Привід до лебідки

Зміст

Введення

1. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

2. Кінематичний і силовий розрахунок привода

3. Вибір матеріалів та визначення допустимих напружень

4. Розрахунок закритою черв'ячної передачі

5. Розрахунок відкритої косозубой зубчастої передачі

6. Навантаження валів редуктора

7. Розробка ескізного проекту

8. Попередній вибір підшипника

9. Вибір муфти

10. Визначення реакцій в опорах підшипників валів

11. Перевірочний розрахунок валів

12. Перевірочний розрахунок підшипників

13. Перевірочний розрахунок шпонок

14. Змазування деталей редуктора

Список літератури

Введення

Вихідні дані:

Потужність приводу Р = 2,0 кВт

Частота обертання n = 36 хв - ¹

Термін служби приводу L _t = 5 років

Коефіцієнти використання До _добу = 0,9; До _рік = 0,8.

Рис.1 - Привід до лебідки.

1. Вибір двигуна. Кінематичний розрахунок приводу

Термін служби приводу (ресурс) L _h, годину, визначаємо за формулою

L _h = 365 ∙ L _r ∙ K _r ∙ t _c ∙ L _c ∙ K _c, (1)

де L _r - термін служби приводу, L _r = 4 років;

K _{Г -} коефіцієнт річного використання, K _Г = 0,8;

t _{С -} тривалість зміни, t _С = 8 год;

L _С - число змін, L _С = 1;

До _c - коефіцієнт змінного використання, К _c = 0,9.

Режим роботи: Реверсивний.

L _h = 365 × 4 × 0,8 × 8 × 0,9 = 8409,6 годин.

Необхідна потужність робочої машини: Р = 2,0 кВт.

Частота обертання барабана n _р = 36 хв - ¹

Загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу ŋ, визначаємо за формулою

ŋ = ŋ _м × ŋ _ц × ŋ _з × ŋ _год × ŋ ⁴ _{n к,} (2)

де ККД складових визначимо за т.2.2 з 40 [1]

ŋ _м - ККД муфти, ŋ _м = 0,98;

ŋ _ц - ККД відкритої циліндричної зубчастої передачі, ŋ _з = 0,95;

ŋ _год - ККД черв'ячної передачі, ŋ _ч = 0,85;

ŋ _{n к} - ККД однієї пари підшипників кочення, ŋ _{n к} = 0,99.

ŋ = 0,98 × 0,95 × 0,85 × 0,99 ⁴ = 0,7678

Необхідну потужність двигуна Р _дв, кВт визначаємо за формулою

Р _дв = Р _пр / ŋ, (3)

Р _дв = 2,0 / 0,7678 = 2,605 кВт

Вибираємо електродвигун при умова Р _ном ≥ Р _дв з таб. К9 стр.384 [1]

3,0 кВт> 2,605 кВт

4 АМ100 S 4 Y 3 n _ном = 1435 хв - ^1; Р _ном = 3,0 кВт

Загальне передавальне число приводу U _заг, визначаємо за формулою

U _заг = n _ном / n _{рм, (4)}

U _заг = 1435/36 = 39,86

Вибираємо передавальні числа, скористаємося рекомендованими значеннями з таблиць т.2.3 с.43 [1], т.1.2 с.6 [2] і т.1.3 с.7 [1]: передавальні числа U _черв = 16; U _зуб = 2 , 5; U _обш = 40.

Фактичну частоту обертання барабана n _рфакт, хв - ¹ визначаємо за формулою

n _рфакт = n _ном / U _обш, (5)

n _рфакт = 1435/40 = 35,875 хв - ¹

відхилення 100% × (n _рм - n _рфакт) / n _рм = 100% × (36 - 35,875) / 36 = 0,347% <4%

2. Кінематичний і силовий розрахунок привода

Визначаємо потужність двигуна на всіх валах приводу: на швидкохідному Р _1, кВт; на тихохідному Р _2, кВт; на валу ведучого барабана Р _3, кВт за формулами

Р ₁ = Р _дв × ŋ _м × ŋ _{n к,} (6)

Р ₁ = 2,605 × 0,98 × 0,99 = 2, 192 кВт

Р ₂ = Р ₁ × ŋ _год × ŋ _{n к,} (7)

Р ₂ = _2, 192 × 0,85 × 0,99 = 2,17 кВт

Р ₃ = Р ₂ × ŋ _до × ŋ _{n к,} (8)

Р ₃ = 2,17 × 0,95 × 0,99 = 2,04 кВт

Визначаємо частоту обертання на валах приводу: на швидкохідному n _1, хв - ^1; на тихохідному n _2, хв - ^1; на валу ведучого барабана n _3, хв - ¹ за формулами

n ₁ = n _ном = 1435 хв - ¹

n ₂ = n ₁ / U _1, (9)

n ₂ = 1435/16 = 89,69 хв - ¹

n ₃ = n ₂ / U _2, (10)

n ₃ = 89,69 / 2,5 = 35,88 хв - ^1,

Визначаємо кутові швидкості на валах приводу: на валу двигуна ω _пом, с - ^1; на швидкохідному ω _1, с - ^1; на тихохідному ω _2, с - ^1; на валу ведучого барабана ω _3, с - ¹ за формулами

ω _пом = p n _ном / 30, (11)

ω _пом = 3,14 × 1435/30 = 150,2 с - ¹

ω ₁ = ω _ном = 150,2 с - ¹

ω ₂ = ω ₁ / U _1, (12)

ω ₂ = 150,2 / 16 = 9,39 с - ¹

ω ₃ = ω ₂ / U _2, (13)

ω ₃ = 9,39 / 2,5 = 3,75 с - ¹

Визначаємо обертовий момент на валах приводу: на валу двигуна Т _дв, Н. м, на швидкохідному Т _1, Н. м, на тихохідному Т _2, Н. м, на валу ведучого барабана Т _3, Н. м за формулами

Т _дв = Р _дв / ω _ном, (14)

Т _дв = 2,605 × 10 ³ / 150,2 = 17,34 Н. м

Т ₁ = Р ₁ / ω _1, (15)

Т ₁ = 2, 192 × 10 ^{3 /} 150,2 = 14,59 Н. м

Т ₂ = Р ₂ / ω _2, (16)

Т ₂ = 2,17 × 10 ³ / 9,39 = 231,16 Н. м

Т ₃ = Р _{3 /} ω _3, (17)

Т ₃ = 2,04 × 10 ^{3 /} 3,75 = 543,51 ^Н. М

Таблиця 1 - Силові та кінематичні параметри приводу

3. Вибір матеріалів та визначення допустимих напружень

Черв'ячна передача:

Вибираємо марку сталі для черв'яка і визначаємо її механічні характеристики по таб.3.1 с.49 [1] при потужності Р = 2, 192 кВт> 1 кВт. Черв'як виготовляється зі сталі 40Х з твердістю ≥ 45 Н R З _Е,, термообробка - загартування + ТВЧ по таб.3.2; для сталі 40Х - твердість 45 ... 50 Н R З _Е; σ _в = 900 Н / мм ^2, σ _т = 750 Н / мм ^2, σ _-1 = 410 Н / мм ^2; D _перед = 125 мм, S _перед = 80 мм.

Швидкість ковзання V _s, м / с визначаємо за формулою

V _s = , (18)

V _s = (4,3 × 9,39 × 16 × ) / 1000 = 3,96 м / с

За певної швидкості ковзання з таб.3.5 стор.54 [1] вибираємо матеріал для черв'ячного колеса при V _s <5 БрА10Ж4Н4 спосіб виливки - "відцентровий"; σ _в = 700 Н / мм ^2, σ _т = 460 Н / мм ^2.

Для матеріалу вінця черв'ячного колеса по таб.3.6 [1] визначаємо допускаються контактні [σ] _H і [σ] _F згинні напруги. При твердості витків черв'яка ≤ 350 НВ, термообробка - покращення:

[Σ] _H = 250 - 25 × V _s, (19)

[Σ] _H = 250 - 25 × 3,96 = 151 Н / мм ^2,

тому що черв'як знаходиться в масляній ванні то не зменшуємо.

Коефіцієнт довговічності До _FL, визначаємо за формулою

До _FL = , (20)

Напрацювання коліс N, циклів, визначаємо за формулою

N = 573 × ω ₂ × L _h, (21)

N = 573 × 9,39 × 8409,6 = 45,25 × 10 ⁶ циклів.

Тоді отримуємо за формулою (20)

До _FL = = 0,655.

Для реверсивної передачі

[Σ] _F = (0,08 × σ _в + 0,25 × σ _т) × К _FL, (22)

[Σ] _F = (0,08 × 700 + 0,25 × 460) × 0,655 = 112 Н / мм ²

Відкрита косозубая зубчаста передача:

Для шестерні і колеса вибираємо марку сталі і визначаємо її механічні характеристики по таб.2.1 [2]:

Шестерня - сталь 40 Х з твердістю ≤ 350 НВ _1, термообробка - покращення; по таб.3.2 для сталі 40Х - твердість 235. .262 НВ, σ _в = 900 Н / мм ^2, σ _т = 750 Н / мм ^2, σ - ₁ = 410 Н / мм ^2, D _перед = 200 мм, S _перед = 125 мм.

Колесо - сталь 45Л з твердістю ≤ 350 НВ _2, термообробка - покращення; по таб.3.2 [2] для сталі 45Л - твердість 207 ... 235 НВ, σ _в = 680 Н / мм ^2, σ _т = 440Н/мм ^2, σ - ₁ = 285 Н / мм ^2, D _перед = 315 мм, S _перед = 200мм.

Середню твердість зубців шестерні НВ _1ср і колеса НВ _2ср визначаємо за формулами

НВ _1ср = (235 +262) / 2 = 248,5, НВ _2ср = (207 +235) / 2 = 221, НВ _1ср - НВ _2ср = 248,5-221 = 27,5 <50

Для матеріалу зубчастої шестерні і колеса визначаємо допускаються контактні [σ] _H і [σ] _F згинні напруги

Коефіцієнт довговічності До _HL, визначаємо за формулою

До _HL = , (23)

Напрацювання шестерні N _1, циклів, визначаємо за формулою

N ₁ = 573 × ω ₂ × L _h, (24)

N ₁ = 573 × 9,39 × 8409,6 = 45,24 × 10 ⁶ циклів

Напрацювання колеса N _2, циклів, визначаємо за формулою

N ₂ = 573 × ω ₃ × L _h, (25)

N ₂ = 573 × 3,75 × 8409,6 = 18,07 × 10 ⁶ циклів.

Число циклів зміни напружень N _АЛЕ, відповідні межі витривалості, знаходимо за таб.3.3 с.51 [2] N _НО1 = 69,5 × 10 ⁶ циклів, N _НО2 = 17 × 10 ⁶ циклів.

Так як N ₁ <N _НО1, N _2> N _НО2, то коефіцієнт довговічності приймаємо

До _{HL 2} = 1, К _{HL 1} = , (26)

До _{HL 1} = = 1,07

За таб.3.1 визначаємо допускаються контактні напруги [σ] _{H О,} відповідне числу циклів зміни напружень N _АЛЕ.

Для шестерні

[Σ] _{H О1} = 1,8 НВ ₁ + 67, (27)

[Σ] _{H О1} = 1,8 × 248,5 + 67 = 514,3 H / мм ²

Для колеса

[Σ] _{H О2} = 1,8 НВ ₂ + 67, (28)

[Σ] _{H О2} = 1,8 × 221 + 67 = 464,8 Н / мм ²

Допустиме контактне напруження визначаємо за формулами

[Σ] _{H 1} = [σ] _{H О1} × К н _{L 1,} (29)

[Σ] _{H 1} = 514,3 × 1,07 = 550,3 Н / мм ²

[Σ] _{H 2} = [σ] _{H О2} × К н _{L 2,} (30)

[Σ] _{H 2} = 464,8 × 1 = 464,8 Н / мм ²

[Σ] _H = 0,45 × ([σ] _{H 1} + [σ] _{H 2),} (31)

[Σ] _H = 0,45 × (550,3 + 464,8) = 456,8 Н / мм ²

[Σ] _H = 456,8 Н / мм ² <1,23 [σ] _{H 2} = 571,7 Н / мм ^2, умова виконується.

Коефіцієнт довговічності До _FL, визначаємо за формулою

До _FL = , (32)

де N _{F О} = 4 × 10 ⁶ <N ₁ та N _2,, отже До _{FL 1} = До _{FL 2} = 1

За таб.3.1 визначаємо напруга, що допускається вигину, відповідне числу зміни напруг N _{F О.}

Для шестерні

[Σ] _{F О1} = 1,03 × HB _1ср, (33)

[Σ] _{F О1} = 1,03 × 248,5 = 256 Н / мм ² припускаючи що m <3 мм,

Для колеса

[Σ] _{F О2} = 1,03 × НВ _2ср, (34)

[Σ] _{F О2} = 1,03 × 221 = 227,63 Н / мм ²

так як передача реверсивна зменшуємо на 25%

[Σ] _{F 2} = 227,63 × 0,75 = 170,75 Н / мм ²

[Σ] _{F 1} = 256 × 0,75 = 192 Н / мм ²

Складаємо таблицю

Таблиця 2 - Механічні характеристики матеріалів передач редуктора

4. Розрахунок закритою черв'ячної передачі

Міжосьова відстань а _W, мм визначаємо за формулою

а _W = 61 × , (35)

де Т ₂ - обертаючий момент на валу черв'ячного колеса, Т ₂ = 231,16 Нм

а _W = 61 × = 132,029 мм

Приймаємо по ГОСТ а _W = 140 мм

Число витків черв'яка при U _ч = 16 (стор.21 [2]) приймаємо Z = 2.

Кількість зубів черв'ячного колеса Z _2, визначаємо за формулою

Z ₂ = Z ₁ × U _ч, (36)

Z ₂ = ₂ × 16 = 32

Приймаються Z ₂ = 32

Модуль зачеплення m, мм визначаємо за формулою

m = (1,4 ... 1,7) × а _{W /} Z _2, (37)

m = (1,4 ... 1,7) × 140/32 = (6,56 ... .7,43) мм

Округлюємо в більшу сторону m = 7 мм.

Коефіцієнт діаметра черв'яка q, визначаємо за формулою

q = (2 × а _W / m) - Z _2, (38)

q = (2 × 140 / 7) - 32 = 8

Приймаються q = 8

Коефіцієнт зміщення інструменту х, визначаємо за формулою

Х = (а _W / m) - 0,5 × (q + Z _2), (39)

Х = (140 / 4) - 0,5 × (8 + 32) = 0> - 1, умова не виконується

Фактичне передавальне число U _ф, визначаємо за формулою

U _ф = Z _{2 /} Z _1, U _ф = 32 / 2 = 16 (40)

Відхилення Δ U _ф = 100% (U _ф - U) / U = 0% <4%

Фактичне міжосьова відстань а _{W ф,} мм визначаємо за формулою

а _{W ф} = 0,5 × m × (q + Z ₂ + ₂ × Х), (41)

а _{W ф} = 0,5 × 7 × (8 + 32 + 2 × 0) = 140 мм

Ділильний діаметр черв'яка d _1, мм визначаємо за формулою

d ₁ = q × m, (42)

d ₁ = 8 × 7 = 56 мм

Початковий діаметр черв'яка d _{W 1,} мм визначаємо за формулою

d _{W 1} = m × (q + 2 × Х), (43)

d _{W 1} = 7 × (8 + 2 × 0) = 56 мм

Діаметр вершин витків черв'яка d _а1, мм визначаємо за формулою

d _а1 = d ₁ + 2 × m, (44)

d _а1 = 56 + 2 × 7 = 70 мм

Діаметр западин витків черв'яка d _{F 1,} мм визначаємо за формулою

d _{F 1} = d ₁ - 2.4 × m, (45)

d _{F 1} = 56 - 2,4 × 7 = 39,2 мм

Ділильний кут підйому лінії витків черв'яка Y, ^o визначаємо за формулою

Y = arctg (Z ₁ / q), (46)

Y = arctg (2 / 8) = 14 ^o 03 ^/

Довжина нарізається частини черв'яка b _1, мм визначаємо за формулою

b ₁ = (10 + 5,5 × | Х | + Z ₁₎ × m + С, (47)

де Х = 0, С = 0

b ₁ = (10 + 5,5 × | 0 | + 2) × 7 + 0 = 84 мм

Ділильний діаметр черв'ячного колеса d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = d _{W 2} = m × Z _2, (48)

d ₂ = d _{W 2} = 7 × 32 = 224 мм

Діаметр вершин зубів черв'ячного колеса d _а2, мм визначаємо за формулою

d _а2 = d ₂ + ₂ × m × (1 + Х), (49)

d _а2 = 224 + 2 × 7 × (1 + 0) = 238 мм

Найбільший діаметр черв'ячного колеса d _АМ, мм визначаємо за формулою

d _АМ ≤ d _а2 + 6 × m / (Z ₁ + 2), (50)

d _АМ ≤ 238 + 6 × 7 / (2 + 2) = 248,5 мм

Діаметр западин зубів черв'ячного колеса d _{F 2,} мм визначаємо за формулою

d _{F 2} = d ₂ - ₂ × m × (1,2 - Х), (51)

d _{F 2} = 224 - 2 × 7 × (1,2 - 0) = 207,2 мм

Ширину вінця черв'ячного колеса b _2, мм, при Z ₁ = 2, визначаємо за формулою

b ₂ = 0,355 × а _W, (52)

b ₂ = 0,355 × 140 = 49,7 мм

Приймаються b ₂ = 48 мм

Радіуси заокруглень зубів черв'ячного колеса R _а і R _F, мм визначаємо за формулами

R _а = 0,5 × d ₁ - m, (53)

R _а = 0,5 × 56 - 7 = 21 мм

R _F = 0,5 × d ₁ + 1,2 × m

R _F = 0,5 × 56 + 1,2 × 7 = 36,4 мм (54)

Умовний кут обхвату черв'яка вінцем колеса визначаємо за формулою

sin σ = b _{2 /} (d _{а 1 -} 0,5 × m), (55)

sin σ = 48 / (70 -0,5 × 7) = 0,721805

Кут σ = 4 червня ^o 12, 2 × σ = 92 ^o 24 / <120 ^про

Коефіцієнт корисної дії черв'ячної передачі ŋ, визначаємо за формулою

ŋ = tgY / tg (Y + φ), (56)

де φ - кут тертя залежить від швидкості ковзання.

Швидкість ковзання V _s, м / с визначаємо за формулою

V _s = U _ф × ω ₂ × d ₁ / (2 × cos y × 10 ^3), (57)

V _s = 16 × 9,39 × 56 / (2 × cos (14 ^o 03 ^/) × 1000) = 4,34 м / с

За таб.4.9 c 74 [1] вибіпаем φ = 1 ^o 50 ^/.

Тоді за формулою (56)

ŋ = tg (14 ^o 03 ^/) / tg (14 ^o 03 ^/ + 1 ^o 50 ^/) = 0,9

Перевіримо контактні напруги зубів колеса

σ _H = 340 × <[Σ] _H, (58)

де К - коефіцієнт навантаження, що залежить від окружної швидкості, К = 1

Окружну силу на колесі Ft _2, кН визначаємо за формулою

Ft ₂ = ₂ × T ₂ × 10 ^{3 /} d _2, (59)

Ft ₂ = ₂ × 231,16 × 1000/224 = 2,0639 кН

Окружну швидкість черв'ячного колеса V _s, м / с визначаємо за формулою

V _s = ω ₂ × d _{2 /} (2 × 10 ^3), (60)

V _s = 9,39 × 224 / 2 × 10 ³ = 1,05 м / с <3 м / с

Знайдені значення підставляємо у формулу (58)

σ _H = 340 × = 137,91 Н / мм ² <[σ] _H = 151 Н / мм ²

Недовантаження 100% × _{([σ] H -} σ _H) / [σ] _H

100% × (151 - 137,9) / 151 = 8,67% <15% умова виконується.

Перевіримо напруги вигину зубів колеса

σ _F = 0,7 × Y _F × F _{t 2} × K / (b ₂ × m) <[σ] _F, (61)

де Y _F - коефіцієнт форми зуба колеса, що визначається за таб.4.10 [1] в залежності від еквівалентного числа зубців.

Еквівалентне число зубів Z _{υ 2,} визначаємо за формулою

Z _{υ 2} = Z ₂ / (cos y) ^3, (62)

Z _{υ 2} = 32 / cos ³ (14 ^o 03 ^/) = 35,05

Тоді Y _F = 1,64.

Підставляємо знайдені значення у формулу (61)

σ _F = 0,7 × 1,64 × 2063,9 × 1 / (48 × 7) = 7,05 Н / мм ² <[σ] _F = 112 Н / мм ²

При перевірці на міцність отримуємо σ _H <[σ] _H, σ _F <[σ] _F, отже, розрахована черв'ячна передача відповідає робочим навантаженням.

Таблиця 3 - Параметри черв'ячної передачі

5. Розрахунок відкритої косозубой зубчастої передачі

Проектний розрахунок

Міжосьова відстань а _W, мм визначаємо за формулою

а _W ≥ К _а × (U + 1) × , (63)

де К _{а -} допоміжний коефіцієнт для косозубих передач, К _а = 43;

ψ _а - коефіцієнт ширини вінця колеса, при консольному розташуванні колеса ψ _а = 0,2 ... ... 0,25

приймаємо ψ _а = 0,25;

U - передавальне число, U ₂ = 2,5;

Т - обертаючий момент на валу ведучої зірочки, Т ₃ = 543,51 Н м;

[Σ] _H - середня допускається контактне напруження, [σ] _H = 456,8 Н / мм ^2;

До _{H b} - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині, К _{H b} = 1,05.

а _W ≥ 43 × (2,5 + 1) × = 174,65 мм

Округлюємо розрахункове міжосьова відстань до стандартного а _W = 180 мм.

Модуль зачеплення m, мм визначаємо за формулою

m ≥ 2 × K _m × T ₃ × 10 ³ / (d ₂ × b ₂ × [σ] _F), (64)

де K _m - допоміжний коефіцієнт, K _m = 5,8.

Ділильний діаметр колеса d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = ₂ × а _W × U ₁ / (U ₁ + _1), (65)

d ₂ = ₂ × 180 × 2,5 / (2,5 + 1) = 257,14 мм

Ширину вінця b _2, мм визначаємо за формулою

b ₂ = ψ _а × а _W, (66)

b ₂ = 0,25 × 180 = 50,4 мм

Підставляємо знайдені значення у формулу (64)

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

Приймаються m = 3 мм.

Кут нахилу зубів β _хв, ^про визначаємо за формулою

β _хв = arcsin (3,5 × m / b _2), (67)

β _хв = arcsin (3,5 × 3 / 50, 4) = arcsin (0, 20833) = 12 ^о 02 ^/

Числа зубів шестерні Z ₁ і колеса Z _2: визначаємо за формулами

Z ₁ = Z / (1 + U _1), (68), Z ₁ = 117 / (1 ​​+ 2,5) = 33,43

Приймаються Z ₁ = 33

Z ₂ = Z - Z _1, Z ₂ = 117 - 33 = 84

Сумарне число зубів Z визначаємо за формулою

Z _S = 2 × а _W × cos β _хв / m, (69)

Z _S = 2 × 180 × 0,9781 / 3 = 117,37

Приймаються Z _S = 117

Уточнений кут β, ^про визначаємо за формулою

β = arcos (Z _S × m / 2 × a _W), (70)

β = arcos (117 × 3 / 2 × 180) = 12 ^о 51 ^/

Фактичне передавальне число U _ф і його відхилення від заданого Δ U визначаємо за формулами

U _ф = Z ₂ / Z _1, (71), U _ф = 84/33 = 2,55

Δ U = (U _ф - U) × 100% / U £ 4%, (72)

Δ U = (2,55 - 2,5) × 100% / 2,5 = 1,82% £ 4%

Фактичне міжосьова відстань а _W, мм визначаємо за формулою

а _W = (Z ₁ + Z ₂₎ × m / (2 × cos β), (73)

а _W = (33 + 84) × 3 / (2 × 0,9781) = 180 мм

Ділильний діаметр шестірні d _1, мм визначаємо за формулою

d ₁ = m × Z _{1 /} cos β, (74)

d ₁ = 3 × 33 / 0,9781 = 101,5 мм

Діаметр вершин зубів шестерні d _а1, мм визначаємо за формулою

d _а1 = d ₁ + 2 × m,

d _а1 = 101,5 + 2 × 3 = 107,5 мм (75)

Діаметр западин зубів шестерні d _{f 1,} мм визначаємо за формулою

d _{f 1} = d ₁ - 2,4 × m, (76)

d _{f 1} = 101,5 - 2,4 × 3 = 94,3 мм

Ширина вінця шестерні b _1, мм визначаємо за формулою

b ₁ = b ₂ + 4, (77)

b ₁ = 50 + 4 = 54 мм

Приймаються b ₁ = 54 мм.

Ділильний діаметр колеса d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = m × Z _{2 /} cos β, (78)

d ₂ = 3 × 84 / 0,9781 = 258,5 мм.

Діаметр вершин зубів колеса d _а2, мм визначаємо за формулою

d _а2 = d ₂ + ₂ × m, (79)

d _а2 = 258,5 +2 × 3 = 264,5 мм

Діаметр западин зубів колеса d _{f 2,} мм визначаємо за формулою

d _{f 2} = d ₂ - 2,4 × m, (80)

d _{f 2} = 258,5 - 2,4 × 3 = 251,3 мм

Ширина вінця колеса b _2, мм визначаємо за формулою

b ₂ = ψ _а × а _W, (81)

b ₂ = 0,25 × 180 = 50,4 мм

Приймаються b ₂ = 50 мм.

Перевірочний розрахунок

Перевіримо контактні напруги зубів колеса

σ _H = 376 × £ [σ] _H, (82)

де До _{H a} - коефіцієнт навантаження, що враховує розподіл навантаження між зубами за графіком рис.4.2 с.63 [1], К. _{H a} = 1,1;

До _{H u} - коефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від окружної швидкості і ступеня точності за таб.4.3 с.62 [1], К. _{H u} = 1,1;

До _{H b} - ступінь точності зубчастої передачі, в залежності від окружної швидкості.

Окружну швидкість V _s, м / с визначаємо за формулою

V _s = ω ₂ × d _{2 /} (2 × 10 ^3), (83)

V _s = 3,75 × 258,5 / 2 × 10 ³ = 0,48 м / с

Тоді за т.4.2 [1] - 9 До _{H b} = 1,05.

Окружну силу на колесі Ft _2, кН визначаємо за формулою

Ft ₂ = ₂ × T ₂ × 10 ^{3 /} d _2, (84)

Ft ₂ = ₂ × 543,51 × 10 ³ / 258,5 = 4, 205 кН

Підставляємо знайдені значення у формулу (82)

σ _H = 376 × = 434,06 Н / мм ²

σ _H = 434,06 Н / мм ² <[σ] _H = 456,8 Н / мм ²

Недовантаження 100% × _{([σ] H} - σ _H) / [σ] _H

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

Перевіримо напруги вигину зубів колеса

σ _{F 2} = Y _{F 2} × Y _b × Ft ₂ × K _{F a} × До _{F b} × До _{F u} / (b ₂ × m) <[σ] _{F 2,} (85)

σ _{F 1} = σ _{F 2} × Y _{F 1 /} Y _{F 2} <[σ] _{F 1,} (86)

де K _{F a} - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами для ступеня

точності 9 с.63 [1], K _{F a} = 1,1;

До _{F b} - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, К _{F b} = 1,05;

До _{F u} - коефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від окружної швидкості і ступеня

точності за таб.4.3 с.62 [1], К. _{F u} = 1,01;

Y _{F 1} і Y _{F 2 -} коефіцієнти форми зуба колеса визначається за таб.4.4 с.64 [1] в

залежно від еквівалентного числа зубців

Z _{υ 1} = Z ₁ / (cos β) ^2, (87)

Z _{υ 1} = 33 / 0,9781 ² = 34,71

Z _{υ 2} = Z ₂ / (cos β) ^3, (88)

Z _{υ 2} = 84 / 0,9781 ³ = 90,6

Тоді за таб.4.4 с.64 [1] Y _{F 1} = 3,75 і Y _{F 2} = 3,60.

Коефіцієнт враховує нахил зуба Y _b, визначаємо за формулою

Y _b = 1 - β ^про / 140, (89)

Y _b = 1 - 12 ^о 51 / / 140 = 0,91

Тоді за формулою (85) та (86)

σ _{F 2} = 3,6 × 0,91 × 4205,73 × 1,1 × 1,05 × 1,01 / (50 × 3) = 103,59 Н / мм ² <[σ] _F = 170,75 Н / мм ²

σ _{F 1} = 103,59 × 3,75 / 3,6 = 107,91 Н / мм ² <[σ] _{F 1} = 192 Н / мм ²

При перевірці на міцність визначили що, розрахована передача відповідає робочим навантаженням.

Міжосьова відстань а _W, мм визначаємо за формулою

а _W = (d ₁ + d ₂₎ / _2, (90)

а _W = (101,5 + 258,5) / 2 = 180 мм

Придатність заготовок шестерні і колеса визначаємо за формулами

Умова придатності D _перед> D _заг, S _перед> S _заг

D _заг1 = d _а1 + 6, (91)

D _заг1 = 107,5 + 6 = 113,5 мм <125 мм - придатне

D _заг2 = d _а2 = 264,5 мм - без обмежень

S _перед = 80 мм> S _заг = b ₂ + 4 = 54 мм

Складемо таблицю

Таблиця 4 - Параметри косозубой відкритої передачі

6. Навантаження валів редуктора

Сили в зачепленні закритою черв'ячної передачі.

Окружну силу Ft ₁ і Ft _2, кН визначаємо за формулою

Ft ₁ = 2 × T ₁ × 10 ^{3 /} d _1, (92)

Ft ₁ = 2 × 14,59 × 10 ³ / 56 = 0,521 кН

Ft ₂ = ₂ × T ₂ × 10 ^{3 /} d _2, (93)

Ft ₂ = ₂ × 231,16 × 10 ³ / 224 = 2,06 кН

Радіальну силу Fr ₁ і Fr _2, кН визначаємо за формулою

Fr ₁ = Fr ₂ = Ft ₂ × tg α, (94), Fr ₁ = Fr ₂ = 2,06 × 0,3639 = 0,75 кН

Осьову силу F а ₁ і F а _2, Н визначаємо за формулою

F а ₁ = Ft ₂ = 2,06 Н

F а ₂ = Ft ₁ = 0,521 Н

Сили в зачепленні відкритої зубчастої косозубой передачі

Окружну силу Ft ₃ та Ft _4, кН визначаємо за формулою

Ft ₃ = Ft ₄ = 2 × T ₃ × 10 ^{3 /} d _2, (95)

Ft ₃ = Ft ₄ = 2 × 543,51 × 10 ³ / 258,5 = 4,2 кН

Радіальну силу Fr ₃ та Fr _4, кН визначаємо за формулою

Fr ₃ = Fr ₄ = Ft ₄ × tg α / cos β, (96)

Fr ₃ = Fr ₄ = 4,2 × 0,3639 / 0,9781 = 1,56 кН

Осьову силу F а ₃ і F а _4, Н визначаємо за формулою

F а ₃ = F а ₄ = Ft ₄ × tg β, (97)

F а ₃ = F а ₄ = 4,2 × 0,229 = 0,96 Н

Консольні навантаження. На швидкохідному валу (черв'яка) від поперечних зусиль муфти

F _м = 100 × , (98)

F _м = 100 × = 416 Н

7. Розробка ескізного проекту

Матеріал валів Ст 35 твердістю ≤ 350 НВ _2, термообробка - покращення; по таб.3.2 [1] σ _в = 550Н/мм ^2, σ _Т = 270 Н / мм ^2, σ _-1 = 235 Н / мм ^{2, п} ринимает для вала-черв'яка _τ-к = 10 Н / мм ^2, для тихохідного вала _τ-к = 20 Н / мм ²

Визначення геометричних параметрів валів.

Швидкохідний вал:

Діаметр валу під напівмуфту d _1, мм визначаємо за формулою

d ₁ ³ , (99)

d ₁ ³ = 19,39 мм

Приймаються d ₁ = 20 мм.

Діаметр другого ступеня вала під підшипник d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = d ₁ + 2 × t, (100)

d ₂ = 20 + 2 × 2 = 24 мм

Приймаються d ₂ = 25 мм.

Діаметр третього ступеня d _3, мм визначаємо за формулою

d ₃ = d ₂ + 3,2 × r, (101)

d ₃ = 25 +3,2 × 1,6 = 30,12 мм <d _f

Приймаються d ₃ = 30мм.

Тихохідний вал:

Діаметр валу першого ступеня d _1, мм визначаємо за формулою

d ₁ ³ , (102)

d ₁ ³ = 38,66 мм

Приймаються d ₁ = 39 мм

Діаметр другого ступеня вала під підшипник d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = d ₁ + 2 × t, (103)

d ₂ = 39 + 2 × 2 = 43 мм

Приймаються d ₂ = 45 мм.

Діаметр третього ступеня d _3, мм визначаємо за формулою

d ₃ = d ₂ + 3,2 × r, (104), d ₃ = 45 + 3,2 × 1,6 = 50,12 мм

приймаємо d ₃ = 50 мм.

Вал ведучого барабана:

Діаметр валу першого ступеня d _1, мм визначаємо за формулою

d ₁ ³ , (105)

d ₁ ³ = 51,41 мм,

Приймаються d ₁ = 52 мм.

Діаметр другого ступеня вала під підшипник d _2, мм визначаємо за формулою

d ₂ = d ₁ +2 × t, (106)

d ₂ = 52 + 2 × 2,8 = 57,6 мм,

Приймаються d ₂ = 58 мм.

Діаметр третього ступеня d _3, мм визначаємо за формулою

d ₃ = d ₂ + 3,2 × r, (107)

d ₃ = 58 + 3,2 × 3 = 67,6 мм

Приймаються d ₃ = 68 мм.

Відстань між деталями передач.

Зазор між обертовими деталями редуктора і стінка корпусу а, мм визначаємо за формулою

а = + 4, (108)

де L - найбільша відстань між зовнішніми поверхнями деталей передач

а = + 4 = 11,14 мм

Приймаються а = 11 мм.

Відстань між дном корпусу і поверхнею черв'яка b, мм визначаємо за формулою

b> 4 × а, (109)

b = 4 × 11 = 44 мм

8. Попередній вибір підшипника

Для швидкохідного валу вибираємо роликопідшипник конічний однорядний № 7205

d _п = 25 мм, D = 52мм, Т = 16,5 мм, е = 0,36; Y = 1,67; З r = 23,9 кН, З r о = 22,3 кН.

Зсув точки прикладання опорних реакцій а, мм визначаємо за формулою

а = 0,5 × (Т + (D + d _п) × е / 3), (110)

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

Для тихохідного вала обираємо роликопідшипник конічний однорядний № 7209

d _п = 45 мм, D = 85 мм, Т = 21 мм, е = 0,41; Y = 1,45; З r = 42,7 кН, З r о = 33,4 кН.

Зсув точки прикладання опорних реакцій визначаємо за формулою (110)

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

Для валу ведучої зірочки вибираємо роликопідшипник конічний однорядний № 7310

d _п = 50 мм, D = 90 мм, Т = 22 мм, е = 0,37; Y = 1,60; З r = 52,9 кН, З r о = 40,6 кН.

Зсув точки прикладання опорних реакцій визначаємо за формулою (110)

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

9. Вибір муфти

Для з'єднання вихідних решт валу електродвигуна і швидкохідного валу редуктора, встановлених на загальній рамі виберемо:

Втулочно-пальцеву муфту 31,5-15 - I. I. - 18 - II .2-У3 ГОСТ 21424-75, Δ r = 0,2.

Радіальна жорсткість пружної втулочно-пальцевої муфти З _{Δ r} = 2140 Н.

Радіальна сила, F м, кН викликана радіальним зсувом певним за співвідношенням

F м = С _{Δ r} × _{Δ r,} (111)

F м = 2140 × 0,2 = 0,428 кН

10. Визначення реакцій в опорах підшипників валів

Визначення опорних реакцій і побудова епюр згинаючих моментів і поперечних сил.

Швидкохідний вал. Вихідні дані: Ft ₁ = 0,521 кН; Fr ₁ = 0,75 кН; F а ₁ = 2,06 кН; F м = 0,428 кН; До _{Н L 1} = 100 мм, L ₂ = 80, мм, L ₃ = 80 мм; d ₁ = 56 мм.

Σ F _x = 0; R _{а x} + R _{в x} + Ft ₁ + F м = 0, (112)

Σ F _y = 0; R _{а y} + R _{в y} - Fr ₁ = 0, (113)

Σ F _z = 0; F _а1 - R _{а z} = 0, Σ M _{д x} = 0; R _{а y} × (L ₂ + L ₃₎ - Fr ₁ × L ₃ + F _а1 × d ₁ / 2 = 0, (114)

Σ M _{д y} = 0; - R _{а x} × (L ₂ + L ₃₎ - F _{t 1} × L ₃ - F _м × (L ₂ + L ₃ + L ₁₎ = 0, (+115)

З рівняння (114)

R _{а y} = (Fr ₁ × L ₃ - F _а1 × d ₁ / 2) / (L ₂ + L ₃₎ = (0,75 × 80 - 2,06 × 56 / 2) / 160 = 0,015 кН

З рівняння (115)

R _ах = (- F _{t 1} × L ₃ - F _м × (L ₂ + L ₃ + L ₁₎₎ / (L ₂ + L ₃₎

R _ах = (-0,521 × 80 - 0,428 × 260) / 160 = - 0,96 кН

Тоді

R _{в x} = - R _{а x} - Ft ₁ - F м = 0,96 - 0,521 - 0,428 = 0,011 кН.

R _{в y} = Fr ₁ - R _{а y} = 0,75 - 0,015 = 0,735 кН.

M _{1 x} = R _ау × L ₂ = 0,015 × 80 = 1,2 Нм;

M _{1 x} ^/ = R _{а y} × L ₁ + F _а1 × d ₁ / 2 = 1,2 + 2,06 × 56 / 2 = 58,88 Нм

M _ау = - F _м × L ₁ = 0,428 × 100 = - 42,8 Нм

M _1у = - F _м × (L ₁ + L ₂₎ - R _ах × L ₂ = - 0,428 × 180 + 0,96 × 80 = - 0,24 Нм

R _a = = = 2,27 кН

R _в = = = 0,74 кН

M _макс = = = 58,9 Нм

Тихохідний вал.

Вихідні дані Ft ₂ = 2,06 кН; Fr ₂ = 0,75 Н; F а ₂ = 0,521 Н; Ft ₃ = 4,2 кН; Fr ₃ = 1,56 кН; F а ₃ = 0,96 кН; L ₁ = 40 мм, L ₂ = 40 мм, L ₃ = 100 мм; d ₂ = 224 мм; d ₃ = 101,5 мм.

Σ F _x = 0; R _{з x} + R _{д x} + Ft ₂ + Ft ₃ = 0, (115)

Σ F _y = 0; R _{з y} + R _{д y} - Fr ₃ + Fr ₂ = 0, (116)

Σ F _z = 0; F _{а 3 -} F _{а 2} - R _{з z} = 0, R _{з z} = F _{а 3} - F _{а 2} = 0,96 - 0,521 = 0,439 кН

Σ M _{д x} = 0; R _{з y} × (L ₂ + L ₁₎ + Fr ₂ × L ₂ + Fr ₃ × L ₃ + F _{а 2} × d ₂ / ₂ + F _{а 3} × d ₃ / 2 = 0, (117)

Σ M _{д y} = 0; - R _{з x} × (L ₂ + L ₁₎ - F _t2 × L ₂ + F _t3 × L ₃ = 0, (118)

З рівняння (117)

R _{з y} = - (Fr ₂ × L ₂ + Fr ₃ × L ₃ + F _а2 × d ₂ / ₂ + F _а3 × d ₃ / 2) / (L ₂ + L ₁₎

R _{з y} = - (0,75 × 40 + 1,56 × 100 + 0,521 × 224 / 2 + 0,96 × 101,5 / 2) / (40 + 40) = - 3,66 кН

З рівняння (118)

R _сх = (- F _{t 2} × L ₂ + F _{t 3} × L ₃₎ / (L ₂ + L _1),

R _сх = (-2,06 × 40 + 4,2 × 100) / 80 = 4,22 кН

Тоді

R _{д x} = - (R _{з x} + Ft ₂ - Ft ₃₎ = - (4,22 + 2,06 - 4,2) = - 2,08 кН

R _{д y} = Fr ₃ - Fr ₂ - R _{з y} = 1,56 - 0,75 + 3,66 = 4,47 кН

M _{1 x} = R _су × L ₁ = - 3,66 × 40 = - 146,4 Нм

M _{1 x} ^/ = R _{з y} × L ₁ + F _а2 × d ₂ / ₂ = - 146,4 + 0,521 × 24 / 2 = - 88 Нм

M _{д x} = R _{з y} × (L ₂ + L ₁₎ + Fr ₂ × L ₂ + F _а2 × d ₂ / ₂ = - 3,66 × 80 + 0,75 × 40 + 0,521 × 40 / 2 = - 252,38 Нм

M _{2 x} = - F _а3 × d ₃ / 2 = - 0,96 × 101,5 / 2 = - 48,72 Нм

M _1у = - R _сх × L ₁ = - 4,22 × 40 = - 168,8 Нм

M _ду = - R _{з x} × (L ₂ + L ₁₎ - F _{t 2} × L ₂ = - 4,22 × 80 - 2,06 × 40 = - 420 Нм

M _2у = 0, R _з = = = 5,6 кН

R _д = = = 4,93 кН

M _макс = = = 490 Нм

M _к = 444,31 Нм

11. Перевірочний розрахунок валів

Межі витривалості в розрахунковому перерізі вала (σ _{-1) d} і (τ - _{1) d,} Па визначаємо за формулою

(Σ _{-1) d} = σ _{-1 /} (К σ) _d, (119)

(Τ - _{1) d} = τ _{- 1 /} (До τ) _d, (120)

де σ _-1 і τ _{- 1} - межі витривалості гладких зразків при симетричному циклі згину та

крутіння, Па; для матеріалу Ст 20 σ _-1 = 260 МПа, τ _{- 1} = 150,8 МПа.

Коефіцієнти концентрації нормальних напружень До σ) _d і дотичних напружень (До τ) _d для розрахункового перерізу валу визначаємо за формулою

(До σ) _d = ((До σ / К _d) + До _F - 1) / К _у, (121)

(До τ) _d = ((До τ / К _d) + До _F - 1) / К _у, (122)

де К σ і К τ - ефективні коефіцієнти концентрації напруги, К σ = 1,55 і К τ = 1,4

До _d - коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного перерізу, К _d = 0,88

К _у - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення, К _у = 1,25

До _F - коефіцієнт, К _F = 1,05.

Коефіцієнти визначаємо за т.11.2 - 11.5 с.257 [1] е.

(До σ) _d = ((1,55 / 0,88) + 1,05 - 1) / 1,25 = 1,45

(До τ) _d = ((1,4 / _0,82) + 1,05 - 1) / 1,25 = 1,4

Підставляємо знайдені значення у формулу (119) і (120)

(Σ _{-1) d} = 260 / 1,45 = 179,31 Н / мм ²

(Τ - _{1) d} = 150,8 / 1,4 = 107,71 Н / мм ²

Визначимо нормальні і дотичні напруження в небезпечних перерізах вала і коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі:

σ = М _макс × 10 ³ / W _нетто, (123)

τ = М _до × 10 ³ / 2 × W r _нетто, (124)

де М _макс - максимальний згинальний момент в перерізі вала, Нм, М _к - крутний момент, Нм

Осьовий момент опору перерізу валу W _нетто, мм ³ визначаємо за формулою

W _нетто = 0,2 × D ^3, (125)

Загальний коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перерізі S, визначаємо за формулою

S = ≥ [S] = 1,6 ... ... 2, (126)

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях S _σ і S τ визначаємо за формулою

S _σ = σ _{-1 / σ,} (127)

S τ = τ - _{1 /} τ (128)

Швидкохідний вал:

М _макс = 58,9 Нм, М _к = 14,59 Нм, мінімальний діаметр валу D = ​​20 мм

Підставляємо значення у формулу (123) і (124)

σ = 58,9 × 10 ³ / 0,2 × ²⁰ березня = 36,81 Н / мм ²

τ = 14,59 × 10 ³ / 2 × 0,1 × ²⁰ березня = 9,11 Н / мм ²

Знайдені значення підставляємо у формулу (127) і (128)

S _σ = 179,31 / 36,81 = 4,87

S τ = 107,71 / 9,11 = 11,82

Тоді за формулою (126)

S = = 4,5 ≥ [S] = 2

Тихохідний вал:

М _макс = 490 Нм, М _к = 444,31 Нм, мінімальний діаметр валу D = ​​39 мм

Підставляємо значення у формулу (123) і (124)

σ = 490 × 10 ³ / 0,2 × 39 ³ = 41,3 Н / мм ²

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

Знайдені значення підставляємо у формулу (127) і (128)

S _σ = 179,31 / 41,3 = 4,34

S τ = 107,71 / 37,45 = 2,87

Тоді за формулою (126)

S = = 2,4 ≥ [S] = 2

12. Перевірочний розрахунок підшипників

Швидкохідний вал:

роликопідшипник конічний однорядний № 7205

d _п = 25 мм, D = 52мм, Т = 16,5 мм, е = 0,36; Y = 1,67; З r = 23,9 кН, З r о = 22,3 кН.

F а ₁ = 2,06 кН, R _а = 2,27 кН, R _в = 0,74 кН,, L _h = 8409,6 годин і ω ₁ = 150,2 с - ¹

Підшипники встановлюємо за схемою "враспор".

Осьові складові радіальних реакцій Rs _2, кн і Rs _1, кН визначаємо за формулою

Rs ₂ = R а × 0,83 × е, (129)

Rs ₂ = 2,27 × 0,63 × 0,36 = 0,514 кН

Rs ₁ = R в × 0,83 × е, (130)

Rs ₁ = 0,83 × 0,74 × 0,36 = 0,16 кН

Осьові навантаження підшипників: Rs _1> Rs ₂ і F _а> Rs ₁ - Rs _2, то R а ₂ = Rs _2, R а ₁ = Rs ₂ + F _а = 0,16 + 2,06 = 2,22 кН

Визначаємо відношення

R а _{1 /} (V × R ₁₎ = 2,22 / (1 ​​× 2,27) = 0,98> е

Отже максимальну еквівалентну навантаження R _Е, кН визначаємо за формулою

R _Е2 = (V × х × R _а + R _а1 × Y) До _г × К _т;, (131)

R _Е2 = (1 × 0,4 × 2,27 + 2,22 × 1,67) × 1,2 × 1,01 = 5,59 кН

Динамічну вантажопідйомність підшипника З _{r р,} кН для опори А визначаємо за формулою

З _{r р} = R _Е2 × _, (132)

З _{r р} = 5,59 × = 40,31 кН> З r = 23,9 кН

Підшипник не придатний.

Розглянемо установку № 7208

d _п = 40 мм, D = 80 мм, Т = 20 мм, е = 0,368; Y = 1,56; З r = 42,7 кН, З r о = 33,4 кН.

R _Е2 = (1 × 0,4 × 2,27 + 2,22 × 1,56) × 1,2 × 1,01 = 5,29 кН

З _{r р1} = 5,29 × = 38,14 кН <З r = 42,7 кН

Підшипник придатний.

Тихохідний вал:

роликопідшипник конічний № 7209

d _п = 45 мм, D = 85 мм, Т = 21 мм, е = 0,41; Y = 1,45; З r = 42,7 кН, З r о = 33,4 кН.

Σ F _z = F _{а3 -} F _а2 = 0,96 - 0,521 = 0,44 кН, R _з = 5,6 кН, R _д = 4,93 кН, L _h = 8409,6 годин і ω ₂ = 9,39 хв - ¹

Підшипники встановлюємо за схемою "враспор".

Осьові складові радіальних реакцій Rs _2, кн і Rs _1, кН визначаємо за формулою

Rs ₁ = R ₁ × 0,83 × е, (133)

Rs ₁ = 0,83 × 5,6 × 0,37 = 1,72 кН

Rs ₂ = R ₂ × 0,83 × е, (134)

Rs ₂ = 0,83 × 4,93 × 0,37 = 1,51 кН

Осьові навантаження підшипників: Rs _1> Rs ₂ і F _а> Rs ₁ - Rs _2, то R а ₁ = Rs _2, R а ₁ = Rs ₂ + F _а = 1,51 + 0,44 = 1,95 кН

Визначаємо відношення

R а _{1 /} (V × R _с) = 1,95 / (1 ​​× 5,6) = 0,348 <е

Отже максимальну еквівалентну навантаження R _Е, кН визначаємо за формулою

R _Е1 = V × R _з × К _г × К _т, (135)

R _Е1 = 1 × 5,6 × 1,2 × 1,01 = 6,8 кН

Динамічну вантажопідйомність підшипника З _{r р,} кН для найбільш навантаженої опори З визначаємо за формулою

З _{r р2} = R _Е1 × , (136)

З _{r р1} = 6,8 × = 21,34 кН> З r = 35,2 кН

Підшипник придатний

13. Перевірочний розрахунок шпонок

Умова міцності

σ = F _t / А _см ≤ [σ] _см, (137)

де F _t - Окружна сила, Н; F _t = 0,521 кН,

[Σ] _см - напруга, що допускається на зминання, Н / мм ^2; [σ] _см = 115 Н / мм ^2.

Для швидкохідного валу вибираємо шпонку 6х6х15 ГОСТ 23360-78.

Площа зминання А _см, мм ² визначаємо за формулою

А _см = (0,94 × h - t ₁₎ × l _р,, (138)

А _см = (0,94 × 6 - 3,5) × 15 = 32,1 мм ²

Підставляємо значення у формулу (137)

σ = 521/32, 1 = 16,23 ≤ [σ] _см = 115 Н / мм ²

Умова виконується.

Для тихохідного вала обираємо шпонку 12х8х20 ГОСТ 23360-78

Площа зминання А _см, мм ² визначаємо за формулою (138)

А _см = (0,94 × 8 - 5) × 20 = 50,4 мм ²

F _t = 4,2 кН

Підставляємо значення у формулу (137)

σ = 4,2 × 1000/50, 4 = 83,33 ≤ [σ] _см = 115 Н / мм ²

Умова виконується.

14. Змазування деталей редуктора

Змазування черв'ячної передачі редуктора рідким маслом картерів непроточні способом.

Вибір сорту масла залежить від значення розрахункового контактної напруги в зубах і фактичної окружної швидкості коліс по таб.10.29. [1] вибираємо індустріальне мастило без присадок І-Т-Д-220 ГОСТ 17479.4-87

Для змазування відкритої зубчастої передачі та ланцюгової передачі застосовуємо періодичний спосіб в'язкими маслами, які наносять на зуби через певні проміжки часу.

Розбирання і складання редуктора.

До початку ремонту редуктора слід відключити від електромережі, очистити від бруду і стружки, а масло з картера злити (викручуємо пробку поз.17). Крім того перед початком ремонтних робіт необхідно підготувати: слюсарний інструмент, оснащення для демонтажу і знімачі.

Перш ніж виробляти розбирання редуктора необхідно рассоединить напівмуфти поз. 19 ел. двигуна від редуктора. Редуктор при можливості не від'єднуємо від фундаменту.

Розбирання починаємо з відкручування пробки поз.4, викручуємо гвинти поз. 20, прибираємо шайби поз.25 і знімаємо кришку поз.6. Потім відкручуємо болти поз. 19 з кришок поз.8 і 10, знімаємо кришку глуху поз.8 і кришку 10. Далі викручуємо інші болти поз. 19 з кришок поз.5, 15,7. Знімаємо кришку глуху поз.5, кришку поз.15 і кришки поз.7. Демонтуємо вал поз.14 з колесом черв'ячним поз.1 і підшипниками 7209А поз.24 разом з черв'яком поз.2 з підшипниками 7208А поз.23 поступово (тобто прокручуємо черв'як та одночасно витягуємо його з корпусу поз.3 і потім вал з черв'ячним колесом). Після цього вали промиваємо, очищаємо і витираємо на сухо.

З черв'яка поз.2 демонтуємо підшипники поз.23 і шпонку поз.27.

З валу поз.14 демонтуємо підшипники поз.24, втулку поз.16, черв'ячне колесо поз.1 і шпонки поз.28 і 29.

Вал, підшипники, черв'як та черв'ячне колесо очищають, промивають. витирають на сухо і перевіряють їх тех. стан при необхідності їх замінюють на нові, а якщо вони ремонтопридатність, то їх ремонтують. Шпонки замінюють на нові. Манжети поз.21 і 22 у кришках поз 10 і 15 замінюють на нові. Корпус поз.3 очищають, промивають і витирають на сухо.

Підшипники, черв'ячне колесо демонтують спеціальними передбаченими пристосуваннями (знімачами).

Зняті вузли і великі деталі зберігаємо на дерев'яних підкладках, в спеціально відведених місцях. Кріпильні дрібні деталі необхідно зберігати на спеціальних стелажах.

Редуктор збирають за схемою розбирання, встановлюючи необхідні зазори в зубчастому зачепленні, в підшипниках і т.д.

Список літератури

1. Ануров П.Ф. Довідник конструктора-машинобудівника. У 3т.6-е вид. - М.: Машинобудування, 1982.

2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. Учеб. Посібник для машинобудівн. Спец. Вузів. - 4-е вид., Перераб. І доп. - М.: Вищ. шк., 1985 - 416 с., іл.

3. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Учеб. Посібник для технікумів. - М.: Вищ. шк., 1991. - 432 с.: Іл.