Содержание
Введение
1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2. Кинематический и силовой расчет привода
3. Выбор материалов и определениедопускаемых напряжений
4. Расчет закрытой червячной передачи
5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи
6. Нагрузки валов редуктора
7. Разработка эскизного проекта
8. Предварительный выбор подшипника
9. Выбор муфты
10. Определение реакций в опорах подшипников валов
11. Проверочный расчет валов
12. Проверочный расчет подшипников
13. Проверочный расчет шпонок
14. Смазывание деталей редуктора
Список литературы
Введение
Исходные данные:
Мощность привода Р = 2,0 кВт
Частота вращения n = 36 мин — 1
Срок службы привода Lt= 5 лет
Коэффициенты использования Ксут= 0,9; Кгод = 0,8.
/>
Рис.1 — Привод к лебедке.
1. Выбор двигателя. Кинематическийрасчет привода
Срок службы привода (ресурс) Lh, час, определяем по формуле
Lh = 365 ∙ Lr∙ Kr ∙ tc ∙ Lc ∙ Kc, (1)
где Lr — срок службы привода, Lr = 4 лет;
KГ- коэффициент годового использования, KГ =0,8;
tС- продолжительность смены, tС = 8 ч;
LС — число смен, LС =1;
Кc — коэффициент сменного использования, Кc = 0,9.
Режим работы: Реверсивный.
Lh = 365 × 4 × 0,8 ×8 × 0,9 = 8409,6 часов.
Требуемая мощность рабочеймашины: Р = 2,0 кВт.
Частота вращения барабана nр = 36 мин — 1
Общий коэффициент полезногодействия (КПД) привода ŋ, определяем по формуле
ŋ = ŋм × ŋц × ŋз × ŋч × ŋ4nк, (2)
где КПД составляющих определимпо т.2.2 с 40 [1]
ŋм — КПД муфты, ŋм= 0,98;
ŋц — КПД открытойцилиндрической зубчатой передачи, ŋз = 0,95;
ŋч — КПДчервячной передачи, ŋч = 0,85;
ŋnк — КПД одной пары подшипников качения, ŋnк =0,99.
ŋ = 0,98 × 0,95 ×0,85 × 0,99 4 = 0,7678
Требуемую мощность двигателя Рдв,кВт определяем по формуле
Рдв = Рпр/ŋ, (3)
Рдв = 2,0/ 0,7678 = 2,605кВт
Выбираем электродвигатель при условиеРном ≥ Рдв из таб. К9 стр.384 [1]
3,0 кВт > 2,605 кВт
4 АМ100S4Y 3 n ном= 1435 мин — 1; Рном = 3,0 кВт
Общее передаточное число приводаUобщ, определяем по формуле
Uобщ= nном/nрм,(4)
Uобщ= 1435/36 =39,86
Выбираем передаточные числа,воспользуемся рекомендуемыми значениями из таблиц т.2.3 с.43 [1], т.1.2 с.6 [2]и т.1.3 с.7 [1]: передаточные числа Uчерв = 16;Uзуб = 2,5; Uобш=40.
Фактическую частоту вращениябарабана nрфакт, мин — 1определяем по формуле
nрфакт= n ном/ Uобш, (5)
nрфакт= 1435/40= 35,875 мин — 1
отклонение 100% × (nрм — nрфакт) / nрм= 100% × (36 — 35,875) /36 = 0,347%2. Кинематический исиловой расчет привода
Определяем мощность двигателя навсех валах привода: на быстроходном Р1, кВт; на тихоходном Р2,кВт; на валу ведущего барабана Р3, кВт по формулам
Р1 = Рдв × ŋм × ŋnк,(6)
Р1 = 2,605 × 0,98 ×0,99 = 2, 192 кВт
Р2 = Р1 × ŋч × ŋnк,(7)
Р2 = 2, 192 × 0,85 ×0,99 = 2,17 кВт
Р3 = Р2 × ŋк × ŋnк,(8)
Р3= 2,17 × 0,95 ×0,99 = 2,04 кВт
Определяем частоту вращения навалах привода: на быстроходном n1, мин — 1;на тихоходном n2, мин — 1; навалу ведущего барабана n3, мин — 1по формулам
n1= nном= 1435 мин — 1
n2= n1/U1,(9)
n2= 1435/16 = 89,69 мин — 1
n3= n2/U2,(10)
n3= 89,69/2,5 = 35,88 мин — 1,
Определяем угловые скорости навалах привода: на валу двигателя ωпом, с — 1; набыстроходном ω1, с — 1; на тихоходном ω2,с — 1; на валу ведущего барабана ω3, с — 1по формулам
ωпом = pnном/30,(11)
ωпом = 3,14 × 1435/30 = 150,2 с — 1
ω1 = ωном= 150,2 с — 1
ω2 = ω1/U1, (12)
ω2 = 150,2/16 =9,39 с — 1
ω3 = ω2/U2, (13)
ω3 = 9,39/ 2,5 =3,75 с — 1
Определяем вращающий момент навалах привода: на валу двигателя Тдв, Н. м; на быстроходном Т1,Н. м; на тихоходном Т2, Н. м; на валу ведущего барабана Т3,Н. м по формулам
Тдв = Рдв/ωном, (14)
Тдв = 2,605 × 10 3/150,2 = 17,34 Н. м
Т1 = Р1/ω1, (15)
Т1 =2, 192× 10 3/150,2 = 14,59 Н.м
Т2 = Р2/ω2, (16)
Т2 = 2,17 × 10 3 /9,39 = 231,16 Н. м
Т3 = Р3/ω3,(17)
Т3 = 2,04 × 10 3/3,75 = 543,51 Н.м
Таблица 1 — Силовые икинематические параметры привода
Тип двигателя 4 АМ100S4Y 3 Pном = 3,0 кВт; n ном = 1435 мин — 1 Параметр Передача Параметр Вал Закр. Откр. Двигателя Редуктора Ведущего барабана Быстроход. Тихоход. Передаточное число, U 16 2,5 Расчетная мощность Р, кВт 2,605 2, 192 2,17 2,041
Угловая скорость w,
с — 1 150,2 150,2 9,39 3,75 КПД, ŋ 0,85 0,95
Частота вращения n,
мин — 1 1435 1435 89,69 35,88
Вращающий момент Т,
Н. м 17,34 14,59 231,16 543,51 3. Выбор материалов иопределение допускаемых напряжений
Червячная передача:
Выбираем марку стали для червякаи определяем ее механические характеристики по таб.3.1 с.49 [1] при мощности Р =2, 192 кВт > 1 кВт. Червяк изготавливается из стали 40Х с твердостью ≥45НRСЭ,, термообработка — закалка +ТВЧ по таб.3.2;для стали 40Х — твердость 45…50 НRСЭ; σв= 900 Н/мм 2, σт = 750 Н/мм 2,σ-1 = 410 Н/мм 2; Dпред= 125 мм, Sпред = 80 мм.
Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле
Vs= />, (18)
Vs= (4,3 ×9,39 × 16 × />) /1000 = 3,96 м/с
По определенной скоростискольжения из таб.3.5 стр.54 [1] выбираем материал для червячного колеса при Vs
Для материала венца червячногоколеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [σ]H и [σ] F изгибные напряжения. Притвердости витков червяка ≤ 350 НВ, термообработка — улучшение:
[σ]H = 250 — 25 × Vs,(19)
[σ]H = 250 — 25 × 3,96 = 151 Н/мм 2,
т.к. червяк находится в маслянойванне то не уменьшаем.
Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле
К FL = />, (20)
Наработку колес N, циклов, определяем по формуле
N = 573 × ω2× Lh,(21)
N = 573 × 9,39 × 8409,6 = 45,25 × 10 6 циклов.
Тогда получаем по формуле (20)
К FL = />= 0,655.
Для реверсивной передачи
[σ]F = (0,08 × σв + 0,25 × σт) × К FL,(22)
[σ]F = (0,08 ×700 + 0,25 × 460) × 0,655= 112 Н/мм 2
Открытая косозубая зубчатаяпередача:
Для шестерни и колеса выбираеммарку стали и определяем ее механические характеристики по таб.2.1 [2]:
Шестерня — сталь 40 Х ствердостью ≤ 350 НВ1, термообработка — улучшение; по таб.3.2 длястали 40Х — твердость 235. .262 НВ, σ в = 900 Н/мм 2,σ т = 750 Н/мм 2, σ — 1 = 410 Н/мм 2,D пред = 200 мм, Sпред = 125 мм.
Колесо — сталь 45Л с твердостью ≤350 НВ2, термообработка — улучшение; по таб.3.2 [2] для стали 45Л — твердость 207…235 НВ, σ в = 680 Н/мм 2, σ т= 440Н/мм 2, σ — 1 = 285 Н/мм 2, D пред = 315 мм, Sпред = 200мм.
Среднюю твердость зубьевшестерни НВ1ср и колеса НВ2ср определяем по формулам
НВ1ср = (235+262) /2 =248,5, НВ2ср = (207+235) /2 = 221, НВ1ср — НВ2ср= 248,5-221 = 27,5
Для материала зубчатой шестернии колеса определяем допускаемые контактные [σ] H и [σ] F изгибные напряжения
Коэффициент долговечности КHL, определяем по формуле
КHL = />, (23)
Наработку шестерни N1, циклов, определяем по формуле
N1= 573 × ω2 × Lh,(24)
N1= 573 × 9,39 × 8409,6 = 45,24 × 10 6 циклов
Наработку колеса N2, циклов, определяем по формуле
N2= 573 × ω3 × Lh,(25)
N2= 573 × 3,75 × 8409,6 = 18,07 × 10 6 циклов.
Число циклов перемены напряженийNНО, соответствующие пределу выносливости,находим по таб.3.3 с.51 [2] NНО1 = 69,5 × 10 6 циклов, NНО2 = 17 ×10 6 циклов.
Так как N1 NНО2, то коэффициент долговечности принимаем
КHL2= 1, КHL1 = />,(26)
КHL1= />= 1,07
По таб.3.1 определяемдопускаемые контактные напряжения [σ] HО, соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО.
Для шестерни
[σ]HО1 = 1,8НВ1 + 67, (27)
[σ]HО1 = 1,8 ×248,5 + 67 = 514,3 H/мм 2
Для колеса
[σ]HО2 = 1,8НВ2 + 67, (28)
[σ]HО2 = 1,8 ×221 + 67 = 464,8 Н/мм 2
Допускаемое контактноенапряжение определяем по формулам
[σ]H1 = [σ] HО1 × К нL1, (29)
[σ]H1 = 514,3 ×1,07 = 550,3 Н/мм 2
[σ]H2 = [σ] HО2 × К нL2, (30)
[σ]H2 = 464,8 ×1 = 464,8 Н/мм 2
[σ]H = 0,45 × ([σ] H1 + [σ] H2), (31)
[σ]H = 0,45 × (550,3 + 464,8) = 456,8 Н/мм 2
[σ]H = 456,8 Н/мм 2
Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле
К FL = />, (32)
где NFО= 4 ×10 6 К FL1 = К FL2= 1
По таб.3.1 определяемдопускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NFО.
Для шестерни
[σ]FО1 = 1,03 ×HB1ср, (33)
[σ]FО1 = 1,03 ×248,5 = 256 Н/мм 2 предполагая что m
Для колеса
[σ]FО2 = 1,03 ×НВ2ср, (34)
[σ]FО2 = 1,03 ×221 = 227,63 Н/мм 2
так как передача реверсивнаяуменьшаем на 25%
[σ]F2 = 227,63 ×0,75 = 170,75 Н/мм 2
[σ]F1 =256 ×0,75 = 192 Н/мм 2
Составляем таблицу
Таблица 2 — Механическиехарактеристики материалов передач редуктора
Элемент
передачи Марка материала
Dпред
Sпред
Термооб
работка
НRCэ
НВ ср
σ В
σ — 1
σ Т
[σ] H
[σ] F Способ заливки
Н/мм 2 Червяк Ст 40Х 125/80 З +ТВЧ 45 900 410 750 - - Венец колеса БрА10Ж4Н4 - Ц - 700 - 460 151 112 Шестерня Ст 40Х 200/125 У 248,5 900 410 750 456,8 192 Колесо Ст 45Л 315/200 у 221 680 285 440 456,8 170,75 4. Расчет закрытойчервячной передачи
Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле
аW = 61 × />, (35)
где Т2 — вращающиймомент на валу червячного колеса, Т2 = 231,16 Нм
аW = 61 ×/>= 132,029 мм
Принимаем по ГОСТ аW = 140 мм
Число витков червяка при Uч = 16 (стр.21 [2]) принимаем Z = 2.
Число зубьев червячного колеса Z2, определяем по формуле
Z2= Z1 ×Uч, (36)
Z2= 2 × 16 = 32
Принимаем Z2= 32
Модуль зацепления m, мм определяем по формуле
m = (1,4…1,7) × аW / Z2, (37)
m = (1,4…1,7) × 140/32= (6,56….7,43) мм
Округляем в большую сторону m =7 мм.
Коэффициент диаметра червяка q, определяем по формуле
q = (2 × аW/m) — Z2, (38)
q = (2 × 140/7)- 32 = 8
Принимаем q = 8
Коэффициент смещения инструментах, определяем по формуле
Х = (аW/m) — 0,5 ×(q + Z2), (39)
Х = (140/4) — 0,5 × (8 + 32) = 0 > — 1, условие не выполняется
Фактическое передаточное число Uф, определяем по формуле
Uф= Z2/Z1,Uф = 32/2 = 16 (40)
Отклонение ΔUф = 100% (Uф — U) / U =0%
Фактическое межосевое расстояниеаWф, мм определяем по формуле
аWф= 0,5 × m × (q + Z2 + 2 × Х), (41)
аWф= 0,5 × 7 × (8 + 32 + 2 ×0) = 140 мм
Делительный диаметр червяка d1, мм определяем по формуле
d1= q × m, (42)
d1= 8 ×7 = 56 мм
Начальный диаметр червяка dW1, мм определяем по формуле
dW1= m × (q + 2 × Х), (43)
dW1= 7 × (8 + 2 × 0) =56 мм
Диаметр вершин витков червяка d а1, мм определяем поформуле
d а1 =d1+ 2 × m,(44)
d а1 = 56 + 2 ×7 = 70 мм
Диаметр впадин витков червяка d F1,мм определяем по формуле
d F1 = d1 — 2.4 × m,(45)
d F1 = 56 — 2,4 × 7 = 39,2 мм
Делительный угол подъема линиивитков червяка Y, oопределяем по формуле
Y = arctg (Z1/q), (46)
Y = arctg (2/8) =14 o03 /
Длина нарезаемой части червяка b1, мм определяем по формуле
b1= (10 + 5,5 × |Х| + Z1) ×m + С, (47)
где Х = 0, С = 0
b1= (10 + 5,5 × |0| + 2) × 7 + 0 = 84 мм
Делительный диаметр червячногоколеса d2, мм определяем по формуле
d2= d W2 = m × Z2,(48)
d2= d W2 = 7 × 32 = 224 мм
Диаметр вершин зубьев червячногоколеса d а2, ммопределяем по формуле
d а2 = d2 + 2 × m × (1 + Х), (49)
d а2 = 224 + 2 ×7 × (1 + 0) = 238 мм
Наибольший диаметр червячногоколеса d АМ, ммопределяем по формуле
d АМ ≤ d а2 + 6 ×m / (Z1 + 2), (50)
d АМ ≤ 238 + 6 ×7/ (2 + 2) = 248,5 мм
Диаметр впадин зубьев червячногоколеса d F2,мм определяем по формуле
d F2 = d2 — 2 × m × (1,2 — Х), (51)
d F2 = 224 — 2 × 7 ×(1,2 — 0) = 207,2 мм
Ширину венца червячного колеса b2, мм, при Z1 =2,определяем по формуле/>
b2= 0,355 × аW,(52)
b2= 0,355 × 140 = 49,7 мм
Принимаем b2= 48 мм
Радиусы закруглений зубьев червячногоколеса Rа и RF,мм определяем по формулам
Rа= 0,5 × d1 — m, (53)
Rа= 0,5 × 56 — 7 = 21 мм
RF= 0,5 × d1 + 1,2 ×m
RF = 0,5 × 56 +1,2 × 7 = 36,4 мм (54)
Условный угол обхвата червякавенцом колеса определяем по формуле
sin σ = b2/ (d а1 — 0,5 × m), (55)
sin σ = 48/ (70-0,5 × 7) = 0,721805
Угол σ = 46o12, 2 × σ = 92 o24/
Коэффициент полезного действиячервячной передачи ŋ, определяем по формуле
ŋ = tgY/tg (Y +φ), (56)
где φ — угол трениязависящий от скорости скольжения.
Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле
Vs =Uф×ω2 × d1 / (2 × cos y × 10 3), (57)
Vs = 16 × 9,39 × 56/ (2 ×cos (14 o03 /) × 1000)= 4,34 м/с
По таб.4.9 c74 [1] выбипаем φ = 1 o50 /.
Тогда по формуле (56)
ŋ = tg(14 o 03 /)/ tg (14 o 03 /+ 1 o 50 /) = 0,9
Проверим контактные напряжения зубьевколеса
σ H =340 × />
гдеК — коэффициентнагрузки, зависящий от окружной скорости, К = 1
Окружную силу на колесе Ft2, кН определяем по формуле
Ft2= 2 × T2× 10 3/d2, (59)
Ft2= 2 × 231,16 × 1000/224 = 2,0639 кН
Окружную скорость червячногоколеса Vs, м/с определяем по формуле
Vs= ω2 × d2/ (2 ×10 3), (60)
Vs = 9,39 × 224/2× 10 3 = 1,05 м/с
Найденные значения подставляем вформулу (58)
σ H =340 × />=137,91 Н/мм 2
Недогруз 100% × ([σ] H — σH) / [σ] H
100% × (151 — 137,9) / 151 = 8,67%
Проверим напряжения изгибазубьев колеса
σ F=0,7 ×YF× Ft2× K/ (b2 × m)
где YF — коэффициент формы зуба колеса, определяемый по таб.4.10 [1] в зависимости от эквивалентногочисла зубьев.
Эквивалентное число зубьев Zυ 2, определяем по формуле
Zυ2 = Z2/ (cos y) 3,(62)
Zυ2 = 32/ cos 3(14 o 03 /)= 35,05
Тогда YF= 1,64.
Подставляем найденные значения вформулу (61)
σ F =0,7 × 1,64× 2063,9 ×1/ (48 × 7) = 7,05 Н/мм 2
При проверке на прочностьполучаем σ H
Таблица 3 — Параметры червячнойпередачи
Межосевое расстояние аW= 140 мм Модуль m = 7 мм Червяк Колесо Параметр Знач. Параметр Знач.
Делительный диаметр d1, мм 56
Делительный диаметр d2, мм 224
Начальный диаметр d W 1,, мм 56
Диаметр вершин зубьев d а2, мм 238
Диаметр вершин витков d а1, мм 70
Наибольший диаметр колеса d АМ, мм 248,5
Диаметр впадин витков d F1, мм 39,2
Диаметр впадин зубьев d F2, мм 207,2 Делительный угол подъема линии витков Y
14 o 03 /
Ширина венца при b2, мм 48
Длина нарезаемой части червяка b1, мм 84
Радиусы закруглений зубьев Rа, мм
RF, мм
21
36,4 КПД червячной передачи η 0,9 Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2× σ
92 o28 /
Контактные напряжения зубьев колеса σ H, Н/мм 2 137,91
Напряжения изгиба зубьев колеса σ F, Н/мм 2 7,05 5. Расчет открытой косозубойзубчатой передачи
Проектный расчет
Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле
аW ≥ Ка ×(U + 1) × />, (63)
где Ка — вспомогательныйкоэффициент для косозубых передач, Ка = 43;
ψа — коэффициентширины венца колеса, при консольном расположении колеса ψа = 0,2……0,25
принимаем ψа =0,25;
U — передаточноечисло, U2 = 2,5;
Т — вращающий момент на валуведущей звездочки, Т3 =543,51 Н м;
[σ]H — среднее допускаемое контактное напряжение,[σ] H = 456,8Н/мм 2;
КHb — коэффициентнеравномерности нагрузки по длине, КHb = 1,05.
аW ≥ 43 ×(2,5 + 1) ×/> = 174,65 мм
Округляем расчетное межосевоерасстояние до стандартного аW = 180 мм.
Модуль зацепления m, мм определяем по формуле
m ≥ 2 × Km × T3 × 10 3/ (d2× b2× [σ]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= ψа × аW, (66)
b2= 0,25 × 180 = 50,4 мм
Подставляем найденные значения вформулу (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 βмин,о определяем по формуле
βмин = arcsin (3,5 × m / b2), (67)
βмин = arcsin (3,5 × 3/50,4)= arcsin (0, 20833) = 12 о02 /
Числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2: определяемпо 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
ZS = 2 × аW × cos βмин / m, (69)
ZS = 2 × 180 ×0,9781/3 = 117,37
Принимаем ZS = 117
Уточненный угол β, оопределяем по формуле
β = arcos(ZS × m /2 × aW), (70)
β = arcos(117 × 3/2 × 180) = 12 о 51 /
Фактическое передаточное число Uф и его отклонения от заданного ΔU определяем по формулам
Uф= Z2/ Z1,(71), Uф = 84/33 =2,55
ΔU = (Uф -U)× 100% / U £ 4%, (72)
ΔU = (2,55 — 2,5) ×100% / 2,5 = 1,82% £ 4%
Фактическое межосевое расстояниеаW, мм определяем по формуле
аW = (Z1 + Z2) ×m/ (2 × cos β), (73)
аW = (33 + 84) × 3/(2 × 0,9781) = 180 мм
Делительный диаметр шестерни d1, мм определяем по формуле
d1= m × Z1/cos β, (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/cosβ, (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 =ψа × аW, (81)
b2 =0,25 × 180 = 50,4 мм
Принимаем b2= 50 мм.
Проверочный расчет
Проверим контактные напряжениязубьев колеса
σ H =376 × /> £ [σ] H,(82)
гдеКHa — коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями пографику рис.4.2 с.63 [1], КHa = 1,1;
КHu — коэффициент динамической нагрузки,зависящий от окружной скорости и степени точности по таб.4.3 с.62 [1], КHu =1,1;
КHb — степень точностизубчатой передачи, в зависимости от окружной скорости.
Окружную скорость Vs, м/с определяем по формуле
Vs= ω2 × d2/ (2 ×10 3), (83)
Vs = 3,75 × 258,5/2 × 10 3 = 0,48 м/с
Тогда по т.4.2 [1] — 9 КHb= 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 вформулу (82)
σ H =376 × />= 434,06 Н/мм 2
σ H =434,06 Н/мм 2
Недогруз 100% × ([σ] H — σ H) / [σ] H
100% × (456,8 — 434,06) / 456,8 = 4,98%
Проверим напряжения изгибазубьев колеса
σ F2 = YF2× Yb × Ft2× KFa × КFb × КFu/ (b2× m)
σ F1 = σ F2 × YF1/YF2
где KFa — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями для степени
точности 9 с.63 [1], KFa= 1,1;
КFb — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба, КFb = 1,05;
КFu — коэффициент динамическойнагрузки, зависящий от окружной скорости и степени
точности по таб.4.3 с.62 [1], КFu= 1,01;
YF1и YF2 — коэффициенты формызуба колеса определяемый по таб.4.4 с.64 [1] в
зависимости от эквивалентногочисла зубьев
Zυ1 = Z1/ (cosβ) 2, (87)
Zυ1 = 33/0,9781 2 = 34,71
Zυ2 = Z2/ (cosβ) 3, (88)
Zυ2 = 84/0,9781 3 = 90,6
Тогда по таб.4.4 с.64 [1] YF1 =3,75 и YF2=3,60.
Коэффициент учитывающий наклонзуба Yb,определяем по формуле
Yb = 1- β о/140, (89)
Yb =1 — 12 о51 // 140 = 0,91
Тогда по формуле (85) и (86)
σ F2 = 3,6 × 0,91 ×4205,73 × 1,1 × 1,05 ×1,01/ (50 × 3) = 103,59 Н/мм 2
σ F1 = 103,59× 3,75/ 3,6 = 107,91 Н/мм 2
При проверке на прочностьопределили 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 иколеса определяем по формулам
Условие пригодности Dпред > Dзаг,Sпред > Sзаг
Dзаг1= dа1 + 6, (91)
Dзаг1=107,5 + 6 =113,5 мм
Dзаг2= dа2 = 264,5 мм — без ограничений
Sпред= 80 мм > Sзаг = b2+ 4 = 54 мм
Составим таблицу
Таблица 4 — Параметры косозубой открытойпередачиОткрытая косозубая передача Параметр Значение Шестерня Колесо
Межосевое расстояние, аW (мм) 180 Модуль зацепления, m (мм) 3
Угол наклона зубьев, βо
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 валовредуктора
Силы в зацеплении закрытойчервячной передачи.
Окружную силу Ft1и Ft2, кН определяем по формуле
Ft1= 2 × T1× 103/d1, (92)
Ft1 =2 × 14,59× 103/56 = 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, кНопределяем по формуле
Fr1= Fr2 = Ft2 × tg α, (94), Fr1 = Fr2 = 2,06 × 0,3639 = 0,75 кН
Осевую силу Fа1и Fа2, Н определяем по формуле
Fа1= Ft2 = 2,06 Н
Fа2= Ft1 = 0,521 Н
Силы в зацеплении открытой зубчатойкосозубой передачи
Окружную силу Ft3и 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, кНопределяем по формуле
Fr3 =Fr4 = Ft4 × tg α /cos β, (96)
Fr3= Fr4 = 4,2 ×0,3639/0,9781 = 1,56 кН
Осевую силу Fа3и Fа4, Н определяем по формуле
Fа3= Fа4 = Ft4× tgβ, (97)
Fа3= Fа4 = 4,2 ×0,229 = 0,96 Н
Консольные нагрузки. Набыстроходном валу (червяка) от поперечных усилий муфты
Fм= 100 × />, (98)
Fм/>= 100 × /> />= 416 Н7. Разработкаэскизного проекта
Материал валов Ст 35 твердостью ≤350 НВ2, термообработка — улучшение; по таб.3.2 [1] σ в= 550Н/мм 2, σТ = 270 Н/мм 2, σ-1= 235 Н/мм 2, принимаем для вала-червяка τ-к = 10Н/мм 2, для тихоходного вала τ-к = 20 Н/мм 2
Определение геометрическихпараметров валов.
Быстроходный вал:
Диаметр вала под полумуфту d1, мм определяем по формуле
d1³ /> />, (99)
d1³ />/>= 19,39 мм
Принимаем d1= 20 мм.
Диаметр второй ступени вала подподшипник 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 = 30,12мм
Принимаем d3= 30мм.
Тихоходный вал:
Диаметр вала первой ступени d1, мм определяем по формуле
d1³ /> />, (102)
d1³ />/>= 38,66 мм
Принимаем d1=39 мм
Диаметр второй ступени вала подподшипник 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
d1³ /> />, (105)
d1³ />= 51,41 мм,
Принимаем d1= 52 мм.
Диаметр второй ступени вала подподшипник 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 деталямипередач.
Зазор между вращающимися деталямиредуктора и стенка корпуса а, мм определяем по формуле
а = />+4, (108)
где L — наибольшеерасстояние между внешними поверхностями деталей передач
а = />+4 = 11,14 мм
Принимаем а = 11 мм.
Расстояние между дном корпуса иповерхностью червяка b, мм определяем по формуле
b > 4 × а, (109)
b = 4 × 11 = 44мм8. Предварительныйвыбор подшипника
Для быстроходного вала выбираемроликоподшипник 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 приложенияопорных 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 выбираемроликоподшипник 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 опорныхреакций определяем по формуле (110)
а = 0,5 × (21 + (45 + 85) ×0,41/3) = 19,38 мм,
Для вала ведущей звездочки выбираемроликоподшипник 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 приложенияопорных реакций определяем по формуле (110)
а = 0,5 × (22 + (50 + 90) ×0,37/3) = 19,63 мм,9. Выбор муфты
Для соединения выходных концов валаэлектродвигателя и быстроходного вала редуктора, установленных на общей раме выберем:
Втулочно-пальцевую муфту 31,5-15- I.I. — 18-II.2-У3 ГОСТ21424-75, Δr = 0,2.
Радиальная жесткость упругойвтулочно-пальцевой муфты СΔr = 2140 Н.
Радиальная сила, Fм, кН вызванная радиальным смещением определенным посоотношению
Fм = СΔr × Δr, (111)
Fм = 2140×0,2 = 0,428 кН
10. Определениереакций в опорах подшипников валов
Определение опорных реакций ипостроение эпюр изгибающих моментов и поперечных сил.
Быстроходный вал. Исходныеданные: 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 Нм11. Проверочныйрасчет валов
Пределы выносливости в расчетномсечении вала (σ-1) d и (τ- 1) d, Па определяем по формуле
(σ-1) d = σ-1/ (Кσ) d, (119)
(τ — 1) d = τ — 1/ (Кτ) d, (120)
где σ-1 и τ — 1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгибаи
кручения, Па; для материала Ст20 σ-1 = 260 МПа, τ — 1 = 150,8 МПа.
Коэффициенты концентрациинормальных напряжений К σ) d и касательных напряжений (К τ) d для расчетного сечения вала определяем по формуле
(К σ) d = ( (К σ/ К d ) + К F — 1) /Ку, (121)
(К τ) d = ( (К τ/ К d ) + К F — 1) /Ку, (122)
где К σи Кτ — эффективные коэффициенты концентрации напряжения, К σ=1,55 и К τ = 1,4
Кd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечногосечения, Кd = 0,88
Ку — коэффициентвлияния 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 σ) d = ( (1,55/0,88) + 1,05 — 1) /1,25=1,45
(К τ) d = ( (1,4/ 0,82) +1,05 — 1) /1,25 = 1,4
Подставляем найденные значения вформулу (119) и (120)
(σ-1) d = 260 /1,45 = 179,31 Н/мм 2
(τ — 1) d = 150,8/1,4 =107,71 Н/мм 2
Определим нормальные икасательные напряжения в опасных сечениях вала и коэффициент запаса прочности вопасном сечении:
σ = Ммакс × 10 3/Wнетто,(123)
τ = Мк × 10 3/ 2 × Wrнетто, (124)
гдеМмакс — максимальный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм, Мк — крутящий момент, Нм
Осевой момент сопротивлениясечения вала Wнетто, мм 3определяем по формуле
Wнетто= 0,2 × D 3, (125)
Общий коэффициент запасапрочности в опасном сечении S, определяем по формуле
S = />/> ≥[S] = 1,6……2, (126)
Коэффициент запаса прочности понормальным и касательным напряжениям Sσи S τ определяем по формуле
Sσ= σ-1/σ, (127)
S τ= τ — 1/τ (128)
Быстроходный вал:
Ммакс = 58,9 Нм, Мк= 14,59 Нм, минимальный диаметр вала D= 20 мм
Подставляем значения в формулу (123)и (124)
σ = 58,9 × 10 3/0,2 × 20 3= 36,81 Н/мм2
τ = 14,59 × 10 3/ 2 × 0,1 ×20 3= 9,11 Н/мм 2
Найденные значения подставляем вформулу (127) и (128)
Sσ= 179,31 /36,81 = 4,87
S τ= 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)
σ = 490 × 10 3/0,2 × 39 3= 41,3 Н/мм2
τ = 444,31 × 10 3/ 2 × 0,1 ×39 3= 37,45 Н/мм 2
Найденные значения подставляем вформулу (127) и (128)
Sσ= 179,31 /41,3 = 4,34
S τ= 107,71 /37,45 = 2,87
Тогда по формуле (126)
S = />/>/>=2,4 ≥ [S] =212. Проверочныйрасчет подшипников
Быстроходный вал:
роликоподшипник коническийоднорядный № 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 ω1 = 150,2 с — 1
Подшипники устанавливаем посхеме «враспор».
Осевые составляющие радиальныхреакций 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 максимальнуюэквивалентную нагрузку RЕ, кН определяем поформуле
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 подшипникаСr р, кН для опоры А определяем по формуле
Сrр = RЕ2 ×/>, (132) />
Сrр = 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
Сrр1 = 5,29 × /> /> = 38,14 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 ω2 = 9,39 мин — 1
Подшипники устанавливаем посхеме «враспор».
Осевые составляющие радиальныхреакций 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
Следовательно максимальнуюэквивалентную нагрузку RЕ, кН определяем поформуле
RЕ1= V × Rс × Кг × Кт, (135)
RЕ1= 1 × 5,6 × 1,2 × 1,01= 6,8 кН
Динамическую грузоподъемностьподшипника Сr р, кН для наиболее нагруженнойопоры С определяем по формуле
Сrр2 = RЕ1 × />,(136) />
Сrр1 = 6,8 × /> /> = 21,34 кН >Сr = 35,2 кН
Подшипник пригоден13. Проверочныйрасчет шпонок
Условие прочности
σ = Ft/Асм ≤ [σ] см, (137)
где Ft- окружная сила, Н; Ft= 0,521 кН,
[σ] см — допускаемое напряжение на смятие, Н/мм 2; [σ] см =115 Н/мм 2.
Для быстроходного вала выбираемшпонку 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)
σ = 521/32,1 = 16,23 ≤[σ] см = 115 Н/мм 2
Условие выполняется.
Для тихоходного вала выбираемшпонку 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)
σ = 4,2 × 1000/50,4 = 83,33 ≤ [σ] см= 115 Н/мм 2
Условие выполняется.14. Смазываниедеталей редуктора
Смазывание червячной передачиредуктора жидким маслом картерным непроточным способом.
Выбор сорта масла зависит отзначения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружнойскорости колес по таб.10.29. [1] выбираем индустриальное масло без присадок И-Т-Д-220ГОСТ 17479.4-87
Для смазывания открытой зубчатойпередачи и цепной передачи применяем периодический способ вязкими маслами,которые наносят на зубья через определенные промежутки времени.
РАЗБОРКА И СБОРКА РЕДУКТОРА.
До начала ремонта редуктораследует отключить от электросети, очистить от грязи и стружки, а масло изкартера слить (выкручиваем пробку поз.17). Кроме того перед началом ремонтныхработ необходимо подготовить: слесарный инструмент, оснастку для демонтажа исъемники.
Прежде чем производить разборкуредуктора необходимо рассоединить полумуфты поз. 19 эл. двигателя от редуктора.Редуктор при возможности не отсоединяем от фундамента.
Разборку начинаем с откручиванияпробки поз.4, выкручиваем винты поз. 20, убираем шайбы поз.25 и снимаем крышкупоз.6. Затем откручиваем болты поз. 19 с крышек поз.8 и 10, снимаем крышкуглухую поз.8 и крышку 10. Далее выкручиваем остальные болты поз. 19 с крышекпоз.5, 15,7. Снимаем крышку глухую поз.5, крышку поз.15 и крышки поз.7. Демонтируемвал поз.14 с колесом червячным поз.1 и подшипниками 7209А поз.24 вместе счервяком поз.2 с подшипниками 7208А поз.23 постепенно (т.е. прокручиваем червяки 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 демонтируемподшипники поз.23 и шпонку поз.27.
С вала поз.14 демонтируемподшипники поз.24, втулку поз.16, червячное колесо поз.1 и шпонки поз.28 и 29.
Вал, подшипники, червяк ичервячное колесо очищают, промывают. вытирают на сухо и проверяют их тех. состояниепри необходимости их заменяют на новые, а если они ремонтопригодные, то ихремонтируют. Шпонки заменяют на новые. Манжеты поз.21 и 22 в крышках поз 10 и15 заменяют на новые. Корпус поз.3 очищают, промывают и вытирают на сухо.
Подшипники, червячное колесодемонтируют специальными предусмотренными приспособлениями (съемниками).
Снятые узлы и крупные деталихраним на деревянных подкладках, в специально отведенных местах. Крепежныемелкие детали необходимо хранить на специальных стеллажах.
Редуктор собирают по схемеразборки, устанавливая необходимые зазоры в зубчатом зацеплении, в подшипникахи т.д.
Список литературы
1. Анурьев П.Ф. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3т.6-еизд. — 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. Пособиедля техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.: ил.