Расчет гибкой (клиноременной) передачи
5.1 Данные к расчету
Мощность на ведущем шкиве, Вт – P = 15 000
Частота вращения ведущего шкива, об/мин – n = 1465
Передаточное отношение передач – i = 2,7
Скольжение ремня 𝞮 = 0,01
Режим нагружения передачи – средний равновероятный
Тип передачи – клиновой нормального сечения
5.2
1) По номограмме рис.1 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1 (в нашем случае n1= nдв = 1465 об/мин) и передаваемой мощности P = 15 кВт принимаем сечение клинового ремня B.
Рисунок 1: номограмма клинового ремня
2) Вращающий момент
3) Диаметр меньшего шкива
Согласно тому, что диаметр шкива для ремня сечения B не должен быть менее 200 мм, по ГОСТ 17383-73 принимаем d1 = 200 мм
4) Диаметр большего шкива
Принимаем по ГОСТ 17383-73 d2 = 560 мм
5) Уточняем передаточное отношение
При этом угловая скорость вала будет
6) Межосевое расстояние ap следует принять в интервале
Принимаем предварительно близкое значение ap = 800 мм
7) Расчетная длина ремня
Ближайшее значение по стандарту L = 2800 мм
8) Уточненное значение межосевого расстояния ap с учетом стандартной длины ремня L.
, где
9) Угол обхвата меньшего шкива
10) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи
Для ленточного конвейера при легком режиме работы при числе смен 2: Cp = 1,1
11) Коэффициент режима работы, учитывающий влияние длины ремня : для ремня сечения B при длине ремня L = 2800 мм CL = 0,95
12) Коэффициент режима работы, учитывающий влияние угла обхвата при
13) Коэффициент режима работы, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передачи будет от 2 до 3, примем Cz = 0,95
14) Число ремней в передачи по формуле
15) Натяжение ветви клинового ремня
Где
коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил
16) Давление на вал
17) Ширина шкивов Вш
Параметры ременной передачи:
Мощность на ведущем шкиве, кВт – 15
Частота вращения ведущего шкива, 1/мин – 1465
Передаточное отношение передач – 2,7
Режим нагружения передачи – средний равновероятный
Тип передачи – клиноременный
Полученные данные:
Диаметры шкивов, мм:
Ведущего d1 – 200
Ведомого d2 – 560
Фактическое передаточное отношение, i – 2,83
Межосевое расстояние, a – 783 мм
Угол между ветвями передачи , градус – 50
Углы обхвата шкивов ремнем, градус:
Ведущего - 153,8
Ремень: клиновой нормального сечения
Обозначения сечения ремня – В
Длина ремня L, мм – 2800
Число ремней – 2
Скорость ремня, V м/с – 15,3
Сила предварительного натяжения ремня Fо, Н – 528,56
Силы действующие на валы передачи FВ, H – 2059,22
Вращающий момент на ведущем валу, Н·м – 98
Число пробегов ремня r, с–1 – 5,5
Ресурс ремня Tр, ч – 5000
5.13 Эскиз шкива
Эскиз шкива
6 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
6.1 Данные к расчету:
Т2=178,9 Н∙м
Т3=678,16 Н∙м
α0=1,6
α1=1
α2=0,6
α3=0,2
n2=542,6 об/мин
n3=135,65 об/мин
γ1=0,5
γ2=0,7
γ3=0,1
6.2 Схема зубчатой передачи
Рисунок 2 ― Зубчатая передача
Расчет произведен с помощью программы APM.
Данные программы: передача – прямозубая внешнего зацепления
Тип расчета – проектировочный
Стандарт расчета ГОСТ
Основные данные
Рабочий режим передачи | Средневероятный |
Термообработка колес | |
Шестерня | Улучшение |
Колесо | Улучшение |
Расположение шестерни на валу | Симметричное |
Нереверсивная передача | |
Момент вращения на ведомом валу, Нм | 678.16 |
Частота вращения ведомого вала, об./мин. | 135.65 |
Передаточное число | 4.00 |
Ресурс, час | 2500.00 |
Число зацеплений | |
Шестерня | |
Колесо |
Дополнительные данные
Коэффициент ширины колеса | 0.400 |
Модуль | 6.000 |
Материал Шестерня | 40Х |
Материал Колесо |
Результаты АPМ Trans (Страница 2)
Таблица 1 . Основная геометрия
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Межосевое расстояние | aw | 240.000 | мм | |
Модуль | m | 6.000 | мм | |
Угол наклона зубьев | ![]() | 0.000 | град. | |
Делительный диаметр | d | 96.000 | 384.000 | мм |
Основной диаметр | db | 90.210 | 360.842 | мм |
Начальный диаметр | dw | 96.000 | 384.000 | мм |
Диаметр вершин зубьев | da | 108.000 | 396.000 | мм |
Диаметр впадин | df | 81.600 | 369.600 | мм |
Коэффициент смещения | x | 0.000 | 0.000 | - |
Высота зубьев | h | 13.200 | 13.200 | мм |
Ширина зубчатого венца | b | 104.000 | 97.000 | мм |
Число зубьев | z | - |
Таблица 2 . Свойства материалов
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Допускаемые напряжения изгиба | sFa | 185.000 | 195.768 | МПа |
Допускаемые контактные напряжения | sHa | 391.000 | МПа | |
Твёрдость рабочих поверхностей | - | 18.0 | 18.0 | HRC |
Действующие напряжения изгиба | sFr | 50.313 | 41.382 | МПа |
Действующие контактные напряжения | sHr | 383.545 | МПа |
Таблица 3 . Силы
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Тангенциальная сила | Ft | 3532.083 | Н | |
Радиальная сила | Fr | 1285.573 | Н | |
Осевая сила | Fa | 0.000 | Н | |
Расстояние от торца колеса до точки приложения силы | B | 52.000 | мм | |
Плечо силы | R | 48.000 | мм |
Результаты АPМ Trans (Страница 3)
Таблица 4 . Параметры торцевого профиля
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин | aa | 33.355 | 24.326 | град. |
Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин | ra | 29.690 | 81.561 | мм |
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке | rp | 0.523 | 52.394 | мм |
Таблица 5 . Параметры постоянной хорды
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Постоянная хорда зуба | sc | 8.322 | 8.322 | мм |
Высота до постоянной хорды | hc | 4.485 | 4.485 | мм |
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды | rs | 20.845 | 70.096 | мм |
Основной угол наклона зубьев | bb | 0.000 | град. |
Таблица 6 . Параметры общей нормали
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Угол профиля | ax | 20.000 | 20.000 | град. |
Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью | rw | 13.957 | 69.112 | мм |
Длина общей нормали | W | 27.914 | 138.224 | мм |
Число зубьев в общей нормали | znr | - |
Результаты АPМ Trans (Страница 4)
Таблица 7 . Параметры по хорде
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Заданный диаметр | dy | 96.000 | 384.000 | мм |
Угол профиля в точке на заданном диаметре | ay | 20.000 | 20.000 | град. |
Окружная толщина зубьев на заданном диаметре | sty | 9.425 | 9.425 | мм |
Угол наклона зубьев на заданном диаметре | bv | 0.000 | 0.000 | град. |
Половина угловой толщины зубьев | yyv | 5.625 | 1.406 | град. |
Толщина по хорде зуба | sy | 9.410 | 9.424 | мм |
Высота до хорды зуба | hay | 6.231 | 6.058 | мм |
Таблица 8 . Контроль по роликам
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини цы |
Диаметр ролика | D0 | 10.319 | мм | |
Диаметр окружности проходящей через центр ролика | dD | 99.779 | 388.116 | мм |
Торцевой размер по роликам | M | 110.098 | 398.435 | мм |
Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика | ad | 25.297 | 21.608 | град. |
Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом | rm | 16.159 | 66.302 | мм |
Таблица 9 . Параметры взаимного положения профилей зубьев
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Шаг зацепления | pa | 17.713 | мм | |
Осевой шаг | px | 0.000 | мм | |
Ход зубьев | pz | 0.000 | 0.000 | мм |
Таблица 10 . Проверка качества зацепления
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении | zmin | 17.097 | - | |
Угол наклона линии вершины зубьев | ba | 0.000 | 0.000 | град. |
Нормальная толщина зуба на поверхности вершин | sna | 3.994 | 4.734 | мм |
Радиальный зазор в зацеплении | c | 1.200 | 1.200 | мм |
Коэффициент торцевого перекрытия | ea | 1.647 | - | |
Коэффициент осевого перекрытия | eb | 0.000 | - | |
Коэффициент перекрытия | ec | 1.647 | - | |
Угол зацепления | atw | 20.000 | град. |
Результаты АPМ Trans (Страница 5)
Таблица 11 . Допуски колеса и шестерни
Описание | Символ | Шестерня | Колесо | Едини- цы |
Минимально возможный зазор | jn min | 72.000 | мкм | |
Максимально возможный зазор | jn max | 277.200 | мкм | |
Предельное отклонение межосевого расстояния | fa | 35.000 | мкм | |
Класс точности | Np | - | ||
Вид сопряжения | - | D | - | |
Класс отклонений межосевого расстояния | - | III | - | |
Минимальный возможный угол поворота | Djmin | 5' 28.72" | 1' 22.18" | - |
Максимальный возможный угол поворота | Djmax | 21' 5.59" | 5' 16.40" | - |
Допуск на радиальное биение зубчатого венца | Fr | 0.050 | 0.071 | мм |
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура | EH | -0.070 | -0.110 | мм |
Допуск на смещение исходного контура | TH | 0.090 | 0.140 | мм |
Верхнее отклонение высоты зуба | ESH | -0.070 | -0.110 | мм |
Нижнее отклонение высоты зуба | EIH | -0.160 | -0.250 | мм |
Наименьшее отклонение средней длины общей нормали | EWm | -0.061 | -0.088 | мм |
Допуск на среднюю длину общей нормали | TWm | 0.040 | 0.060 | мм |
Верхнее отклонение средней длины общей нормали | ESWm | -0.061 | -0.088 | мм |
Нижнее отклонение средней длины общей нормали | EIWm | -0.101 | -0.148 | мм |
Наименьшее отклонение длины общей нормали | EW | -0.050 | -0.070 | мм |
Допуск на длину общей нормали | TW | 0.060 | 0.100 | мм |
Верхнее отклонение длины общей нормали | ESW | -0.050 | -0.070 | мм |
Нижнее отклонение длины общей нормали | EIW | -0.110 | -0.170 | мм |
Наименьшее отклонение толщины зуба с m>=1 мм | Ecs | -0.050 | -0.080 | мм |
Допуск на толщину зуба с m>=1 мм | Tc | 0.070 | 0.100 | мм |
Верхнее отклонение толщины зуба | ESsc | -0.050 | -0.080 | мм |
Нижнее отклонение толщины зуба | EIsc | -0.120 | -0.180 | мм |
6.17 Эскиз зубчатого колеса
Эскиз зубчатого колеса
1 d1 = 96 мм; d2 = 384 мм.
2 da=d+2m; da1 = 96+2*6 = 108 мм; da2 = 384+2*6 =396 мм.
3 df=d−2,5m; df1 = 96 −2,5*6 = 81,6мм; df2 = 384 - 2,5*6 = 369,6 мм.
4 bш = 104 мм; bк = 97 мм.
5 δ=(2,5…4)m δ=15 мм
6 dст=(1,6…1,8)dв dст=75 мм dст2=105 мм
7 lст=(1,2…1,5)dв lст=75 мм lст2=105 мм
8 De=df−2δ De1= 81,6 - 30 =51,6мм; De2= 369,6 - 30 =339,6мм
9 dотв к=0,25(De−dст) dотв к=0,25(339,6 - 105)=58,65 мм
10 C=(0,2…0,3)в С=0,2 97 =19,4 мм
11 Dотв=0,5(De+dст) Dотв=0,5 (339,6+105)=222,3 мм
12 γ=50° R=48 мм.
7 Эскизная компоновка редуктора (1-й этап)
Исходные данные: Р1=10,1 кВт; Р2=9,63 кВт; Мкр1=178,9 Н∙м;
Мкр2 = 678,16 Н∙м; u = 4; n1=542,6 об/мин; n2 = 135,65 об/мин; d1 = 96 мм; d2=384 мм; da1 = 108 мм; da2 = 396 мм; a=240 мм.
Определим диаметральные размеры валов. Проводим по чистому кручению из условия прочности на кручение.
Wp – полярный момент сопротивления вала
Wp =
[τкр] = 20…25 МПа
Диаметр шейки вала
Подбор подшипников – шариковые однорядные радиальные средней серии.
Для 1 вала - № 309 (dвн=45 мм; dн=100 мм; ширина – 25 мм)
Для 2 вала - № 213 (dвн=65 мм; dн=120 мм; ширина – 23 мм)
Диаметр вала:
.
Подшипники устанавливаются на шейке вала (шипе вала), заглубляются с внутренней стороны редуктора на 10 мм. В этом случае устанавливаются отбойные шайбы или мазеудерживающие кольца.
Смазка колёс осуществляется окунанием. Смазка подшипников осуществляется закладкой консистентной смазки в карманы опор. Чтобы не было размывания, с внутренней стороны устанавливаются кольца.
Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе один к одному или на компьютере. Для подшипников качения диаметр вала умножается на число оборотов:
выбирается жидкая смазка (6.78)
При выбирается пластичная смазка (солидол, литол, циатин) (6.79)
Вал шестерни −45·542,6 = 24 417 мм·об/мин
Вал колеса −65·135,65 = 8 817,25 мм·об/мин
Диаметр ступицы dст2 = 1,5∙dв2 = 1,5∙70 = 105 мм.
Длина ступицы lст2 = 1,5∙dв2 = 1,5∙70 = 105 мм.
Длина хвостовика lхв = 2∙dхв; lхв1 = 2∙35 = 70 мм; lхв2 = 2∙55 = 110 мм.
Длина ступицы шкива lст.шкива = 2∙dхв = 2∙35 = 70 мм.
8 Расчет валов
Исходные данные к расчёту валов:
Tкр1 = 178, 9 Н∙м
Tкр2 = 678, 16 Н∙м
Делительные диаметры зубчатых колес:
d1 = 96 мм d2 = 384 мм
Ft1 = Ft2 - окружные силы
Примем Ft1 = Ft2=3532 Н
Fr1= Fr2 – радиальные силы
Fr1= Fr2 = Ft1·tga/cosb
tg50º=1,192
Fr1= Fr2 = 3532 ·tg50º/cos 0º = 4210Н
Ведомый вал
Таблица: Нагрузки
Радиальные силы
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Модуль, Н | Угол, град |
94.75 | 1285.57 | 0.00 | |
94.50 | 3532.08 | 90.00 |
Моменты кручения
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Значение, Нxм |
96.00 | 678.00 | |
225.70 | -678.00 |
Реакции в опорах
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Реакция верт., Н | Реакция гориз., Н | Реакция осевая, Н | Модуль, Н | Угол, град |
14.00 | -598.09 | -1649.09 | 0.00 | 1754.19 | -160.07 | |
165.00 | -687.48 | -1883.00 | 0.00 | 2004.57 | -159.94 |
Ведущий вал
Таблица: Нагрузки
Радиальные силы
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Модуль, Н | Угол, град |
97.00 | 1285.57 | 0.00 | |
97.00 | 3532.08 | 90.00 |
Моменты кручения
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Значение, Нxм |
97.00 | 178.90 | |
217.20 | -178.90 |
Реакции в опорах
N | Расстояние от левого конца вала, мм | Реакция верт., Н | Реакция гориз., Н | Реакция осевая, Н | Модуль, Н | Угол, град |
10.00 | -577.69 | -1587.20 | 0.00 | 1689.06 | -160.00 | |
168.00 | -707.88 | -1944.88 | 0.00 | 2069.70 | -160.00 |
Таблица: Собственные частоты
Поперечные колебания
N | Частота, рад/с |
20054.070 | |
39261.602 | |
106213.215 | |
172222.632 | |
246111.119 |
Крутильные колебания
N | Частота, рад/с |
51679.700 | |
86550.086 | |
122438.767 | |
160565.283 |
9 Эскизная компоновка редуктора (2-ой этап)
9.1 Рассчитаем некоторые элементы конструкции корпуса
9.1.1Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
Принимаем: для корпуса δ = 9 мм
для крышки δ1 = 9 мм
9.1.2 Толщина верхнего фланца корпуса
b = 1,5·δ = 1,5·9 = 13,5 мм
9.1.3 Толщина нижнего пояса крышки корпуса
b1 = 1,5·δ1 = 1,5·9 = 13,5 мм
9.1.4 Толщина нижнего пояса корпуса
без бобышки: Р = 2,35·δ = 2,35·9 = 21,15 мм;
с бобышкой: Р1=1,5· δ=1,5 · 9=13,5 мм;
Р2 = (2,25…2,75)·δ = 2,5·9 = 22,5 мм.
9.1.5 Диаметр фундаментных болтов
d1 = (0,03…0,036)·а + 12
d1 = 0,03·240 + 12 = 19,2 мм
принимаем болт М16
9.1.6 Диаметры болтов
а) у подшипника
d2 = (0,7…0,75)· d1
d2 = 0,7·19,2 = 13,44 мм
принимаем болт М12
б) соединяющих основание корпуса с крышкой по поясу
d3 = (0,5…0,6)· d1
d3 = 0,6·19,2=11,52 мм
принимаем болт М10
9.1.7 Расстояние между осями болтов d2 у подшипников и d4 у болтов крепления крышек.
q ≥05·d2 + d4
d4 = болты М8…М12; z = 4…6
q ≥0,5·13,44 + 8 = 15мм
9.1.8 Длина гнезда бобышек
l = δ + с2 + Rб + 5
Rб = 1,1· d2 = 1,1· 13,44 = 14,8 мм
с2 = 18 для М12; Кi = 33
l = 9 + 18 + 14,8 + 5 = 46,8 мм
10 Подбор и проверка шпоночных соединений
Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к насаженной на нём детали и наоборот. Преимущество их в том, что они являются простыми и надёжными соединениями в эксплуатации, но шпоночные соединения ослабляют вал и ступицу шпоночными пазами и вызывают концентрацию напряжений. Для соединения ступицы шкива или полумуфты с хвостовиками валов принимаем призматические шпонки (в зависимости от диаметра хвостовика).
10.1 Проверяем шпонку для хвостовика первого вала:
Исходные данные:
dхв1 =36 мм; Мкр1 = 178,9 Н∙м lст = 75 мм
b×h = 10×8; t1 =5,0 мм t2 = 3,3 мм
lшп = lст – (5-10) = 75-10 = 65 мм
lраб = lшп – b = 32,5-8 = 24,5 мм
10.1.1 Проверка шпонки по напряжениям смятия:
σсм = Ft/Aсм ≤ [σсм]
[σсм] = 100…150 МПа, т.к. шпонка изготовлена из стали Ст 3
10.1.1.1 Ft = 2∙Мкр1/dхв1, кН
10.1.1.2 Асм=lр·(h-t1) = 24.5∙(8-5) = 73.5 мм2
Н/мм2 <[σсм]
10.1.2 Проверка шпонки по напряжениям среза:
τср = Ft/Aср ≤ [τср]
[τср] = 60…90 МПа
Исходя из представленных выше формул определяем τср
τср = = 40,57 МПа < [ τср]
10.2 Проверяем шпонку для хвостовика второго вала:
Исходные данные:
dхв2 = 56 мм; Мкр2 = 678,16 Н∙м lст =105 мм
b×h = 16×10 t1 = 6,0 мм t2 = 4,3 мм
lшп = lст – (5-10) = 105-10 = 95мм
lраб = lшп – b = 95-16 = 79 мм
10.2.1 Проверка шпонки по напряжениям смятия:
σсм = Ft/Aсм ≤ [σсм]
[σсм] = 100…150 МПа, т.к. шпонка изготовлена из стали Ст – 3
10.2.1.1 Ft = 2∙Мкр2/dхв2 , кН
10.2.1.2 Асм = lраб∙(h-t1) , мм2
σсм = = 76,6 МПа < [σсм]
10.2.2 Проверка шпонки по напряжениям среза:
τср = Ft/Aср ≤ [τср]
[τср] = 60…100 МПа
Ft = 2∙Мкр/dхв , кН
Аср = b∙lраб, мм2
19,16 МПа < [ τср]
11 Подбор и проверочный расчет соединительной муфты
Рисунок 9.1 – Эскиз соединительной муфты
Исходные данные к расчету:
По dXB = 56 мм и Мкр = 1085,056 Нм выбираем муфту МУВП-63 , для которой
D=220 мм; L=288 мм; D0=230мм; D1=240мм; d1=130 мм; d2=125 мм; dп=25 мм; lп=65 мм; y=10; z =6 мм;
a) Проверка пальцев на изгиб
= 80 .. 120 МПа
б) Проверка резиновых элементов по напряжениям смятия:
Асм = dn (ln - у)
= 1,5 .. 2,0 МПа
Тепловой расчет редуктора
n |
d |
Q1' |
c |
b |
k |
Q2 |
a |
Q1 |
Q2' |
m |
Q3' |
Q3 |
Редуктор надо проверить на нагрев, так как в процессе работы механическая энергия при передаче превращается в тепловую. Перегрев редуктора влечёт ухудшение смазочных свойств масел и возникает опасность заедания зубчатых пар.Базируется на балансе тепла Qв = Qотв
Qв – тепло, выделяющееся в редукторе;
Qотв – тепло, которое отводится от поверхности редуктора.
Qв = Р1 потр ∙ (1 – ηр)
Р1 потр – мощность на первом валу редуктора, Вт;
ηр – КПД редуктора,
ηр = ηз.п. ∙ η2п.к. = 0,98 ∙ 0,992 = 0,96
Qотв = kт ∙ (tм – tв) ∙ Аобщ = kт ∙ Δt ∙ Аобщ
Аобщ – общая площадь отвода тепла;
kт – коэффициент теплопередачи; kт = 11…17 Вт/м2∙ºС
tм – температура масла, tм = 70…90 ºС
tв – температура воздуха, tв = 20…25 ºС
Аобщ = Ai , м2
Аобщ = 266496 мм2
Δt = =23,4 ºС
Δt = 23,4ºС [Δt] = 60…80 ºС
13 Подбор смазки для зубчатой передачи и подшипников качения
1) Смазка колес
Смазка производится окунанием колеса в масляную ванну на глубину погружения зуба + обода колеса
Максимальное погружение – обод колеса.
Минимальное погружение – головка зуба.
Vобщ = 0,5 … 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности
Смазка выбирается в зависимости от скорости в зацеплении, температуры окружающей среды ( t = 20 ºС ), твердости материала колеса НВ < 350 ед. по номограмме
Тип масла – Индустриальное И-30А (вязкость 28-33∙10-6 м2/с при t = 50 ºС)
2) Смазка подшипников качения
Подшипники смазываются закладкой консистентной смазки в пространство подшипников
( 1/3 – 2/3 объема кармана подшипника ), т.к. Vзац < 2,5 м/с.
ЦИАТИМ 201 или ЦИАТИМ 203 при рабочей температуре от 50 до 100ºС, любые нагрузки
Техника безопасности
Во избежание случаев травматизма при работе на приводе необходимо строго придерживаться правил техники безопасности:
1) Запрещается работать людям, не прошедшим инструктаж по технике безопасности и не ознакомленных с общим устройством и принципами работы привода:
2) Корпус привода и электродвигателя должны быть обязательно заземлены;
3) Все движущиеся и вращающиеся части должны в обязательном порядке защищаться кожухами, а при невозможности их установки должны быть обозначены опасные зоны и по возможности установлены ограждения;
4) Запрещается перегружать транспортер
5) Запрещается работать без спецодежды .
6) При техническом обслуживании привода и транспортера должна быть вывешена табличка «Работают люди» и отключен рубильник питания электродвигателя;
7) Для обеспечения долговечности привода должны соблюдаться сроки проведения мероприятий по техническому обслуживанию привода.
Список литературы
1) Методические указания по кинематическому расчету привода и расчету передач с гибкой связью. Челябинск.:1986.
2) С.А. Чернавский и др. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984.
3) П.Г. Гузенков. Детали машин, Высшая школа, М.: 1986.
4) В.В. Длоугий и др. Приводы машин. Л.: Машиностроение, 1982.
5) Методические указания по расчету цепных передач. Челябинск, 2003.
6) И.М. Чернин. Расчеты деталей машин. Высшая школа. Минск, 1978.
7) А.В. Кузьмин. Курсовое проектирование деталей машин (Справочное пособие). Высшая школа. Минск, 1982.
8) А.А. Готовцев, И.П. Котенок. Проектирование цепных передач (Справочник). М.: Машиностроение, 1982.
9) А.П. Колпаков, И.Е. Корноухов. Проектирование и расчет механических передач. М.: Колос, 2000.
10) О.А. Ряховский. Детали машин. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002.
11) Методические указания по расчету зубчатых передач. Челябинск, 1986.
12) Е.Г. Гинзбург. Зубчатые передачи (Справочник). Л.: Машиностроение, 1980.
13) ГОСТ 21354-75. Расчет на прочность. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Государственный стандарт Союза ССР. М.: 1978.
14) Методические указания по подбору подшипников качения. Челябинск, 1999.
15) С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей. М.: Машиностроение, 1979.