Проектирование привода к вращающейся муфельной печи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное Агентство Образования и Науки Российской Федерации

ГОУВПО

ИВАНОВСКИЙ ГОСУДАРТВЕНЫЙ

ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

кафедра: «Механика»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по механике

Тема: «Проектирование привода к вращающейся муфельной печи»

Выполнил:

студент группы 3/34

Лобачёв С. В.

Консультант:

Скрипкина Т.В.

Иваново 2006 г.

Содержание

1. Задание на выполнение курсового проекта по механике

2. Введение

3. Оптимизация выбора привода

4. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

5. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

6. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

7. Ориентировочный расчёт валов привода

8. Уточнённый расчёт валов

9. Выбор подшипников и расчёт их на долговечность

10. Выбор муфт

11. Выбор и проверка шпоночных соединений

12. Смазка редуктора и подшипников

13. Конструктивные элементы корпуса

14. Проектирование рамы конструкции

15. Литература

1. Задание на выполнение курсового проекта по механике

привод электродвигатель подшипник редуктор

Техническое задание: спроектировать привод к вращающейся муфельной печи.

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу машины…………N р.в.=20 кВт.

Скорость рабочего вала машины………..……n р.в.=30 об/мин.

Выбранная кинематическая схема:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Кинематическая схема привода.

Задание выдано: 29 сен. 2005 г.

Преподаватель: Киселёв Б. Р.

2. Введение

Приводы в химическом машиностроении многообразны по конструкции и различаются в зависимости от вида машины. Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях. Однако в химическом машиностроении это имеет место. В основном для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наиболее совершенным и прогрессивным является индивидуальный привод, т.к. он устраняет потери энергии в трансмиссиях, допускает наиболее рациональное размещение узлов, агрегатов машин, улучшает условия труда. Индивидуальный привод к рабочему валу машины осуществляется разными вариантами, в которые входят электродвигатель, открытые передачи, редуктор, муфты. Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающегося момента. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Обычно в червячной передаче ведущим является червяк. Валы опираются на установленные в корпус подшипники.

В машинах барабанного класса, в основном, вращение от электродвигателя передается к рабочему валу через редуктор и открытую передачу. Открытая передача может быть фрикционной, цепной или открытой зубчатой. При использовании открытой цилиндрической зубчатой передачи, ведомое зубчатое колесо является бандажным и закрепляется непосредственно на цилиндрической поверхности барабана. Аналогично, устанавливается на барабан, ведомый фрикционный полый цилиндр (обруч). Если применяется цепная передача, то ведомая звездочка устанавливается на рабочем валу за барабаном.

3. Оптимизация выбора привода

Определяю общее передаточное число привода

Принимаем n с = 750 об/мин.

Как было указано, открытой передачей может быть фрикционная, цепная, зубчатая. Наиболее простая в изготовлении фрикционная передача, но она в эксплуатации не надежна: имеет место проскальзывание. Две другие имеют преимущество, т.к. они работают путем зацепления. При мощности на рабочем валу машины Nр.в.=20 кВт вероятно придется применять мощную цепь, что приведет к сложной конструкции цепной передачи и большим консольным нагрузкам на рабочий вал, а также к увеличению подшипниковых узлов. При установках средней мощности конструктивным преимуществом является цилиндрическая зубчатая передача. Если принять передаточное отношение открытой зубчатой передачи:

uо.з.п.=5,

то передаточное отношение редуктора будет равно:

uр. = 5.

Таким образом, кинематическая схема привода состоит из электродвигателя 1 (типа 4А), соединительных муфт 2,4, редуктора 3, открытой зубчатой передачи 5, см. рис. 1.1.

4. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Определение К.П.Д. привода.

где: зр - к.п.д. редуктора,

зз.з.п. - к.п.д. зубчатой передачи закрытого типа,

зо.з.п. - к.п.д. зубчатой передачи открытого типа,

зп.к.- к.п.д. пары подшипников качения.

Определим расчетную мощность электродвигателя.

кВт.

Выбираем электродвигатель.

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель: 4А200L8У3 , Рис. 2. табл. 1, Nэл=22 кВт, S=2,7%. Электродвигатель будет работать с недогрузкой,

которая составляет 0,414%, что вполне допустимо, т.к. 15%>х>5%.

Определим асинхронную частоту вращения электродвигателя.

 об/мин.

Рис. 2. Схема электродвигателя.

Габаритные и присоединительные размеры электродвигателя. (исполнение М 100).

Таблица 1

Тип двигателя.	Число полюсов	l30	l33	h31	d30	l1	l2	l10	l31	d1	d10	b1	b2
4А200L8У3	2; 4; 6; 8	800	915	535	450	110	110	305	133	55	19	16	16
		830	945			140				60		18

b10	h	h1	h2	h5	h10	d2	h6	Масса, кг.
318	200	10	10	59	25	55	59	280
		11		64				310

Уточняем передаточное отношения механических ступеней привода.

Действительное общее передаточное отношение привода равно



Определим уточненное передаточное отношение открытой зубчатой передачи, если примем стандартное передаточное отношение редуктора: uр=5, то:

об/мин.

Если принять стандартное передаточное отношение открытой зубчатой передачи: uо.з.п.=5, то:

,

тогда частота вращения рабочего вала машины будет равна:

об/мин.

об/мин. ; х=2,66 %,

что вполне приемлемо, т.к. х <3%.

Окончательно принимаем: ир=5, ио.з.п.=5.

Определим момент на валах привода.

 Нм.

Нм.

Нм.

Нм.

Определим скорости вращения валов.

n1 = 730 об/мин.

об/мин.

об/мин.

5. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

М1 = 286,6 Нм.

n1 = 730 об./мин.

ир.= 5.

Расположение зубчатых колес - симметричное.

Вид передачи - цилиндрическая прямозубая.

Выбор материала.

Для шестерни и для колеса - Сталь 35, закалка в воде, отпуск,

НВ = 293 ч 375,

уВ = 980 МПа,

уТ = 640 МПа,

Принимаем: НВ1 = 375 - для шестерни,

НВ2 = 355 - для колеса.

Определяем допускаемое контактное напряжение.

Расчёт ведём по колесу:

;

МПа.

МПа.

;

базовое число циклов напряжений.

,

где:

Т - ресурс работы привода.

эквивалентное число циклов напряжений.

ч.

Lr = 12 лет.

D =300 дней.

C = 1 смены.

t = 8 часов.

Так как >, то: , .

МПа.

Определим ориентировочное межосевое расстояние.

По ГОСТ 2185-66:

Шba = 0,2.

мм.

По ГОСТ 2185-66 принимаем: а = 280 мм.

Определяем модуль.

мм.

По ГОСТ 9563-60 принимаем: m = 3 мм.

Определим суммарное количество зубьев.

зубьев.

Определение количество зубьев шестерни и колеса.

зуба.

зубьев.

Уточняем межосевое расстояние.

мм.

Определяем окружную скорость.

м/с, что вполне допустимо, т.к.

Принимаем: 7 степень точности.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

.

Проверяем расчетные контактные напряжения.

;

мм.

МПа.

Принимаем , тогда:

МПа.

Недогрузка:

Определяем допускаемые изгибные напряжения.

МПа.

Проверяю расчетные изгибные напряжения.

Принимаем:



МПа.

> ; > ;

Значит, считаем по колесу:

.

Недогрузка:

Определяем геометрические параметры зубчатых колес.

Модуль для прямозубой передачи:

Шаг, нормальный шаг, торцовый шаг:



Рис. 3. Схема цилиндрической зубчатой передачи.

Делительный диаметр шестерни:

колеса:

Диаметр вершин зубьев шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

колеса: Ширина венца шестерни:

колеса:

Толщина обода шестерни: так как вал-шестерня,

колеса:

Толщина диска шестерни: , так как вал-шестерня,

колеса:

Диаметр отверстия шестерни: нет отверстия,

колеса: , при малых колёсах отверстий не

делают.

Окружная толщина зубьев:

Ширина впадин зубьев:

Высота зуба:

Высота ножки зуба:

Высота головки зуба:

Радиальный зазор:

Межосевое расстояние:

Диаметр ступицы: шестерни: нет,

колеса:

Длина ступицы: шестерни: нет,

колеса:

6. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

М2 = 1390,3 Н,

М3 = 6540,6 Нм,

n2 = 146 об./мин.

n3 = 29,2 об./мин.

ир.= 5.

Расположение зубчатых колес - симметричное.

Вид передачи - цилиндрическая прямозубая.

Выбор материала.

Для шестерни и для колеса - Сталь 45, улучшение (закалка с высоким отпуском),

НВ = 192 ч 285,

уВ = 740 МПа,

уТ = 440 МПа,

Принимаем: НВ3 = 285 - для шестерни,

НВ4 = 260 - для колеса.

Принимаем:

Проверяем расчетные изгибные напряжения.

Принимаем:

> ; > ;

Значит, расчёт будем вести по колесу.

Определяем модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения:

Принимаем:

Увеличиваем модуль в 2 раза:

Принимаем по ГОСТ 9563-60: m = 5 мм.

Определим скорость вращения:

Значит, 7-я степень точности. . При m = 5, Ys = 0.96.

Уточним допускаемое изгибное напряжение для колеса:

Определим расчётные изгибные напряжения:

.

Недогрузка:

Определяем геометрические параметры зубчатых колес. (Смотри рис 3. Схема цилиндрической зубчатой передачи).

Модуль для прямозубой передачи:

Шаг, нормальный шаг, торцовый шаг:

Делительный диаметр шестерни:

колеса:

Диаметр вершин зубьев шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

колеса: Ширина венца шестерни:

колеса:

Толщина обода шестерни: так как вал-шестерня,

колеса:

Толщина диска шестерни: , так как вал-шестерня,

колеса: так как выполняется в

виде зубчатого венца,

Диаметр отверстия шестерни: нет отверстия,

колеса: нет отверстия.

Окружная толщина зубьев:

Ширина впадин зубьев:

Высота зуба:

Высота ножки зуба:

Высота головки зуба:

Радиальный зазор:

Межосевое расстояние:

Определяем силы, действующие в зацеплении.

.

7. Ориентировочный расчёт валов привода

Материал для изготовления валов редуктора и валов открытой зубчатой передачи:

Сталь 45, термическая обработка - нормализация.

Расчет быстроходного вала редуктора.

Определяем число ступеней вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 4. Эскиз быстроходного вала редуктора.

Определяем диаметры вала.

Принимаем:

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 10 %:



По ГОСТ 12080-66 принимаем: d1 = 50 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты (на короткие концы валов).

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 10 %:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d3 = 60 мм.

Определяем реакции в опорах. Строим эпюры.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 5. Расчётная схема быстроходного вала редуктора.

Так как муфта даёт незначительный момент, то силой муфты можно пренебречь:

Определяем суммарные радиальные реакции:



Определяем максимальный изгибающий момент:

Расчёт тихоходного вала редуктора.

Определяем число ступеней вала.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 6. Эскиз тихоходного вала редуктора.

Определяем диаметры вала.

Принимаем:

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8 %:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d1 = 75 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты.

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8 %:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d3 = 85 мм.

Определяем реакции в опорах. Строим эпюры.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 7. Расчётная схема тихоходного вала редуктора.

Так как муфта даёт незначительный момент, то силой муфты можно пренебречь:

Определяем суммарные радиальные реакции:



Определяем максимальный изгибающий момент:

Расчет быстроходного вала открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 8. Эскиз быстроходного вала открытой цилиндрической зубчатой передачи

Определяем диаметры вала.

Принимаем:



Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8 %:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d1 = 75 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты.

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8 %:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d3 = 85 мм.

8. Уточнённый расчёт валов

Уточнённый расчёт быстроходного вала редуктора.

Проверка на жёсткость вала по прогибу.



Проверка жёсткости вала по углу закручивания.

Определяем коэффициент запаса прочности.

Условие прочности: где: , не более 5.

где - коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям.

где - пределы выносливости материала при изгибе и кручении с симметричным циклом.

эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения.

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность.

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении.

- средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений.

;;

; .

Условие прочности выполняется.

, что вполне допустимо. Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям был значительно увеличен на 10% и округлён к ГОСТу. Также это объясняется тем, что материал без термообработки использовать нельзя, так как разрабатываемый привод будет работать на химическом производстве.

Уточнённый расчёт тихоходного вала редуктора.

Проверка на жёсткость вала по прогибу.

Проверка жёсткости вала по углу закручивания.

Определяем коэффициент запаса прочности.

Условие прочности: где: , не более 5.

где - коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям.

где - пределы выносливости материала при изгибе и кручении с симметричным циклом.

эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения.

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность.

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении.

- средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений.

;;

; .

Условие прочности выполняется.

, что вполне допустимо. Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям был значительно увеличен: на 8 % под шпоночным соединением и округлён к ГОСТу. Также это объясняется тем, что материал без термообработки использовать нельзя, так как разрабатываемый привод будет работать на химическом производстве.

9. Выбор подшипников и расчёт их на долговечность

Выбор и расчёт подшипников быстроходного вала редуктора.

Принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ8338-75:

№ 411, Cr = 78700 H,

Cor = 63700 H,

d = 55 мм,

D = 140 мм,

В = 33 мм.



Рис. 9. Размеры шарикового радиального однорядного подшипника.

Условие:

Принимаем:

Так как

Условие выполняется:

Выбор и расчёт подшипников тихоходного вала редуктора.

Принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75:

№ 116, Cr = 37400 H,

Cor = 31900 H,

d = 80 мм,

D = 125 мм,

В = 22 мм.

Смотри рис. 9. Размеры шарикового радиального однорядного подшипника.

Условие: .

Принимаем:

Так как

Условие выполняется:

Выбор и расчёт подшипников быстроходного вала открытой зубчатой передачи.

Вал закрепляется в отдельных подшипниковых корпусах, которые закрепляются на раме привода, т.к. при монтаже корпусов может иметь место неточность установки и как, следствие, перекос, поэтому:

принимаем самоустанавливающиеся сферические шариковые двухрядные подшипники с закрепительными втулками по ГОСТ 8545-75:

№ 11316, Cr = 91800 H,

Cor = 57200 H,

d = 80 мм,

D = 190 мм,

В = 43 мм.



Рис. 10. Самоустанавливающегося сферического шарикового двухрядного подшипника

Условие: .

Принимаем:

Определим приведенную нагрузку: Рэкв.=(XVFr+YFa)КбКt ,

где Fr - радиальная нагрузка;

Х - коэффициент радиальной нагрузки,

V = 1 - коэффициент вращения подшипника, вращение внутреннего кольца,

Fa - осевое усилие, прямозубая передача,

Кб = 1,25 - коэффициент безопасности,

Кt = 1 - температурный коэффициент, t < 1000,

Т.к. Fa = 0, то Х = 1 и Y = 0.

Для шарикового радиального сферического подшипника:

Определим радиальную нагрузку на подшипник. Для этого необходимо рассчитать усилия в зацеплении зубчатой передачи.

Результирующая сила равна:



Т.к. подшипники конструктивно установлены от шестерни Z3 на равных расстояниях, поэтому:

Условие выполняется:

Принимаем разъёмные корпусы для радиальных подшипников, рис. 11.

Рис. 11. Схема разъёмных корпусов для радиальных подшипников.

10. Выбор муфт

В приводе предусмотрены две муфты. Одна соединяет вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора (2), другая соединяет тихоходный вал редуктора с валом шестерни открытой передачи (4), см. рис.1.

Муфта, соединяющая вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора.

Определим эквивалентный крутящий момент на валу 1:

где КР - коэффициент режима работы.

где К1 = 0,25- коэффициент, учитывающий тип двигателя (электродвигателя),

К2 = 1,4 - коэффициент, учитывающий тип рабочей машины.

Тогда эквивалентный момент на валу 1 равен:

Так как при монтаже на раме электродвигателя, редуктора, подшипниковых узлов могут произойти некоторые неточности, поэтому устанавливаем стандартные компенсирующие муфты.

Для вала 1 выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой ГОСТ 12081-72 с допускаемыми вращающимися моментом [T] = 500 Нм с внутренним диаметром полумуфт (50-55)мм, рис. 12.



Рис. 12. Схема муфты упругой с торообразной оболочкой

Недогрузка: .

Муфта, соединяющая вал редуктора с быстроходным валом открытой цилиндрической зубчатой передачи.

Определим эквивалентный крутящий момент на валу 2:

где КР - коэффициент режима работы.

где К1 = 0,25- коэффициент, учитывающий тип двигателя (электродвигателя),

К2 = 1,2 - коэффициент, учитывающий тип рабочей машины.

Тогда эквивалентный момент на валу 1 равен:



Так как при монтаже на раме электродвигателя, редуктора, подшипниковых узлов могут произойти некоторые неточности, поэтому устанавливаем стандартные компенсирующие муфты.

Для вала 2 выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 12080-66 с допускаемым вращающим моментом [T]=2000 Нм с внутренним диаметром полумуфт 75 мм, рис. 13.

Рис. 13. Схема муфты МУВП Тип 1.

Перегрузка: .

11. Выбор и проверка шпоночных соединений

Расчёт шпонки под зубчатым колесом Z2.

Рассчитывают шпонку призматическую по напряжениям смятия по выступающей из вала части, рис 14.

Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78:

(используем шпонку меньшего сечения).

Рис. 14. Схема шпоночного соединения.

При непрерывном использовании привода барабана при полной нагрузке для шпонок из стали 45 принимают:

.

Условие выполнено.

Расчёт шпонки под полумуфтой 2.

Рассчитывают шпонку призматическую по напряжениям смятия по выступающей из вала части, смотри рис. 14.

Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78:

При непрерывном использовании привода барабана при полной нагрузке для шпонок из стали 45 принимают:

.

Условие выполнено.

Расчёт шпонки под полумуфтой 4.

Рассчитывают шпонку призматическую по напряжениям смятия по выступающей из вала части, смотри рис. 14.

Выбираем шпонку призматическую по ГОСТ 23360-78:

При непрерывном использовании привода барабана при полной нагрузке для шпонок из стали 45 принимают:

.

Условие выполнено.

12. Смазка редуктора и подшипников

Смазку передачи редуктора проектируется методом погружения зубчатого колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм.

Выбор сорта масла зависит от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс.

При:

Выбираю масло И-Г-С-68.

Объем масляной ванны:

На один 1 кВт мощности приходится 0,3 - 0,7 литра масла.

Принимаем:

.

Смазка подшипников.

Выбираю смазку Солидол ГОСТ 1033-79.

13. Конструктивные элементы корпуса

Определяем длину корпуса.

Материал корпуса СЧ 15.

Корпус редуктора имеет 6 отверстий под фундаментные болты.

Определяем ширину корпуса.

Ширину корпуса определяем конструктивно.

Принимаем 2 крышки торцовые глухие по ГОСТ 18511-73 (тип 2, исполнение 2) для диаметров наружного кольца подшипника D = 140 мм и D = 125 мм.

Принимаем 2 торцовые крышки с жировыми канавками по ГОСТ 18513-73 (тип 1) для диаметров наружного кольца подшипника D = 140 мм и D = 125 мм.

Суммируем геометрически все ширины:

B = 8+5+33+2+140+2+33+5+8=236 мм,

Определяем толщину подшипниковых бобышек:

Определяем максимальную высоту редуктора:

Определяем диаметр фундаментных болтов.

d1 = 0,03 · 288+12 мм = 20,64 мм,

Число фундаментных болтов n = 6.

Принимаем М 22.

13.6. Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом редуктора.

d2 = 0,75 · d1 = 0,75 .20,64 =15,48 мм,

Принимаем М 16.

Определяем диаметр болтов крепления крышки подшипника.

D3 = М 8 - М 12,

Принимаем М 10.

Определяем толщину опорной поверхности основания.

Определяем ширину опорной поверхности основания.

13.10. Определяем диаметр отверстия проушины.

Определяем толщину проушины.

Определяем толщину рёбер.

14. Проектирование рамы конструкции

Проектируем раму, сваренную из элементов сварного проката.

Базисный швеллер № 14 ГОСТ 8240-80 будет представлять основную коробку рамы привода.

Контур коробки представляет собой ступенчатую конфигурацию для размещения всех узлов привода на ней. Для установки редуктора на раму необходимо знать разницу высот между основанием и осью вала электродвигателя, и основанием и осью быстроходного вала редуктора. Так как эта разница составляет 121 мм, поэтому под электродвигатель привариваем швеллера №12 (h = 120 мм) по ГОСТ 8240-80, а на швеллер устанавливаем пластины толщиной 1 мм, и привариваем их к швеллеру.

Подшипниковые корпуса от основания до центральной оси имеют расстояние 112 мм. Разница между основанием и осью вала в подшипниковых корпусах составляет 209 мм. Под эти корпуса привариваем швеллера № 20 (h = 200 мм) ГОСТ 8240-80 на базисную коробку, и подкладываем пластины толщиной 9 мм, и привариваем их к швеллеру.

Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М 18 ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами (ГОСТ 6402-70) и гайками (ГОСТ 5915-70), редуктора - болтами М 22 и корпусов подшипников - М 22.

Предусматриваем на раме закрепление кожухов в местах установки муфт с целью их ограждения.

Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке фундаментными болтами М 24.

15. Литература

1. Киселев Б.Р. « Проектирование приводов машин химического производства» Иваново 2003.

2. Киселев Б.Р. «Курсовое проектирование по механике» Иваново 2003.

3. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1991.

4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» в 3ех томах М. 1979.

Размещено на Allbest.ru