Розрахунок приводу стрічкового конвеєра з циліндричним одноступінчастим редуктором і ланцюговою передачею

ФГТУ ВПО Білгородський Державний СІЛЬСЬКОГОСПОДАРСЬКА АКАДЕМІЯ

Кафедра загальнотехнічних дисциплін

Курсова робота

з механіки

ТЕМА

«Розрахунок приводу стрічкового конвеєра з циліндричним одноступінчастим редуктором і ланцюговою передачею»

(Курсове завдання № 1. Варіант № 2)

Виконав студент

інженерного факультету

36 групи

Дьомін Денис.

Науковий керівник:

Мамедов Аріф Алієвич

Білгород 2008

Зміст

Вихідні дані

Введення

1. Класифікація приводів машин

2. Умови експлуатації, ресурс приводного пристрою

3. Енергетичний розрахунок приводу

4. Вибір стандартного редуктора

5. Вибір муфти

6. Розрахунок ланцюгової передачі

7. Розрахунок валу веденої зірочки ланцюгової передачі

8. Розрахунок шпоночно з'єднання

9. Техніко-економічна характеристика і вартість проекту

Список використаної літератури

Додаток

Введення

Значна частина потреб людини пов'язана з технікою. Цим пояснюється необхідність грамотного звернення при наданні послуг з механізмами, приладами, апаратами і спорудами, які є складовою частиною систем сервісу.

Більшість цих пристроїв входить до складу машин, які перетворюють енергію, матеріал та інформацію з метою полегшення фізичного та розумового праці людини. Тому, вивчення елементів цих машин, їх взаємодії в рамках курсової роботи з дисципліни «Механіка» дозволяє охопити існуючий спектр питань, що виникають на практиці при використанні сучасної техніки.

Курсова робота оформлена у вигляді розрахунково-пояснювальної записки загальним обсягом 31 сторінок машинописного тексту, виконаної на аркушах формату А4, відповідно до ЕСКД та графічної частини (аркуш формату А4х4), яка є Додатком А до розрахунково-пояснювальній записці.

Курсова робота виконувалася за індивідуальним завданням за рекомендаціями, викладеним у навчально-методичному посібнику [1], відповідно до плану курсової роботи, що наведений у Додатку Б.

1. Класифікація приводів машин

Класифікація приводів машин проводиться за видом енергії, яка використовується для створення робочого зусилля або моменту. Залежно від типу, призначення і характеру роботи машини механізми її можуть мати в основному два види приводу: машинний і ручний. Машинний привід має такі різновиди: електричний, від двигуна внутрішнього згоряння, гідравлічний, пневматичний та, в даний час - рідше, паровий. Крім того, в ряді машин знаходить застосування комбінований привід, як, наприклад, дизель електричний, електрогідравлічний і електропневматичний.

У сучасних машинах в основному застосовується електричний привід, який має ряд переваг:

1) постійна готовність до дії;

2) можливість установки самостійного електроприводу до кожного механізму, що спрощує конструкцію і керування механізмами;

3) висока економічність;

4) легкість регулювання швидкості в значних межах;

5) надійність роботи запобіжних пристроїв;

6) можливість роботи зі значними короткочасними перевантаженнями.

Визначення раціональності застосування різних типів приводів слід проводити на основі аналізу економічних і конструктивно-експлуатаційних показників, з яких основними є собівартість транспортування, енергетичні показники, надійність роботи і незалежність від дії умов навколишнього середовища, зручність управління, технологічність конструкції.

2. Умови експлуатації, ресурс приводного пристрою

Вибір елементів приводу, матеріалів для їх виготовлення, значень різних коефіцієнтів при проведенні розрахунків і багато іншого обумовлюється умовами експлуатації і передбачуваним терміном служби приводу.

До умов експлуатації відносяться різні виробничі та кліматичні параметри, такі як: склад і концентрація пилу, вологість і температура повітря протягом року, насичення парами різних хімічних речовин, пожежо-і вибухобезпечність, характер діючих навантажень (статичних і динамічних), вібрація, тривалість безперервної роботи і змінність, частота включень, особливості монтажу й змащення елементів приводу і багато іншого.

Для стандартизованих елементів приводу машин вимоги до стійкості при зовнішніх впливах встановлені у відповідній нормативно-технічної документації (ГОСТах). При проведенні розрахунків умови експлуатації враховуються шляхом використання рекомендованих значень різних коефіцієнтів, чисельні значення яких приймаються з довідкової літератури.

Ресурс приводного пристрою обмежується ресурсом його найбільш слабкого елементу. У зв'язку з цим, при проведенні розрахунків необхідно визначати термін служби проектованої передачі або іншого елемента приводу.

Суттєво підвищити ресурс знову розробляється приводу можна, використовуючи принцип уніфікації і блочности, який полягає у застосуванні стандартизованих (що мають високі техніко-економічні показники) вузлів, з'єднаних між собою за допомогою легкораз'емних елементів.

3. Енергетичний розрахунок приводу

3.1 Визначення потужності і частоти обертання електродвигуна

При заданою схемою приводу орієнтовна потужність двигуна з урахуванням втрат в приводі дорівнює:

,

де N _дв.тр - необхідна потужність двигуна, кВт;

N _ном - номінальна потужність на виходимо валу проектованого приводу, кВт

η _заг - загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу

де F - сила на стрічці конвеєра, Н;

V - швидкість руху стрічки, м / с.

Загальний к.к.д. приводу обчислюється як добуток приватних к.к.д. окремих елементів:

де η _з - к.к.д. пари зубчастих коліс,

η _н - к.к.д. пари підшипників,

η _в - к.к.д. опори вала барабана,

η _ц - к.к.д. ланцюгової передачі,

Тому що при установці двигуна і редуктора на загальній рамі допуски на співвісність валів незначні, то для пружних швидкохідних муфт слід приймати к.к.д. ближче до верхньої межі.

Підставляємо значення величин у формулу:

Для визначення кутової швидкості вала електродвигуна знаходять межі кутовий швидкості вала двигуна по заданій кутовий швидкості вихідного валу приводу або ведучого валу робочої машини і орієнтовним значенням передавальних передач, що входять до розраховується привід.

де ω _дв.тр. - необхідна кутова швидкість вала електродвигуна, рад / с

ω _в - кутова швидкість вала веденої зірочки ланцюгової передачі, рад / с

U _{общ.мін.} Та U _{общ.макс.} - Відповідно мінімальне та максимальне загальне передавальне число приводу.

Загальне придаткове число дорівнює добутку передаточних чисел приватних передач, що входять у привід і з'єднаних послідовно.

де U _1, U ₂ ... U _i - Рекомендовані передаточні числа окремих передач, що входять в привід.

Обчислюємо кутову швидкість валу веденої зірочки ланцюгової передачі:

Знаходимо необхідні кутові швидкості вала електродвигуна для максимального і мінімального значень.

Після обчислення межі кутовий швидкості вийшли більше або менше кутових швидкостей магнітного поля статора існуючих електродвигунів. У цьому випадку орієнтуємося на двигун, у якого кутова швидкість найбільш близька до середніх розрахункових значень ω _дв.тр.

Після визначення необхідної потужності і кутової швидкості двигуна вибираємо електродвигун, найбільш повно задовольняє цим вимогам по потужності N _дв.тр = 4,268 кВт.

Найбільш підходящим виявився електродвигун 4А100 S 4 з N _н = 4,0 кВт і ω _ном = 157 рад / с (1420об/мін).

Визначаємо недовантаження або перевантаження двигуна, величину якої визначаємо за формулою:

де Δ - відсоток недовантаження двигуна;

N _н - номінальна потужність вибраного двигуна, кВт;

N _дв.тр. - необхідна потужність двигуна, кВт

Подібний рівень перевантаження допускається.

Рис.4.1 Електродвигун 4А100 S 4

Таблиця 4.1

3.2 Визначення передаточного числа приводу

Після вибору електродвигуна і встановлення його виконання слід обчислити фактичне значення загального передаточного числа приводу. При цьому використовують таку залежність:

де U _заг. - фактичне значення загального передаточного числа приводу;

ω _ном - кутова швидкість вала ротора електродвигуна при номінальному навантаженні, рад / с;

n _ном - частота обертання вала ротора електродвигуна при номінальному навантаженні, об / хв.

Загальне передавальне число необхідно розподілити між окремими передавальними входять до складу приводу. але так як загальне передавальне число дорівнює добутку приватних передавальних чисел, то задаються значеннями їх крім одного.

У практиці розрахунку приводів конструктори зазвичай роблять у декількох варіантах розподіл передавальних чисел після аналізу їх вартості, габаритних розмірів і технологічності конструкції зупиняються на одному з них. При виконанні курсового проекту зазвичай роблять одне обчислення, причому вибір передавальних чисел можна вважати задовільним, якщо загальне передавальне число рівномірно розподілено між редуктором і ланцюговою передачею.

Значення передавальних чисел уточнюються при остаточному розрахунку передач, зокрема, при визначенні числа зубів шестерні і колеса зубчастих передач або при визначенні розрахункових діаметрів шківів пасових передач, а так само числа зубів зірочок ланцюгових передач.

У подальших розрахунках визначається момент на кожному валу привода з урахуванням втрат в передачах і інших елементах трансмісії, які повинні відбутися до тих пір, поки забезпечиться обертання розглянутого валу. При цьому в розрахунок приймається необхідна потужність двигуна.

3.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Вважаємо, що двигун приводу має істотно жорсткої механічною характеристикою і тому частота обертання його вала постійна і дорівнює номінальної при будь-яку зміну навантаження.

Кутова швидкість вала ротора електродвигуна при номінальному навантаженні дорівнює,

Кутова швидкість кожного ведучого валу приводу визначається за формулою:

де U _i = U _1, U ₂ ... U _n - Добуток передаточних чисел передач від двигуна до даного валу.

Кутова швидкість вихідного валу редуктора:

Кутова швидкість веденого колеса ланцюгової передачі:

Потужність на провідних валах передач приводу визначається за формулою:

де η _{i заг} - твір к.к.д. окремих елементів приводу від вихідного валу до даного ведучого валу.

Крутний момент на ведучому валу передачі визначають за такої залежності:

Крутний момент на валу електроприводу.

де М _i - Крутний момент на розглянутому валу, Нм

N _i - Потужність на розглянутому валу, кВт

ω _i - Кутова швидкість розглянутого валу, рад / с.

Результати розрахунків цього розділу є вихідними даними для подальших розрахунків елементів приводу.

4. Вибір стандартного редуктора

За каталогом вибираємо циліндричний одноступінчатий редуктор ЦУ-160-3 ,15-33У2 ГОСТ21425-75, параметри заносимо в таблицю 5.1.

Таблиця 4.1

На малюнку 4.1 приведений ескіз вибраного редуктора.

Рис. 4.1 Редуктор ЦУ-160-3 ,15-33-У2 ГОСТ21426-75

5. Вибір і розрахунок муфти

Так як привід встановлюється на міцній і жорсткій основі при мінімальній неспіввісності валів, то як муфт вибираємо пружну втулочно-пальцеву муфту по ГОСТ 21424-75.

Вибір виробляємо за умовою: М _{р i} <М,

де М _{р i} - розрахунковий крутний момент

М - паспортний крутні моменти, причому М _{р i,} = К М i, тут К = 1,2 ... 2,0 = 1,5,

М _i - передається розрахунковий крутний момент i-ої муфти.

М ₁ = 26,9 Н м;

М _р1 = К М ₁ = 1,5 26,9 = 40,35 Н м;

Заданій умові для обох муфт задовольняє Муфта 500-55-3-УЗ ГОСТ21424-75. Параметри муфти взяті по каталогу [3, т.2, с.263] і наведені в таблиці 6.1 та рисунку 6.1.

Таблиця 5.1.

Рис. 5.1 Муфта 500-55-3-УЗ ГОСТ21424-75

6. Розрахунок ланцюгової передачі

Ланцюгові передачі застосовують у тих випадках, коли відстань між валами занадто малі для ремінної передачі або велике для зубчастих передач. Перевага ланцюгової передачі полягає в тому, що вона забезпечує сталість передавального відношення, має малі габарити і викликає менше навантаження на вали, так як не вимагає попереднього натягу. Ланцюгові передачі мають високий ККД, можуть здійснювати передачу значних потужностей.

Нестачі ланцюгової передачі: підвищена віброактивність і шум внаслідок пульсації швидкості ланцюга і динамічних навантажень, інтенсивний знос шарнірів внаслідок тертя і труднощів мастила, витягування ланцюга з-за зносу шарнірів і подовження пластин.

Вихідними даними для розрахунку є: потужність на валу ведучої зірочки N _i = 3,73 кВт; кутова швидкість обертання цього валу ω ₂ = 47,17 рад / с; передавальне число передачі U _ц = 12,4.

Додатковими даними є:

- Кут нахилу передачі до горизонту α = 45 °;

- Навантаження - нерівномірна;

- Число змін роботи - 1;

- Спосіб регулювання ланцюгової передачі - натискною зірочкою;

- Спосіб мастила - періодичний.

6.1 Вибір кроку ланцюга

Щільність, довговічність і безшумність роботи ланцюгової передачі в значній мірі залежить від величини кроку ланцюга: чим менший крок, тим менше динамічні навантаження і вище якість роботи передачі. У зв'язку з цим при проектуванні ланцюгової передачі слід прагнути до вибору меншого кроку ланцюга.

З іншого боку, навантажувальна здатність ланцюзі зростає із збільшенням кроку. Величина кроку ланцюга обмежує максимально допустимим значенням кутової швидкості малої зірочки ω _1мах з урахуванням рекомендованих значень кутової швидкості ω _1рек для втулочно-роликових ланцюгів.

Кутова швидкість малої зірочки ω _з = 47,17 рад / с. Це значення знаходиться в проміжку між ω _1рек = 42рад / с і ω _1мах = 63рад / с, що відповідає чисельному значенню кроку t = 44,45 мм.

6.2 Визначення числа зубів ведучої зірочки

6.3 Визначення числа зубів веденої зірочки:

6.4 Визначення розрахункового кроку ланцюга

Попередньо вибираємо крок ланцюга 44,45 мм.

де N = 3,73 - потужність на валу ведучої зірочки, кВт;

S ₁ = 4,72 - коефіцієнт для ланцюга типу ПР за ГОСТ 13568-75;

Z ₁ = 15 - число зубів ведучої зірочки;

n ₁ = 450 - частота обертання ведучого валу, об / хв;

До _т - коефіцієнт рядності ланцюга (для попередніх розрахунків приймаємо К _т = 1,0);

[Р] = 18,21 МПа-табличне допустимий питомий тиск в шарнірі, визначається інтерполяцією табличних даних, залежно від частоти обертання ведучої зірочки n ₁ і передбачуваного кроку ланцюга рівного t = 44,45 мм.

До _е - коефіцієнт експлуатації, який визначається за формулою:

До _е. = К _д До _рег До _н До _см До _реж К _а = 1,1 1,1 1 1,4 1 0,8 = 1,36,

тут До _д = 1,1 - коефіцієнт характеру навантаження;

До _рег = 1,1 - коефіцієнт способу регулювання провисання ланцюга за допомогою нажимной зірочкою;

К _н = 1 - коефіцієнт нахилу передачі до горизонту при а = 45 ° <70 °;

До _см = 1,4 - коефіцієнт мастила при нерегулярній мастилі;

До _реж = 1 - коефіцієнт режиму при роботі в одну зміну;

К _а = 0,8 - коефіцієнт довжини ланцюга (імовірно міжосьова відстань буде відповідати сприятливому значенням А = (30-50) t

6.5 Визначення стандартного кроку ланцюга

Приймаємо значення стандартного кроку ланцюга t = 25,4 мм, що не відповідає раніше прийнятим припущенням.

За стандартом приймаємо ланцюг ПР-25 ,4-6000, у якого крок ланцюга t = 25,4, Q = 6000 H, S _on = 1,79 мм ^2.

Перевіряємо умову n _a <n _max

При t = 25,4 мм n _max = 1420об/мін, отже умова виконується.

Середня швидкість ланцюга V не повинна перевищувати максимального допустимого значення V _max, тобто повинна виконуватися умова:

де

20,23 <5,61, отже умова виповнилося.

6.6 Розрахунок міжосьової відстані

Міжосьова відстань визначається за формулою:

a = a _t · t,

де а _t - міжосьова відстань в кроках (для сприятливих умов роботи кола: a _t = 30 ... 50)

У реальних с / г машинах міжосьова відстань може бути наперед задане, виходячи з конструкційних міркувань. Слід мати на увазі, що граничні значення МОР обмежені співвідношеннями:

a _max = 80 · t

a _min = 0.6 · (D _e1 + D _e2) + (30 ... 50), мм

де D _{e 1} і D _{e 2} - діаметри кіл виступів ведучої і веденої зірочки, мм

6.7 Окружне зусилля, що передається ланцюгом.

6.8 Середнє питомий тиск на шарнірах ланцюга.

що менше допустимого питомого тиску [р] = 18,21 МПа, при частоті обертання ведучого валу n _A = 450,7 об / хв.

6.9 Визначення терміну служби ланцюга.

де Δ t = 3% - допустиме збільшення кроку ланцюга.

тут До _СМ = 1,4 для нерегульованої мастила.

До _е - коефіцієнт експлуатації

що більше очікуваного терміну служби Т = 2000 * До _СМ = 2000 * 1,4 = 2800 годин.

6.10 Перевірка запасу міцності ланцюга.

Запас міцності ланцюга визначається за формулою:

де Q _розр = 6000 Н - руйнівне навантаження;

Fs - натяг у провідній гілки ланцюга, яка визначається за формулою:

де F _t = 5650Н - окружна сила

F _д = 1,4 - коефіцієнт характеру навантаження

_{F f} - сила натягу ланцюга від провисання, Н;

F _Ц - сила натягу ланцюга від відцентрових сил, Н, при швидкості ланцюга V = 0,23 <12 м / с відцентрова сила мала і її не враховують, F _Ц = 0.

Сили _{F f} визначаємо за формулою:

де К _f = 4 - коефіцієнт, що залежить від кута нахилу передачі до горизонту α = 40;

q = l, 9 кг/м- погонна маса ланцюга;

а = 40 t = 1,016 м - міжосьова відстань;

g = 9,81 м / с ² - прискорення вільного падіння;

Отже,

Тоді запас міцності:

що більше допустимого [n] = 6,8 [1, Додаток 2, таблиця 2.20].

6.11 Геометричний розрахунок передачі

Міжосьова відстань а = 1016мм (див. п.8.5).

Кількість зубів веденої зірочки Z 2 = 120 (див. п.8.2).

Розрахунок числа ланок ланцюга:

де

Отримане значення числа ланок Lt приймаємо найближчим парних для більш рівномірного зносу: Lt = 154. Довжина ланцюга L = Lt * t = 154 * 25,4 = 3911,6 мм.

Уточнення міжосьової відстані

Для забезпечення провисання ланцюга міжосьова відстань зменшують на (0,002 ÷ 0,004) Аут [3, т.2, стор.41]:

Аут = 0,997 * а = 0,997 * 1019 = 1016мм.

Діаметр окружності виступів зірочки визначається за формулою:

провідна

ведена

Крім визначених раніше сил Ft, Fq і F ц, необхідно розрахувати зусилля R, що діють на вали ведучої і веденої зірочки, які можна визначити як:

Отримане значення необхідно порівняти з номінальною радіальної навантаженням на швидкохідному валу F _{б. Hom} = 1000 Н (див. таблицю 5.1). Повинно виконуватися умова: R <F _{б. Hom.}

R = 6780 H <F _{б. Hom} = 1000 H - умова не виконується.

Як зазначалося раніше (див. п.7.29), підібрати більш потужний редуктор не представляється можливим.

Для вирішення виниклої проблеми необхідно розвантажити швидкохідний вал редуктора з боку ланцюгової передачі, наприклад, встановивши провідну зірочку ланцюгової передачі на окремих опорах з підшипниками кочення і з'єднавши вал цієї зірочки з швидкохідним валом редуктора за допомогою компенсуючої муфти. Втрати потужності на додаткових опорах і муфті будуть компенсовані запасом потужності вибраного електродвигуна.

7. Розрахунок валу веденої зірочки ланцюгової передачі

У процесі експлуатації вали передач відчувають деформації від дії зовнішніх сил, мас самих валів і насаджених на них деталей. Однак у типових передачах, що розробляються в курсових проектах, маси валів і деталей, насаджених на них, порівняно невеликі,, тому їх впливом зазвичай нехтують, обмежуючись аналізом та обліком зовнішніх сил, що виникають в процесі роботи.

У циліндричній прямозубой передачу силу в зачепленні однієї пари зубів розкладають на дві взаємно перпендикулярні складові (рис. 5,1):

окружну силу

і радіальну

тут F _t і F _r - діючі сили, Н;

Р - передана потужність, Вт;

v - окружна швидкість, м / с;

α - кут зачеплення.

Рис. 7.1 циліндричних прямозубих передач

У ланцюгової передачі навантаження на вали зірочок, спрямована по лінії центрів зірочок

де F _л - окружна сила на зірочці, Н, F _л = 10кН;

до ₁ - коефіцієнт, що враховує вплив провисання ланцюга;

q - маса одного метра ланцюга, кг / м;

а - міжосьова відстань, м.

Вали призначені для передачі обертального моменту вздовж своєї осі і підтримки обертових деталей (зубчастих коліс, шківів, зірочок, напівмуфт і т.д.). Основними критеріями працездатності валів є їх міцність і жорсткість.

Під час роботи вони відчувають деформації кручення, вигину і розтягування (стиснення), тобто матеріал вала знаходиться в складному напруженому стані. Силовими факторами викликають зазначені деформації, є зосереджені сили і моменти: крутний момент; сили, що діють в зубчастому зачепленні; or натягу ременів і ланцюгів, а так само радіальні сили, що виникають в муфтах внаслідок неминучою неспіввісності з'єднуються валів.

Проектування валу починають з визначення діаметра вихідного кінця його з розрахунку на чисте крутіння по пониженому допустимому напрузі без врахування впливу вигину

де М - крутний момент, Н мм;

[Г] до - напруга, що допускається на крученні: для валів зі сталей 40,45, ст6 беруть знижене значення [гк] = 15-20 (Н / мм ^2).

Отриманий результат округлюють до найближчого більшого значення із стандартного ряду: 64мм.

Для редукторів загального призначення рекомендуємо виготовляти вали однакового діаметру по всій довжині. Однак для полегшення монтажу підшипників, зубчастих коліс та інших деталей застосовують і ступінчасту конструкцію валу. Для зручності з'єднання валу редуктора з валом електродвигуна стандартної муфтою дотримуються умова, щоб діаметри з'єднувальних валів, що відрізняються не більш, ніж на 20%.

Позначивши конструкцію валу, встановивши основні розміри його (діаметри та довжини ділянок вала, відстань між серединами опор та ін), виконують уточнений розрахунок валів тобто перевірочний розрахунок для визначення коефіцієнта запасу міцності S в небезпечних перерізах:

де S _δ - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням;

δ _-1 - межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину

(Для вуглецевих конструкційних сталей δ _-1 = 0,43 * β МПа);

До _δ - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень. У углеродистом розрахунку R _δ ≈ 1,5, К _τ ≈ 1,2.

ε _δ - масштабний фактор для нормальних напружень, ε _δ ≈ 0,7; ε _τ ≈ 0,6;

β - коефіцієнт враховує шорсткості поверхні, β ≈ 0,95;

δ _ν - амплітуда циклу нормальних напружень, рівна найбільшій напрузі вигину δ ₄ в розглянутому перерізі;

δ _m - середня напруга циклу нормальних напружень; якщо осьова навантаження на вал відсутній, то приймають δ _m = 0; в іншому випадку:

ψ _δ = 0,2 - для вуглецевих сталей

де S _τ - коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

τ _-1 - межа витривалості сталі при симетричному циклі кручення

(Τ _-1 = 0.58δ - ₁ МПа)

ψ _δ = 0,1 - для вуглецевих сталей

де W _k - Момент опору кручення

Розрахункове значення S не нижче допустимого [S] = 2.5

8. Розрахунок шпонкових з'єднань

Для зручності складання і розбирання вузла вала, заміни підшипників та інших насаживаемой деталей вал виконують східчастим. По конструкції шпонки бувають призматичні та сегментні.

Довжина шпонки; при спокійній навантаженні [δ] см <100МПа; при коливаннях навантаження слід знижувати [δ] см на 20-г 25%; при ударному навантаженні знижувати на 40-50%, для насаджується на вал чавунних деталей [δ] см знижувати вдвічі.

Якщо виявиться δ _СМ> [δ] см, то допускається встановлення інших шпонок під кутом 180 °, проте раціональніше перейти на шлицевое з'єднання.

Шліцьові з'єднання надійніше шпонкових, особливо при змінних навантаженнях; в них допускається більш точна центровка деталей на валу, полегшує переміщення рухомих деталей вздовж на валу.

Матеріал шпонок - сталь чисто тягнуться з тимчасовим опором розриву не менше 590 МПа.

Довжину шпонки призначають із стандартного ряду так, що б вона була менше довжини маточини на 5-10мм. Вибираємо шпонку 18 * 11 * 60

Рис. 8.1 Шпонка призматична 18 * 11 * 60

Напруга зняття вузьких граней шпонки не повинно перевищувати допустимого

де

Т - обертаючий момент НММ;

d - діаметр валу в місці установки шпонки;

А _см - площа зминання, А _см = (h - t ₁₎ * _{1 р;}

9. Техніко-економічна характеристика і вартість проекту

Техніко-економічний аналіз проекту в повному обсязі не проводився, так як це залежить від багатьох факторів. Наприклад, первинні ціни стандартних пристроїв встановлює підприємство-виробник, який працює з корпоративним замовником за оптовими цінами. Дилери пропонують великий асортимент продукції різних виробників при великому розкиді роздрібних цін, що істотно відрізняються від оптових.

Крім того, для даного проекту необхідно проектувати спеціальну раму, на якій будуть монтуватися елементи приводу, і фундамент для установки всього приводу. Вартість цих робіт можна оцінити після відповідної технічного опрацювання. Однак, ці питання не входили в обсяг курсового проектування.

Економічну оцінку проекту проведемо, враховуючи вартість тільки найбільш дорогих елементів приводу: електродвигуна (8500 руб, див п.4.2), редуктора (10400 руб) і муфт (1300 руб). Загальна вартість цих елементів становить 21200 рублів.

Список літератури

1. О.Н. Левитський, Н.І. Левитська "Курс теорії механізмів і машин", М, ВШ, 1985р.

2. А.А. Ердеді, Ю.А. Медведєв "Технічна механіка", М, "ВШ", 1991.

3. Е.А. Сігаєва, "Опір матеріалів", ч-1, Кемерово Кузбассвузіздат, 2002р.

4. Г.Г. Баловне, Ю.В. Чернов "Збірник завдань з опору матеріалів", М, вид-во МСХА, 1993р.

5. В.В. Красніков та ін, "Підйомно транспортні машини", вид-во "Колос", 1987р.

6. І.І. Устюгов, "Деталі машин", М, "ВШ", 1981р.

7. С.А. Чернавський та ін, "Курсове проектування деталей машин", М, "Машинобудування", 1988р.

8. В.І. Ануров, "Довідник конструктора-машинобудівника", Том 1,2,3, М, "Машинобудування", 1980р.

9. А.А. Вайнсон, "Підйомно-транспортні машини будівельної промисловості". Атлас конструкцій. М, "Машинобудування", 1985р.

10. Д.М. Решетов. "Деталі машин". Атлас конструкцій. М,

"Машинобудування", 19 8 0г. 11. А.А. Мамедов, "Механіка". Конспект лекцій, "Бел ГСХА", 2008р.