме): радиальное смещение осей посадочных отверстий корпусов; отклонение от параллельности осей.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы колец, с цилиндрическим отверстием.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому наружное кольцо одного подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. При действии на опоры только радиальных сил в качестве плавающей выбирают менее нагруженную опору. Опору, расположенную у консольного участка вала, на который устанавливают звездочку с предохранительным устройством, следует делать фиксирующей.

5. Стандартизация

1.ГОСТ 7796-70: Болты шестигранные нержавеющие (класс точности В) являются одним из самых распространённых видов коррозионностойких крепёжных изделий. Чаще всего применяются совместно с Гайками нержавеющими для создания резьбового разъёмного соединения в конструкциях, установках, агрегатах, механизмах, которые эксплуатируются в агрессивной среде.

2.ГОСТ 5915-70: Гайки шестигранные нержавеющие по ГОСТ 15526-70 (класс точности А), ГОСТ 15526-70 (класс точности В) являются одним из самых распространённых видов коррозионностойких крепёжных изделий. Чаще всего применяются совместно с Болтами нержавеющими и Винтами нержавеющими для создания резьбового разъёмного соединения в конструкциях, установках, агрегатах, механизмах, которые эксплуатируются в агрессивной среде.

3.ГОСТ 6402-70: Настоящий стандарт распространяется на пружинные шайбы для болтов, винтов и шпилек с диаметром резьбы от 2 до 48 мм.

4.ГОСТ 3129-70: Штифты конические стальные незакалённые от Ø2 до Ø50.

5.ГОСТ 8338-75: Настоящий стандарт распространяется на шариковые радиальные однорядные подшипники. Подшипники шариковые радиальные однорядные предназначены для восприятия радиальных нагрузок, а также осевых нагрузок в обоих направлениях, особенно при увеличенных радиальных зазорах. При этом осевые нагрузки могут достигать 70% неиспользованной радиальной.

Подшипники обладают значительной быстроходностью при соответствующих конструкциях, материале сепаратора и соответствующем смазывании.

Радиальные шарикоподшипники фиксируют положение вала относительно корпуса в обоих направлениях. Не являясь самоустанавливающимися, эти подшипники допускают без уменьшения долговечности лишь небольшие перекосы валов в опоре (до 0,5°), величина которых зависит от внутренних зазоров.

6.ГОСТ 23360 -78: Шпонки призматические стальные исполнения 2 по ГОСТ 23360-78 из углеродистой стали. Шпонка - деталь машин и механизмов продолговатой формы вставляемая в паз соединяемых деталей шпоночного соединения для передачи крутящего момента.

7.ГОСТ 8752 -79: Манжеты резиновые армированные с пружиной для уплотнения валов - предназначены для уплотнения зазора между вращающимися и неподвижными деталями машин, работают в минеральных маслах, воде, дизельном топливе при избыточном давлении до 0,05 МПа и скорости вращения до 20 м/с и температуре от -60 до +170˚С в зависимости от групп резины.

Уплотнения должны обеспечивать следующие функции:

удерживать смазочный материал,

защищать от загрязнений,

разделять различные среды,

поддерживать перепад давления.

8.ГОСТ 1371-78: Настоящий стандарт распространяется на плоские шайбы для болтов, винтов и шпилек с диаметром резьбы от 2 до 48 мм.

9.ГОСТ 12202-86: Пробки сливные, контрольные, заливные - предназначены для облегчения слива, долива жидкостей, а также для контроля за её уровнем; c диаметром резьбы от 6 до 48 мм.

Литература

привод стандартизация контроль

1.А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин».

. Атлас конструкций и узлов и деталей машин. Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, М., 2005.-379 с.

. Головин А.И. и др. Основы проектирования машин. Атлас конструкций. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002. - 54 с.

. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»:Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985-416 с., ил.

. Иванов М.Н. Детали машин.-М.:Высш.шк., 2000.-358 с.

. Курмазан Л.В., Скойбеда А.Т., Детали машин. Проектирование.

Справочное учебно-методическое пособие.-М.:Высшая школа, 2004.-308 с. 7. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. - м.: Машиностроение, 2002.-439 с.

. Решетов Д.Н. «Детали машин»:Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение, 1989-496 с., ил.

. Фомин М.В. Расчеты опор с подшипниками качения. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001. - 98 с.

. Шелофаст В.В. Основы проектирования машин. - М.: Изд-во АПМ, 2000. - 472 с.