Привод к лебедке
Выбор двигателя, кинематический расчет привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой червячной и открытой косозубой зубчатой передач. Разработка эскизного проекта. Проверочный расчет валов, подшипников и шпонок.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 15.11.2010 |
| Размер файла | 276,8 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
44
Содержание
- Введение
- 1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
- 2. Кинематический и силовой расчет привода
- 3. Выбор материалов и определение допускаемых 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. Кинематический расчет 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 рабочей машины: Р = 2,0 кВт.
Частота вращения барабана nр = 36 мин - 1
Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ?, определяем по формуле
? = ?м ?ц ?з ?ч ?4nк, (2)
где КПД составляющих определим по т.2.2 с 40 [1]
?м - КПД муфты, ?м = 0,98;
?ц - КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи, ?з = 0,95;
?ч - КПД червячной передачи, ?ч = 0,85;
?nк - КПД одной пары подшипников качения, ?nк = 0,99.
? = 0,98 0,95 0,85 0,99 4 = 0,7678
Требуемую мощность двигателя Рдв, кВт определяем по формуле
Рдв = Рпр/ ?, (3)
Рдв = 2,0/ 0,7678 = 2,605 кВт
Выбираем электродвигатель при условие Рном ? 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 привода Uобщ, 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 вращения барабана nрфакт, мин - 1 определяем 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% < 4%
2. Кинематический и силовой расчет привода
Определяем мощность двигателя на всех валах привода: на быстроходном Р1, кВт; на тихоходном Р2, кВт; на валу ведущего барабана Р3, кВт по формулам
Р1 = Рдв ?м ?nк, (6)
Р1 = 2,605 0,98 0,99 = 2, 192 кВт
Р2 = Р1 ?ч ?nк, (7)
Р2 = 2, 192 0,85 0,99 = 2,17 кВт
Р3 = Р2 ?к ?nк, (8)
Р3= 2,17 0,95 0,99 = 2,04 кВт
Определяем частоту вращения на валах привода: на быстроходном n1, мин - 1; на тихоходном n2, мин - 1; на валу ведущего барабана n3, мин - 1 по 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 на валах привода: на валу двигателя щпом, с - 1; на быстроходном щ1, с - 1; на тихоходном щ2, с - 1; на валу ведущего барабана щ3, с - 1 по формулам
щпом = nном/30, (11)
щпом = 3,14 1435/30 = 150,2 с - 1
щ1 = щном = 150,2 с - 1
щ2 = щ1 /U1, (12)
щ2 = 150,2/16 = 9,39 с - 1
щ3 = щ2/U2, (13)
щ3 = 9,39/ 2,5 = 3,75 с - 1
Определяем вращающий момент на валах 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/ щном, (14)
Тдв = 2,605 10 3/150,2 = 17,34 Н. м
Т1 = Р1/ щ1, (15)
Т1 = 2, 192 10 3/150,2 = 14,59 Н. м
Т2 = Р2/ щ2, (16)
Т2 = 2,17 10 3 /9,39 = 231,16 Н. м
Т3 = Р3/щ3, (17)
Т3 = 2,04 10 3/3,75 = 543,51 Н. м
Таблица 1 - Силовые и кинематические 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 , с - 1 |
150,2 |
150,2 |
9,39 |
3,75 |
||||
|
КПД, ? |
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 и определение допускаемых напряжений
Червячная передача:
Выбираем марку стали для червяка и 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 ?45 НRСЭ,, термообработка - закалка +ТВЧ по таб.3.2; для стали 40Х - твердость 45…50 НRСЭ; ув = 900 Н/мм 2, ут = 750 Н/мм 2, у-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 скорости скольжения из таб.3.5 стр.54 [1] выбираем материал для червячного колеса при Vs < 5 БрА10Ж4Н4 способ отливки - "центробежный"; у в =700 Н/мм 2, у т =460 Н/мм 2.
Для материала венца червячного колеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [у] H и [у] F изгибные напряжения. При твердости витков червяка ? 350 НВ, термообработка - улучшение:
[у] H = 250 - 25 Vs, (19)
[у] H = 250 - 25 3,96 = 151 Н/мм 2,
т.к. червяк находится в масляной ванне то не уменьшаем.
Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле
К FL = , (20)
Наработку колес N, циклов, определяем по формуле
N = 573 щ2 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
[у] F = (0,08 ув + 0,25 ут) К FL, (22)
[у] F = (0,08 700 + 0,25 460) 0,655 = 112 Н/мм 2
Открытая косозубая зубчатая передача:
Для шестерни и колеса выбираем марку стали и определяем ее механические характеристики по таб.2.1 [2]:
Шестерня - сталь 40 Х с твердостью ? 350 НВ1, термообработка - улучшение; по таб.3.2 для стали 40Х - твердость 235. .262 НВ, у в = 900 Н/мм 2, у т = 750 Н/мм 2, у - 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, у в = 680 Н/мм 2, у т = 440Н/мм 2, у - 1 = 285 Н/мм 2, D пред = 315 мм, Sпред = 200мм.
Среднюю твердость зубьев шестерни 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 < 50
Для материала зубчатой шестерни и колеса определяем допускаемые контактные [у] H и [у] F изгибные напряжения
Коэффициент долговечности КHL, определяем по формуле
КHL = , (23)
Наработку шестерни N1, циклов, определяем по формуле
N1 = 573 щ2 Lh, (24)
N1 = 573 9,39 8409,6 = 45,24 10 6 циклов
Наработку колеса N2, циклов, определяем по формуле
N2 = 573 щ3 Lh, (25)
N2 = 573 3,75 8409,6 = 18,07 10 6 циклов.
Число циклов перемены напряжений NНО, 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 < NНО1, N2 > NНО2, то коэффициент долговечности принимаем
КHL2 = 1,КHL1 = , (26)
КHL1 = = 1,07
По таб.3.1 определяем допускаемые контактные напряжения [у] HО, соответствующее числу циклов перемены напряжений NНО.
Для шестерни
[у] HО1 = 1,8НВ1 + 67, (27)
[у] HО1 = 1,8 248,5 + 67 = 514,3 H/мм 2
Для колеса
[у] HО2 = 1,8НВ2 + 67, (28)
[у] HО2 = 1,8 221 + 67 = 464,8 Н/мм 2
Допускаемое контактное напряжение определяем по формулам
[у] H1 = [у] HО1 К нL1, (29)
[у] H1 = 514,3 1,07 = 550,3 Н/мм 2
[у] H2 = [у] HО2 К нL2, (30)
[у] H2 = 464,8 1 = 464,8 Н/мм 2
[у] H = 0,45 ([у] H1 + [у] H2), (31)
[у] H = 0,45 (550,3 + 464,8) = 456,8 Н/мм 2
[у] H = 456,8 Н/мм 2 < 1,23 [у] H2 = 571,7 Н/мм 2, условие выполняется.
Коэффициент долговечности К FL, определяем по формуле
К FL = , (32)
где NFО = 4 10 6 < N1 и N2,, следовательно К FL1 = К FL2 = 1
По таб.3.1 определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений NFО.
Для шестерни
[у] FО1 = 1,03 HB1ср, (33)
[у] FО1 = 1,03 248,5 = 256 Н/мм 2 предполагая что m<3 мм,
Для колеса
[у] FО2 = 1,03 НВ2ср, (34)
[у] FО2 = 1,03 221 = 227,63 Н/мм 2
так как передача реверсивная уменьшаем на 25%
[у] F2 = 227,63 0,75 = 170,75 Н/мм 2
[у] F1 =256 0,75 = 192 Н/мм 2
Составляем таблицу
Таблица 2 - Механические характеристики материалов передач редуктора
|
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред Sпред |
Термооб работка |
НRCэ НВ ср |
у В |
у - 1 |
у Т |
[у] H |
[у] 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 закрытой червячной передачи
Межосевое расстояние аW, мм определяем по формуле
аW = 61 , (35)
где Т2 - вращающий момент 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 инструмента х, 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 ДUф = 100% (Uф - U) / U = 0% < 4%
Фактическое межосевое расстояние аWф, 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 по формуле
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 линии витков червяка Y, o определяем 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 червячного колеса d2, мм определяем по формуле
d2 = d W 2 = m Z2, (48)
d2 = d W 2 = 7 32 = 224 мм
Диаметр вершин зубьев червячного колеса d а2, мм определяем по формуле
d а2 = d2 + 2 m (1 + Х), (49)
d а2 = 224 + 2 7 (1 + 0) = 238 мм
Наибольший диаметр червячного колеса d АМ, мм определяем по формуле
d АМ ? d а2 + 6 m / (Z1 + 2), (50)
d АМ ? 238 + 6 7/ (2 + 2) = 248,5 мм
Диаметр впадин зубьев червячного колеса 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 червячного колеса 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 червяка венцом колеса определяем по формуле
sin у = b2/ (d а1 - 0,5 m), (55)
sin у = 48/ (70-0,5 7) = 0,721805
Угол у = 46 o 12, 2 у = 92 o24/< 120 о
Коэффициент полезного действия червячной передачи ?, определяем по формуле
? = tgY/ tg (Y + ц), (56)
где ц - угол трения зависящий от скорости скольжения.
Скорость скольжения Vs, м/с определяем по формуле
Vs = Uф щ2 d1 / (2 cos y 10 3), (57)
Vs = 16 9,39 56/ (2 cos (14 o 03 /) 1000) = 4,34 м/с
По таб.4.9 c 74 [1] выбипаем ц = 1 o50 /.
Тогда по формуле (56)
? = tg (14 o 03 /) / tg (14 o 03 /+ 1 o 50 /) = 0,9
Проверим контактные напряжения зубьев колеса
у H = 340 < [у] H, (58)
где К - коэффициент нагрузки, 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 червячного колеса Vs, м/с определяем по формуле
Vs = щ2 d2/ (2 10 3), (60)
Vs = 9,39 224/2 10 3 = 1,05 м/с < 3 м/с
Найденные значения подставляем в формулу (58)
у H = 340 = 137,91 Н/мм 2 < [у] H = 151 Н/мм 2
Недогруз 100% ([у] H - у H) / [у] H
100% (151 - 137,9) / 151 = 8,67% < 15% условие выполняется.
Проверим напряжения изгиба зубьев колеса
у F = 0,7 YF Ft 2 K/ (b2 m) < [у] F, (61)
где YF - коэффициент формы зуба колеса, определяемый по таб.4.10 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.
Эквивалентное число зубьев Zх 2, определяем по формуле
Zх 2 = Z2/ (cos y) 3, (62)
Zх 2 = 32/ cos 3 (14 o 03 /) = 35,05
Тогда YF = 1,64.
Подставляем найденные значения в формулу (61)
у F = 0,7 1,64 2063,9 1/ (48 7) = 7,05 Н/мм 2 < [у] F = 112 Н/мм 2
При проверке на прочность получаем у H < [у] H, у F < [у] F, следовательно, рассчитанная червячная передача соответствует рабочим нагрузкам.
Таблица 3 - Параметры червячной передачи
|
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 з |
0,9 |
Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2 у |
92 o28 / |
|
|
Контактные напряжения зубьев колеса у H, Н/мм 2 |
137,91 |
Напряжения изгиба зубьев колеса у F, Н/мм 2 |
7,05 |
5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи
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.
Подобные документы
Кинематический расчет привода. Определение вращающих моментов вращения валов. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе. Расчет валов и подшипников. Подбор посадок с натягом.
курсовая работа [4,3 M], добавлен 09.03.2009Силовой и кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой с цилиндрическими косозубыми колёсами и открытой ременной передач. Выбор смазочных материалов для передач и подшипников. Обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 14.04.2012Кинематическая схема и расчет привода. Выбор оптимального типа двигателя. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора. Конструктивная компоновка привода.
курсовая работа [379,5 K], добавлен 04.04.2009Кинематический расчет привода электродвигателя. Расчет цепной и зубчатой передач, их достоинства. Выбор и расчет муфты: определение смятия упругого элемента и пальцев муфты на изгиб. Конструирование рамы привода, крепления редуктора к ней. Расчет шпонок.
курсовая работа [753,8 K], добавлен 15.01.2014Кинематический расчет электропривода. Проектирование и расчет червячной передачи. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Расчет плоскоременной передачи, ведущего и ведомого валов. Обоснование выбора подшипников качения, смазки.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 21.11.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Вычисление закрытой цилиндрической передачи. Определение основных параметров зубчатого колеса и шпоночного соединения. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для подшипников.
курсовая работа [566,6 K], добавлен 04.08.2021Описание привода, зубчатой и цепной передачи поворотного механизма экскаватора. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений для шестерни и колес. Расчет закрытой быстроходной цилиндрической косозубой передачи. Эскизная компоновка редуктора.
дипломная работа [3,3 M], добавлен 06.08.2013Выбор электродвигателя механического привода и проведение расчетно-конструкционной работы. Технические данные асинхронных двигателей. Значение коэффициентов для расчета ременной передачи. Выбор материалов и допускаемых напряжений для зубчатых колес.
курсовая работа [133,9 K], добавлен 12.03.2009Расчет электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Проверка зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба. Выбор и проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Оценка жесткости червяка. Смазка редуктора.
курсовая работа [754,7 K], добавлен 03.03.2013Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням. Расчет прямозубой цилиндрической передачи. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 22.07.2015
