/b>Проектный расчет

Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле

аW ? Ка (U + 1) , (63)

где Ка - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, Ка = 43;

ша - коэффициент ширины венца колеса, при консольном расположении колеса ша = 0,2……0,25

принимаем ша = 0,25;

U - передаточное число, U2 = 2,5;

Т - вращающий момент на валу ведущей звездочки, Т3 =543,51 Н м;

[у] H - среднее допускаемое контактное напряжение, [у] H = 456,8 Н/мм 2;

КH - коэффициент неравномерности нагрузки по длине, КH = 1,05.

аW ? 43 (2,5 + 1) = 174,65 мм

Округляем расчетное межосевое расстояние до стандартного аW = 180 мм.

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

m ? 2 Km T3 10 3/ (d2 b2 [у] F), (64)

где Km - вспомогательный коэффициент, Km = 5,8.

Делительный диаметр колеса d2, мм определяем по формуле

d2 = 2 аW U1 / (U1 + 1), (65)

d2 = 2 180 2,5/ (2,5 + 1) = 257,14 мм

Ширину венца b2, мм определяем по формуле

b2 = ша аW, (66)

b2 = 0,25 180 = 50,4 мм

Подставляем найденные значения в формулу (64)

m ? 2 5,8 543,51 10 3/ (257,14 50,4 170,75) = 2,85 мм

Принимаем m =3 мм.

Угол наклона зубьев вмин, о определяем по формуле

вмин = arcsin (3,5 m / b2), (67)

вмин = arcsin (3,5 3/50,4) = arcsin (0, 20833) = 12 о02 /

Числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2: определяем по формулам

Z1 = Z / (1 + U1), (68), Z1 = 117/ (1 + 2,5) = 33,43

Принимаем Z1 = 33

Z2 = Z - Z1,Z2 = 117 - 33 = 84

Суммарное число зубьев Z определяем по формуле

Z = 2 аW cos вмин / m, (69)

Z = 2 180 0,9781/3 = 117,37

Принимаем Z = 117

Уточненный угол в, о определяем по формуле

в = arcos (Z m /2 aW), (70)

в = arcos (117 3/2 180) = 12 о 51 /

Фактическое передаточное число Uф и его отклонения от заданного ДU определяем по формулам

Uф = Z2/ Z1, (71), Uф = 84/33 =2,55

ДU = (Uф -U) 100% / U 4%, (72)

ДU = (2,55 - 2,5) 100% / 2,5 = 1,82% 4%

Фактическое межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле

аW = (Z1 + Z2) m/ (2 cos в), (73)

аW = (33 + 84) 3/ (2 0,9781) = 180 мм

Делительный диаметр шестерни d1, мм определяем по формуле

d1 = m Z1/cos в, (74)

d1 = 3 33/0,9781 = 101,5 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни dа1, мм определяем по формуле

dа1 = d1 + 2 m,

dа1 = 101,5 + 2 3 = 107,5 мм (75)

Диаметр впадин зубьев шестерни df1, мм определяем по формуле

df1 = d1 - 2,4 m, (76)

df1 = 101,5 - 2,4 3 =94,3 мм

Ширина венца шестерни b1, мм определяем по формуле

b1 = b2 + 4, (77)

b1 = 50 + 4 = 54 мм

Принимаем b1 = 54 мм.

Делительный диаметр колеса d2, мм определяем по формуле

d2 = m Z2/cos в, (78)

d2 = 3 84/0,9781 = 258,5 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса dа2, мм определяем по формуле

dа2 = d2 + 2 m, (79)

dа2 = 258,5 +2 3 = 264,5 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df2, мм определяем по формуле

df2 = d2 - 2,4 m, (80)

df2 = 258,5 - 2,4 3 = 251,3 мм

Ширина венца колеса b2, мм определяем по формуле

b2 = ша аW, (81)

b2 = 0,25 180 = 50,4 мм

Принимаем b2 = 50 мм.

Проверочный расчет

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

у H = 376 [у] H, (82)

где КH - коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями по графику рис.4.2 с.63 [1], КH = 1,1;

КH - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности по таб.4.3 с.62 [1], КH = 1,1;

КH - степень точности зубчатой передачи, в зависимости от окружной скорости.

Окружную скорость Vs, м/с определяем по формуле

Vs = щ2 d2/ (2 10 3), (83)

Vs = 3,75 258,5/ 2 10 3 = 0,48 м/с

Тогда по т.4.2 [1] - 9 КH = 1,05.

Окружную силу на колесе Ft2, кН определяем по формуле

Ft2 = 2 T2 10 3/d2, (84)

Ft2 = 2 543,51 10 3/258,5 = 4, 205 кН

Подставляем найденные значения в формулу (82)

у H = 376 = 434,06 Н/мм 2

у H = 434,06 Н/мм 2 < [у] H = 456,8 Н/мм 2

Недогруз 100% ([у] H - у H) / [у] H

100% (456,8 - 434,06) / 456,8 = 4,98% < 10%, что допустимо.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

у F2 = YF2 Y Ft 2 KF КF КF/ (b2 m) < [у] F2, (85)

у F1 = у F2 YF1/YF2 < [у] F1, (86)

где KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для степени

точности 9 с.63 [1], KF = 1,1;

КF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, КF = 1,05;

КF - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени

точности по таб.4.3 с.62 [1], КF = 1,01;

YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба колеса определяемый по таб.4.4 с.64 [1] в

зависимости от эквивалентного числа зубьев

Zх 1 = Z1/ (cos в) 2, (87)

Zх 1 = 33/0,9781 2 = 34,71

Zх 2 = Z2/ (cos в) 3, (88)

Zх 2 = 84/0,9781 3 = 90,6

Тогда по таб.4.4 с.64 [1] YF1 =3,75 и YF2 =3,60.

Коэффициент учитывающий наклон зуба Y, определяем по формуле

Y = 1 - в о/140, (89)

Y = 1 - 12 о51 // 140 = 0,91

Тогда по формуле (85) и (86)

у F2 = 3,6 0,91 4205,73 1,1 1,05 1,01/ (50 3) = 103,59 Н/мм 2< [у] F = 170,75 Н/мм 2

у F1 = 103,59 3,75/ 3,6 = 107,91 Н/мм 2 < [у] F1 =192 Н/мм 2

При проверке на прочность определили что, рассчитанная передача соответствует рабочим нагрузкам.

Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле

аW = (d1 + d2) / 2, (90)

аW = (101,5 + 258,5) /2 = 180 мм

Пригодность заготовок шестерни и колеса определяем по формулам

Условие пригодности Dпред > Dзаг, Sпред > Sзаг

Dзаг1 = dа1 + 6, (91)

Dзаг1 =107,5 + 6 =113,5 мм < 125 мм - пригодно

Dзаг2 = dа2 = 264,5 мм - без ограничений

Sпред = 80 мм > Sзаг = b2 + 4 = 54 мм

Составим таблицу

Таблица 4 - Параметры косозубой открытой передачи

Открытая косозубая передача
Параметр	Значение
	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, аW (мм)	180
Модуль зацепления, m (мм)	3
Угол наклона зубьев, во	12 о51 /
Числа зубьев Zi	33	84
Делительный диаметр, di (мм)	101,5	258,5
Диаметр вершин dаi (мм)	107,5	264,5
Диаметр впадин dFi (мм)	94,3	251,3
Ширина венца b, (мм)	54	50
Контактные напряжения зубьев, Н/мм 2	434,06
Напряжения изгиба зубьев, Н/мм 2	103,59	107,91

6. Нагрузки валов редуктора

Силы в зацеплении закрытой червячной передачи.

Окружную силу Ft1 и Ft2, кН определяем по формуле

Ft1 = 2 T1 10 3/d1, (92)

Ft1 = 2 14,59 10 3/56 = 0,521 кН

Ft2 = 2 T2 10 3/d2, (93)

Ft2 = 2 231,16 10 3/224 =2,06 кН

Радиальную силу Fr1 и Fr2, кН определяем по формуле

Fr1 = Fr2 = Ft2 tg б, (94), Fr1 = Fr2 = 2,06 0,3639 = 0,75 кН

Осевую силу Fа1 и Fа2, Н определяем по формуле

Fа1 = Ft2 = 2,06 Н

Fа2 = Ft1 = 0,521 Н

Силы в зацеплении открытой зубчатой косозубой передачи

Окружную силу Ft3 и Ft4, кН определяем по формуле

Ft3 = Ft4 = 2 T3 10 3/d2, (95)

Ft3 = Ft4 = 2 543,51 10 3/258,5 = 4,2 кН

Радиальную силу Fr3 и Fr4, кН определяем по формуле

Fr3 = Fr4 = Ft4 tg б /cos в, (96)

Fr3 = Fr4 = 4,2 0,3639/0,9781 = 1,56 кН

Осевую силу Fа3 и Fа4, Н определяем по формуле

Fа3 = Fа4 = Ft4 tg в, (97)

Fа3 = Fа4 = 4,2 0,229 = 0,96 Н

Консольные нагрузки. На быстроходном валу (червяка) от поперечных усилий муфты

Fм = 100 , (98)

Fм = 100 = 416 Н

7. Разработка эскизного проекта

Материал валов Ст 35 твердостью ? 350 НВ2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [1] у в = 550Н/мм 2, уТ = 270 Н/мм 2, у-1 = 235 Н/мм 2, принимаем для вала-червяка ф-к = 10 Н/мм 2, для тихоходного вала ф-к = 20 Н/мм 2

Определение геометрических параметров валов.

Быстроходный вал:

Диаметр вала под полумуфту d1, мм определяем по формуле

d1 , (99)

d1 = 19,39 мм

Принимаем d1 = 20 мм.

Диаметр второй ступени вала под подшипник d2, мм определяем по формуле

d2 = d1 + 2 t, (100)

d2 = 20 + 2 2 = 24 мм

Принимаем d2 =25 мм.

Диаметр третьей ступени d3, мм определяем по формуле

d3 = d2 + 3,2 r, (101)

d3 = 25 +3,2 1,6 = 30,12 мм < df

Принимаем d3 = 30мм.

Тихоходный вал:

Диаметр вала первой ступени d1, мм определяем по формуле

d1 , (102)

d1 = 38,66 мм

Принимаем d1 =39 мм

Диаметр второй ступени вала под подшипник d2, мм определяем по формуле

d2 = d1 + 2 t, (103)

d2 = 39 + 2 2 = 43 мм

Принимаем d2 = 45 мм.

Диаметр третьей ступени d3, мм определяем по формуле

d3 = d2 + 3,2 r, (104), d3 = 45 + 3,2 1,6 = 50,12 мм

принимаем d3 = 50 мм.

Вал ведущего барабана:

Диаметр вала первой ступени d1, мм определяем по формуле

d1 , (105)

d1 = 51,41 мм,

Принимаем d1 = 52 мм.

Диаметр второй ступени вала под подшипник d2, мм определяем по формуле

d2 = d1 +2 t, (106)

d2 = 52 + 2 2,8 = 57,6 мм,

Принимаем d2 =58 мм.

Диаметр третьей ступени d3, мм определяем по формуле

d3 = d2 + 3,2 r, (107)

d3 = 58 + 3,2 3 = 67,6 мм

Принимаем d3 = 68 мм.

Расстояние между деталями передач.

Зазор между вращающимися деталями редуктора и стенка корпуса а, мм определяем по формуле

а = + 4, (108)

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач

а = + 4 = 11,14 мм

Принимаем а = 11 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка b, мм определяем по формуле

b > 4 а, (109)

b = 4 11 = 44 мм

8. Предварительный выбор подшипника

Для быстроходного вала выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7205

dп = 25 мм, D = 52мм, Т = 16,5 мм, е = 0,36; Y = 1,67; Сr = 23,9 кН, Сrо = 22,3 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций а, мм определяем по формуле

а = 0,5 (Т + (D + dп) е/3), (110)

а = 0,5 (16,5 + (25 + 52) 0,36/3) = 12,87 мм,

Для тихоходного вала выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7209

dп = 45 мм, D = 85 мм, Т = 21 мм, е =0,41; Y = 1,45; Сr = 42,7 кН, Сrо = 33,4 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций определяем по формуле (110)

а = 0,5 (21 + (45 + 85) 0,41/3) = 19,38 мм,

Для вала ведущей звездочки выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7310

dп = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, е = 0,37; Y = 1,60; Сr = 52,9 кН, Сrо = 40,6 кН.

Смещение точки приложения опорных реакций определяем по формуле (110)

а = 0,5 (22 + (50 + 90) 0,37/3) = 19,63 мм,

9. Выбор муфты

Для соединения выходных концов вала электродвигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме выберем:

Втулочно-пальцевую муфту 31,5-15 - I.I. - 18-II.2-У3 ГОСТ 21424-75, Дr = 0,2.

Радиальная жесткость упругой втулочно-пальцевой муфты СДr = 2140 Н.

Радиальная сила, Fм, кН вызванная радиальным смещением определенным по соотношению

Fм = СДr Дr, (111)

Fм = 21400,2 = 0,428 кН

10. Определение реакций в опорах подшипников валов

Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов и поперечных сил.

Быстроходный вал. Исходные данные: Ft1 = 0,521 кН; Fr1 = 0,75 кН; Fа1 = 2,06 кН; Fм = 0,428 кН; КНL1 =100 мм; L2 = 80, мм; L3 = 80 мм; d1 = 56 мм.

?Fx = 0; Rаx + Rвx + Ft1 + Fм = 0, (112)

?Fy = 0; Rаy + Rвy - Fr1 = 0, (113)

?Fz = 0; Fа1 - Rаz = 0,?Mдx = 0; Rаy (L2 + L3) - Fr1 L3 + Fа1 d1 /2 = 0, (114)

?Mдy = 0; - Rаx (L2 + L3) - Ft1 L3 - Fм (L2 + L3 + L1) = 0, (115)

Из уравнения (114)

Rаy = (Fr1 L3 - Fа1 d1 /2) / (L2 + L3) = (0,75 80 - 2,06 56/2) /160 = 0,015 кН

Из уравнения (115)

Rах = ( - Ft1 L3 - Fм (L2 + L3 + L1)) / (L2 + L3)

Rах = (-0,521 80 - 0,428 260) /160 = - 0,96 кН

Тогда

Rвx = - Rаx - Ft1 - Fм = 0,96 - 0,521 - 0,428 = 0,011 кН.

Rвy = Fr1 - Rаy = 0,75 - 0,015 = 0,735 кН.

M1x = Rау L2 = 0,015 80 = 1,2 Нм;

M1x/ = Rаy L1 + Fа1 d1 /2 = 1,2 + 2,06 56/2 = 58,88 Нм

Mау = - Fм L1 = 0,428 100 = - 42,8 Нм

M1у = - Fм (L1 + L2) - Rах L2 = - 0,428 180 + 0,96 80 = - 0,24 Нм

Ra = = = 2,27 кН

Rв = == 0,74 кН

Mмакс = = = 58,9 Нм

Тихоходный вал.

Исходные данные Ft2 = 2,06 кН; Fr2 = 0,75 Н; Fа2 = 0,521 Н; Ft3 = 4,2 кН; Fr3 = 1,56 кН; Fа3 = 0,96 кН; L1 = 40 мм; L2 = 40 мм; L3 =100 мм; d2 = 224 мм; d3 = 101,5 мм.

?Fx = 0; Rсx + Rдx + Ft2 + Ft3 = 0, (115)

?Fy = 0; Rсy + Rдy - Fr3 + Fr2 =0, (116)

?Fz = 0; Fа3 - Fа2 - Rсz = 0,Rсz = Fа3 - Fа2 = 0,96 - 0,521 = 0,439 кН

?Mдx = 0; Rсy (L2 + L1) + Fr2 L2 + Fr3 L3 + Fа2 d2 /2 + Fа3 d3 /2 = 0, (117)

?Mдy= 0; - Rсx (L2 + L1) - Ft2 L2 + Ft3 L3 = 0, (118)

Из уравнения (117)

Rсy = - (Fr2 L2 + Fr3 L3 + Fа2 d2 /2 + Fа3 d3 /2) / (L2 + L1)

Rсy = - (0,75 40 + 1,56 100 + 0,521 224/2 + 0,96 101,5/2) / (40 + 40) = - 3,66 кН

Из уравнения (118)

Rсх = ( - Ft2 L2 + Ft3 L3) / (L2 + L1),

Rсх= (-2,06 40 + 4,2 100) /80 = 4,22 кН

Тогда

Rдx = - (Rсx + Ft2 - Ft3) = - (4,22 + 2,06 - 4,2) = - 2,08 кН

Rдy = Fr3 - Fr2 - Rсy = 1,56 - 0,75 + 3,66 = 4,47 кН

M1x = Rсу L1 = - 3,66 40 = - 146,4 Нм

M1x/ = Rсy L1 + Fа2 d2 /2 = - 146,4 + 0,521 24/2 = - 88 Нм

Mдx = Rсy (L2 + L1) + Fr2 L2 + Fа2 d2 /2 = - 3,66 80 + 0,75 40 + 0,521 40/2 = - 252,38 Нм

M2x = - Fа3 d3 /2 = - 0,96 101,5/2 = - 48,72 Нм

M1у = - Rсх L1 = - 4,22 40 = - 168,8 Нм

Mду = - Rсx (L2 + L1) - Ft2 L2 = - 4,22 80 - 2,06 40 = - 420 Нм

M2у = 0,Rс = == 5,6 кН

Rд = == 4,93 кН

Mмакс = = = 490 Нм

Mк = 444,31 Нм

11. Проверочный расчет валов

Пределы выносливости в расчетном сечении вала (у-1) d и (ф - 1) d, Па определяем по формуле

(у-1) d = у-1/ (К у) d, (119)

(ф - 1) d = ф - 1/ (К ф) d, (120)

где у-1 и ф - 1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и

кручения, Па; для материала Ст 20 у-1 = 260 МПа, ф - 1 = 150,8 МПа.

Коэффициенты концентрации нормальных напряжений К у) d и касательных напряжений (К ф) d для расчетного сечения вала определяем по формуле

(К у) d = ( (К у / К d ) + К F - 1) /Ку, (121)

(К ф) d = ( (К ф/ К d ) + К F - 1) /Ку, (122)

где К у и К ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжения, К у = 1,55 и К ф = 1,4

Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, Кd = 0,88

Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, Ку = 1,25

К F - коэффициент, К F = 1,05.

Коэффициенты определяем по т.11.2 - 11.5 с.257 [1] э

(К у) d = ( (1,55/0,88) + 1,05 - 1) /1,25 =1,45

(К ф) d = ( (1,4/ 0,82 ) + 1,05 - 1) /1,25 = 1,4

Подставляем найденные значения в формулу (119) и (120)

(у-1) d = 260 /1,45 = 179,31 Н/мм 2

(ф - 1) d = 150,8/1,4 =107,71 Н/мм 2

Определим нормальные и касательные напряжения в опасных сечениях вала и коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

у = Ммакс 10 3/Wнетто, (123)

ф = Мк 10 3/ 2 Wнетто, (124)

где Ммакс - максимальный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм, Мк - крутящий момент, Нм

Осевой момент сопротивления сечения вала Wнетто, мм 3 определяем по формуле

Wнетто = 0,2 D 3, (125)

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении S, определяем по формуле

S = ? [S] = 1,6……2, (126)

Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Sу и S ф определяем по формуле

Sу = у-1/у, (127)

S ф = ф - 1/ф (128)

Быстроходный вал:

Ммакс = 58,9 Нм, Мк = 14,59 Нм, минимальный диаметр вала D = 20 мм

Подставляем значения в формулу (123) и (124)

у = 58,9 10 3/0,2 20 3 = 36,81 Н/мм 2

ф = 14,59 10 3/ 2 0,1 20 3 = 9,11 Н/мм 2

Найденные значения подставляем в формулу (127) и (128)

Sу = 179,31 /36,81 = 4,87

S ф = 107,71 /9,11 = 11,82

Тогда по формуле (126)

S = = 4,5 ? [S] = 2

Тихоходный вал:

Ммакс = 490 Нм, Мк = 444,31 Нм, минимальный диаметр вала D = 39 мм

Подставляем значения в формулу (123) и (124)

у = 490 10 3/0,2 39 3 = 41,3 Н/мм 2

ф = 444,31 10 3/ 2 0,1 39 3 = 37,45 Н/мм 2

Найденные значения подставляем в формулу (127) и (128)

Sу = 179,31 /41,3 = 4,34

S ф = 107,71 /37,45 = 2,87

Тогда по формуле (126)

S = = 2,4 ? [S] =2

12. Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал:

роликоподшипник конический однорядный № 7205

dп = 25 мм, D = 52мм, Т = 16,5 мм, е = 0,36; Y = 1,67; Сr = 23,9 кН, Сrо = 22,3 кН.

Fа1 = 2,06 кН, Rа = 2,27 кН, Rв = 0,74 кН,, Lh = 8409,6 часов и щ1 = 150,2 с - 1

Подшипники устанавливаем по схеме "враспор".

Осевые составляющие радиальных реакций Rs2, кН и Rs1, кН определяем по формуле

Rs2 = Rа 0,83 е, (129)

Rs2 = 2,27 0,63 0,36 = 0,514 кН

Rs1 = Rв 0,83 е, (130)

Rs1 = 0,83 0,74 0,36 = 0,16 кН

Осевые нагрузки подшипников: Rs1 > Rs2 и Fа > Rs1 - Rs2, то Rа2 = Rs2,Rа1 = Rs2 + Fа = 0,16 + 2,06 = 2,22 кН

Определяем отношение

Rа1/ (V R1) = 2,22/ (1 2,27) = 0,98 > е

Следовательно максимальную эквивалентную нагрузку RЕ, кН определяем по формуле

RЕ2 = (V х Rа + Rа1 Y ) Кг Кт;, (131)

RЕ2 = (1 0,4 2,27+ 2,22 1,67) 1,2 1,01 = 5,59 кН

Динамическую грузоподъемность подшипника Сr р, кН для опоры А определяем по формуле

Сr р = RЕ2 , (132)

Сr р = 5,59 = 40,31 кН > Сr = 23,9 кН

Подшипник не пригоден.

Рассмотрим установку № 7208

dп = 40 мм, D = 80 мм, Т = 20 мм, е = 0,368; Y = 1,56; Сr = 42,7 кН, Сrо = 33,4 кН.

RЕ2 = (1 0,4 2,27+ 2,22 1,56) 1,2 1,01 = 5,29 кН

Сr р1 = 5,29 = 38,14 кН < Сr = 42,7 кН

Подшипник пригоден.

Тихоходный вал:

роликоподшипник конический № 7209

dп = 45 мм, D = 85 мм, Т = 21 мм, е = 0,41; Y = 1,45; Сr = 42,7 кН, Сrо = 33,4 кН.

?Fz = Fа3 - Fа2 = 0,96 - 0,521 = 0,44 кН, Rс = 5,6 кН, Rд = 4,93 кН, Lh = 8409,6 часов и щ2 = 9,39 мин - 1

Подшипники устанавливаем по схеме "враспор".

Осевые составляющие радиальных реакций Rs2, кН и Rs1, кН определяем по формуле

Rs1 = R1 0,83 е, (133)

Rs1 = 0,83 5,6 0,37 = 1,72 кН

Rs2 = R2 0,83 е, (134)

Rs2 = 0,83 4,93 0,37 = 1,51 кН

Осевые нагрузки подшипников: Rs1 > Rs2 и Fа > Rs1 - Rs2, то Rа1 = Rs2,Rа1 = Rs2 + Fа = 1,51 + 0,44 = 1,95 кН

Определяем отношение

Rа1/ (V Rс) = 1,95/ (1 5,6) = 0,348 < е

Следовательно максимальную эквивалентную нагрузку RЕ, кН определяем по формуле

RЕ1 = V Rс Кг Кт, (135)

RЕ1 = 1 5,6 1,2 1,01 = 6,8 кН

Динамическую грузоподъемность подшипника Сr р, кН для наиболее нагруженной опоры С определяем по формуле

Сr р2 = RЕ1 , (136)

Сr р1 = 6,8 = 21,34 кН > Сr = 35,2 кН

Подшипник пригоден

13. Проверочный расчет шпонок

Условие прочности

у = Ft/ Асм ? [у] см, (137)

где Ft - окружная сила, Н; Ft = 0,521 кН,

[у] см - допускаемое напряжение на смятие, Н/мм 2; [у] см = 115 Н/мм 2.

Для быстроходного вала выбираем шпонку 6х6х15 ГОСТ 23360-78.

Площадь смятия Асм, мм 2 определяем по формуле

Асм = (0,94 h - t1) lр,, (138)

Асм = (0,94 6 - 3,5) 15 = 32,1 мм 2

Подставляем значения в формулу (137)

у = 521/32,1 = 16,23 ? [у] см = 115 Н/мм 2

Условие выполняется.

Для тихоходного вала выбираем шпонку 12х8х20 ГОСТ 23360-78

Площадь смятия Асм, мм 2 определяем по формуле (138)

Асм = (0,94 8 - 5) 20 = 50,4мм 2

Ft = 4,2 кН

Подставляем значения в формулу (137)

у = 4,2 1000/50,4 = 83,33 ? [у] см = 115 Н/мм 2

Условие выполняется.

14. Смазывание деталей редуктора

Смазывание червячной передачи редуктора жидким маслом картерным непроточным способом.

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес по таб.10.29. [1] выбираем индустриальное масло без присадок И-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87

Для смазывания открытой зубчатой передачи и цепной передачи применяем периодический способ вязкими маслами, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени.

РАЗБОРКА И СБОРКА РЕДУКТОРА.

До начала ремонта редуктора следует отключить от электросети, очистить от грязи и стружки, а масло из картера слить (выкручиваем пробку поз.17). Кроме того перед началом ремонтных работ необходимо подготовить: слесарный инструмент, оснастку для демонтажа и съемники.

Прежде чем производить разборку редуктора необходимо рассоединить полумуфты поз. 19 эл. двигателя от редуктора. Редуктор при возможности не отсоединяем от фундамента.

Разборку начинаем с откручивания пробки поз.4, выкручиваем винты поз. 20, убираем шайбы поз.25 и снимаем крышку поз.6. Затем откручиваем болты поз. 19 с крышек поз.8 и 10, снимаем крышку глухую поз.8 и крышку 10. Далее выкручиваем остальные болты поз. 19 с крышек поз.5, 15,7. Снимаем крышку глухую поз.5, крышку поз.15 и крышки поз.7. Демонтируем вал поз.14 с колесом червячным поз.1 и подшипниками 7209А поз.24 вместе с червяком поз.2 с подшипниками 7208А поз.23 постепенно (т.е. прокручиваем червяк и одновременно вытаскиваем его из корпуса поз.3 и затем вал с червячным колесом). После этого валы промываем, очищаем и вытираем на сухо.

С червяка поз.2 демонтируем подшипники поз.23 и шпонку поз.27.

С вала поз.14 демонтируем подшипники поз.24, втулку поз.16, червячное колесо поз.1 и шпонки поз.28 и 29.

Вал, подшипники, червяк и червячное колесо очищают, промывают. вытирают на сухо и проверяют их тех. состояние при необходимости их заменяют на новые, а если они ремонтопригодные, то их ремонтируют. Шпонки заменяют на новые. Манжеты поз.21 и 22 в крышках поз 10 и 15 заменяют на новые. Корпус поз.3 очищают, промывают и вытирают на сухо.

Подшипники, червячное колесо демонтируют специальными предусмотренными приспособлениями (съемниками).

Снятые узлы и крупные детали храним на деревянных подкладках, в специально отведенных местах. Крепежные мелкие детали необходимо хранить на специальных стеллажах.

Редуктор собирают по схеме разборки, устанавливая необходимые зазоры в зубчатом зацеплении, в подшипниках и т.д.

Список литературы

1. Анурьев П.Ф. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3т.6-е изд. - М.: Машиностроение, 1982.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. Пособие для машиностроит. Спец. Вузов. - 4-е изд., перераб. И доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416 с., ил.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.: ил.

Страницы: 1, 2

Голосование

Как вы оцениваете работу нашего сайта? Отлично Хорошо Нормально Плохо Результаты