Привод к лебедке

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 L_t= 5 лет

Коэффициенты использования К_сут = 0,9; К_год = 0,8.

Рис.1 - Привод к лебедке.

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Срок службы привода (ресурс) L_h, час, определяем по формуле

L_h= 365 ∙ L_r∙ K_r ∙ t_c ∙ L_c ∙ K_c, (1)

где L_r - срок службы привода, L_r = 4 лет;

K_{Г -} коэффициент годового использования, K_Г = 0,8;

t_{С -} продолжительность смены, t_С = 8 ч;

L_С - число смен, L_С =1;

К_c - коэффициент сменного использования, К_c= 0,9.

Режим работы: Реверсивный.

L_h= 365 × 4 × 0,8 × 8 × 0,9 = 8409,6 часов.

Требуемая мощность рабочей машины: Р = 2,0 кВт.

Частота вращения барабана n_р = 36 мин - ¹

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ŋ, определяем по формуле

ŋ = ŋ_м × ŋ_ц× ŋ_з × ŋ_ч × ŋ⁴_nк, (2)

где КПД составляющих определим по т.2.2 с 40 [1]

ŋ_м - КПД муфты, ŋ_м = 0,98;

ŋ_ц - КПД открытой цилиндрической зубчатой передачи, ŋ_з = 0,95;

ŋ_ч - КПД червячной передачи, ŋ_ч = 0,85;

ŋ_nк - КПД одной пары подшипников качения, ŋ_nк = 0,99.

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

Требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт определяем по формуле

Р_дв = Р_пр/ ŋ, (3)

Р_дв = 2,0/ 0,7678 = 2,605 кВт

Выбираем электродвигатель при условие Р_ном ≥ Р_дв из таб. К9 стр.384 [1]

3,0 кВт > 2,605 кВт

4 АМ100S4Y 3 n_ном = 1435 мин - ¹; Р_ном = 3,0 кВт

Общее передаточное число привода U_общ, определяем по формуле

U_общ = n_ном/n_рм, ₍4)

U_общ = 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 U_черв = 16; U_зуб = 2,5; U_обш=40.

Фактическую частоту вращения барабана n_рфакт, мин - ¹ определяем по формуле

n_рфакт = n_ном/ U_обш, (5)

n_рфакт = 1435/40= 35,875 мин - ¹

отклонение 100% × (n_рм - n_рфакт) / n_рм = 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 = Р_дв × ŋ_м × ŋ_nк, (6)

Р₁ = 2,605 × 0,98 × 0,99 = 2, 192 кВт

Р₂ = Р₁ × ŋ_ч× ŋ_nк, (7)

Р₂ = 2, 192 × 0,85 × 0,99 = 2,17 кВт

Р₃ = Р₂× ŋ_к × ŋ_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 = n_ном= 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 ω_пом, с - ^1; на быстроходном ω₁, с - ¹; на тихоходном ω₂, с - ¹; на валу ведущего барабана ω₃, с - ¹ по формулам

ω_пом = pn_ном/30, (11)

ω_пом = 3,14 × 1435/30 = 150,2 с - ¹

ω₁ = ω_ном = 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 на валах привода: на валу двигателя Т_дв, Н. м; на быстроходном Т₁, Н. м; на тихоходном Т₂, Н. м; на валу ведущего барабана Т₃, Н. м по формулам

Т_дв = Р_дв/ ω_ном, (14)

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

Т₁ = Р₁/ ω_1, (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 = Р_3/ω₃, (17)

Т₃ = 2,04 × 10 ^3/3,75 = 543,51 Н^. м

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

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 НRС_Э,, термообработка - закалка +ТВЧ по таб.3.2; для стали 40Х - твердость 45…50 НRС_Э; σ_в = 900 Н/мм ², σ_т = 750 Н/мм ², σ_-1 = 410 Н/мм ²; D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм.

Скорость скольжения V_s, м/с определяем по формуле

V_s= , (18)

V_s= (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 V_s< 5 БрА10Ж4Н4 способ отливки - "центробежный"; σ _в =700 Н/мм ², σ _т =460 Н/мм ².

Для материала венца червячного колеса по таб.3.6 [1] определяем допускаемые контактные [σ] _H и [σ] _Fизгибные напряжения. При твердости витков червяка ≤ 350 НВ, термообработка - улучшение:

[σ] _H= 250 - 25 ×V_s, (19)

[σ] _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 × ω₂ ×L_h, (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 × σ_в + 0,25 × σ_т)× К _FL, (22)

[σ] _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, σ _в = 900 Н/мм ², σ _т = 750 Н/мм ², σ - ₁ = 410 Н/мм ^2,D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм.

Колесо - сталь 45Л с твердостью ≤ 350 НВ_2, 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, S_пред = 200мм.

Среднюю твердость зубьев шестерни НВ_1ср и колеса НВ_2ср определяем по формулам

НВ_1ср = (235+262) /2 = 248,5,НВ_2ср = (207+235) /2 = 221,НВ_1ср - НВ_2ср = 248,5-221 = 27,5 < 50

Для материала зубчатой шестерни и колеса определяем допускаемые контактные [σ] _H и [σ] _Fизгибные напряжения

Коэффициент долговечности К_HL, определяем по формуле

К_HL= , (23)

Наработку шестерни N₁, циклов, определяем по формуле

N₁ = 573 × ω₂ ×L_h, (24)

N₁ = 573 × 9,39 × 8409,6 = 45,24 × 10 ⁶ циклов

Наработку колеса N₂, циклов, определяем по формуле

N₂ = 573 × ω₃ ×L_h, (25)

N₂ = 573 × 3,75 × 8409,6 = 18,07 × 10 ⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_НО, соответствующие пределу выносливости, находим по таб.3.3 с.51 [2] N_НО1 = 69,5 × 10 ⁶ циклов, N_НО2 = 17 × 10 ⁶ циклов.

Так как N₁ < N_НО1,N₂ > N_НО2, то коэффициент долговечности принимаем

К_HL2 = 1,К_HL1 = , (26)

К_HL1 = = 1,07

По таб.3.1 определяем допускаемые контактные напряжения [σ] _HО, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_НО.

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 контактное напряжение определяем по формулам

[σ] _H1 = [σ] _HО1 × К н_L1, (29)

[σ] _H1 = 514,3 × 1,07 = 550,3 Н/мм ²

[σ] _H2 = [σ] _HО2 × К н_L2, (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 < 1,23 [σ] _H2 = 571,7 Н/мм ², условие выполняется.

Коэффициент долговечности К _FL, определяем по формуле

К _FL= , (32)

где N_FО = 4 ×10 ⁶ < N₁ и N₂,_, следовательноК _FL1 = К _FL2 = 1

По таб.3.1 определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу перемены напряжений N_FО.

Для шестерни

[σ] _FО1 = 1,03 ×HB_1ср, (33)

[σ] _FО1 = 1,03 × 248,5 = 256 Н/мм ² предполагая что m<3 мм,

Для колеса

[σ] _FО2 = 1,03 × НВ_2ср, (34)

[σ] _FО2 = 1,03 × 221 = 227,63 Н/мм ²

так как передача реверсивная уменьшаем 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 - Механические характеристики материалов передач редуктора

4. Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W= 61 ×, (35)

где Т₂ - вращающий момент на валу червячного колеса, Т₂ = 231,16 Нм

а_W= 61 ×= 132,029 мм

Принимаем по ГОСТ а_W= 140 мм

Число витков червяка при U_ч = 16 (стр.21 [2]) принимаем Z= 2.

Число зубьев червячного колеса Z₂, определяем по формуле

Z₂ = Z₁ ×U_ч, (36)

Z₂ = 2 × 16 = 32

Принимаем Z₂ = 32

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

m= (1,4…1,7) × а_{W /} 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 × а_W/m) - Z₂, (38)

q= (2 × 140/7) - 32 = 8

Принимаем q= 8

Коэффициент смещения инструмента х, определяем по формуле

Х = (а_W/ m) - 0,5 × (q + Z₂), (39)

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

Фактическое передаточное число U_ф, определяем по формуле

U_ф = Z_2/Z_1,U_ф = 32/2 = 16 (40)

Отклонение ΔU_ф = 100% (U_ф - U) / U= 0% < 4%

Фактическое межосевое расстояние а_Wф, мм определяем по формуле

а_Wф = 0,5 ×m× (q + Z₂ + 2 × Х), (41)

а_Wф = 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 d_W1, мм определяем по формуле

d_W1 = m× (q+ 2 × Х), (43)

d_W1 = 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 b_2, мм, при Z₁ =2, определяем по формуле

b₂ = 0,355 × а_W, (52)

b₂ = 0,355 × 140 = 49,7 мм

Принимаем b₂ = 48 мм

Радиусы закруглений зубьев червячного колеса R_а и R_F, мм определяем по формулам

R_а = 0,5 ×d₁ - m, (53)

R_а = 0,5 × 56 - 7 = 21 мм

R_F= 0,5 ×d₁ + 1,2 ×m

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

Условный угол обхвата червяка венцом колеса определяем по формуле

sin σ = b_2/ (d_{а1 -} 0,5×m), (55)

sin σ =48/ (70-0,5×7) = 0,721805

Угол σ = 46 ^o12, 2 ×σ = 92 ^o24/< 120 ^о

Коэффициент полезного действия червячной передачи ŋ, определяем по формуле

ŋ = tgY/ tg (Y+ φ), (56)

где φ - угол трения зависящий от скорости скольжения.

Скорость скольжения V_s, м/с определяем по формуле

V_s = U_ф× ω₂×d₁ / (2 ×cos y ×10 ³), (57)

V_s= 16 × 9,39 × 56/ (2 ×cos (14 ^o03 ^/) × 1000) = 4,34 м/с

По таб.4.9 c 74 [1] выбипаем φ = 1 ^o50 ^/.

Тогда по формуле (56)

ŋ = tg (14 ^o03 ^/) / tg (14 ^o03 ^/+ 1 ^o50 ^/) = 0,9

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

σ_H= 340 × < [σ] _H, (58)

гдеК - 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 V_s, м/с определяем по формуле

V_s = ω₂×d_2/ (2 × 10 ³), (60)

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

Найденные значения подставляем в формулу (58)

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

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

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

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

σ _F= 0,7×Y_F×F_{t 2}×K/ (b₂×m) < [σ] _F, (61)

где Y_F - коэффициент формы зуба колеса, определяемый по таб.4.10 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Эквивалентное число зубьев Z_{υ 2}, определяем по формуле

Z_{υ 2} = Z₂/ (cos y) ³, (62)

Z_{υ 2} = 32/ cos³ (14 ^o03 ^/) = 35,05

Тогда Y_F = 1,64.

Подставляем найденные значения в 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 проверке на прочность получаем σ_H< [σ] _H, σ_F< [σ] _F, следовательно, рассчитанная червячная передача соответствует рабочим нагрузкам.

Таблица 3 - Параметры червячной передачи

5. Расчет открытой косозубой зубчатой передачи

Проектный расчет

Межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W≥ К_а× (U+ 1) ×, (63)

где К_{а -} вспомогательный коэффициент для косозубых передач, К_а = 43;

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

принимаем ψ_а = 0,25;

U - передаточное число, U₂ = 2,5;

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

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

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

а_W≥ 43 × (2,5 + 1) × = 174,65 мм

Округляем расчетное межосевое расстояние до стандартного а_W= 180 мм.

Модуль зацепления m, мм определяем по формуле

m ≥ 2 ×K_m×T₃× 10 ³/ (d₂×b₂× [σ] _F), (64)

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

Делительный диаметр колеса d₂, мм определяем по формуле

d₂ = 2 × а_W×U₁ / (U₁ + 1), (65)

d₂ = 2 ×180 × 2,5/ (2,5 + 1) = 257,14 мм

Ширину венца b₂, мм определяем по формуле

b₂ = ψ_а× а_W, (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 β_мин, ^о определяем по формуле

β_мин = arcsin (3,5 ×m / b₂), (67)

β_мин = arcsin (3,5 × 3/50,4) = arcsin (0, 20833) = 12 ^о02 ^/

Числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2: определяем по формулам

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

Принимаем Z₁ = 33

Z₂ = Z - Z_1,Z₂ = 117 - 33 = 84

Суммарное число зубьев Z определяем по формуле

Z_S = 2 × а_W × cos β_мин / m, (69)

Z_S = 2 × 180 × 0,9781/3 = 117,37

Принимаем Z_S = 117

Уточненный угол β, ^о определяем по формуле

β = arcos (Z_S×m /2 ×a_W), (70)

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

Фактическое передаточное число U_ф и его отклонения от заданного ΔU определяем по формулам

U_ф = Z₂/ Z₁, (71), U_ф = 84/33 =2,55

ΔU= (U_ф -U) × 100% / U£ 4%, (72)

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

Фактическое межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W= (Z₁ + Z₂) ×m/ (2 ×cos β), (73)

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

Делительный диаметр шестерни d₁, мм определяем по формуле

d₁ = m×Z_1/cosβ, (74)

d₁ = 3 × 33/0,9781 = 101,5 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни d_а1, мм определяем по формуле

d_а1 = d₁ + 2 ×m,

d_а1 = 101,5 + 2 × 3 = 107,5 мм (75)

Диаметр впадин зубьев шестерни d_f1, мм определяем по формуле

d_f1 = d₁ - 2,4 ×m, (76)

d_f1 = 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 × Z_2/cos β, (78)

d₂ = 3 × 84/0,9781 = 258,5 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса d_а2, мм определяем по формуле

d_а2 = d₂ + 2 ×m, (79)

d_а2 = 258,5 +2 × 3 = 264,5 мм

Диаметр впадин зубьев колеса d_f2, мм определяем по формуле

d_f2 = d₂ - 2,4 ×m, (80)

d_f2 = 258,5 - 2,4 × 3 = 251,3 мм

Ширина венца колеса b₂, мм определяем по формуле

b₂ = ψ_а× а_W, (81)

b₂ = 0,25 × 180 = 50,4 мм

Принимаем b₂ = 50 мм.

Проверочный расчет

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

σ_H= 376 ×£ [σ] _H, (82)

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

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

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

Окружную скорость V_s, м/с определяем по формуле

V_s = ω₂×d_2/ (2 × 10 ³), (83)

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

Тогда по т.4.2 [1] - 9 К_Hb = 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)

σ_H= 376 ×= 434,06 Н/мм ²

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

Недогруз 100% × (_[σ] _H - σ _H) / [σ] _H

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

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

σ_F2 = Y_F2×Y_b×Ft ₂×K_Fa× К_Fb× К_Fu/ (b₂×m) < [σ] _F2, (85)

σ_F1 = σ_F2 ×Y_F1/Y_F2 < [σ] _F1, (86)

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

точности 9 с.63 [1], K_Fa = 1,1;

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

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

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

Y_F1 и Y_{F2 -} коэффициенты формы зуба колеса определяемый по таб.4.4 с.64 [1] в

зависимости от эквивалентного числа зубьев

Z_{υ 1} = Z₁/ (cos β) ², (87)

Z_{υ 1} = 33/0,9781 ² = 34,71

Z_{υ 2} = Z₂/ (cos β) ^3, (88)

Z_{υ 2} = 84/0,9781 ³ = 90,6

Тогда по таб.4.4 с.64 [1] Y_F1 =3,75 и Y_F2 =3,60.

Коэффициент учитывающий наклон зуба Y_b, определяем по формуле

Y_b= 1 - β ^о/140, (89)

Y_b= 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] _F= 170,75 Н/мм ²

σ_F1 = 103,59× 3,75/ 3,6 = 107,91 Н/мм ² < [σ] _F1 =192 Н/мм ²

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

Межосевое расстояние а_W, мм определяем по формуле

а_W= (d₁ + d₂) / 2, (90)

а_W= (101,5 + 258,5) /2 = 180 мм

Пригодность заготовок шестерни и колеса определяем по формулам

Условие пригодности D_пред > D_заг,S_пред > S_заг

D_заг1 = d_а1 + 6, (91)

D_заг1 =107,5 + 6 =113,5 мм < 125 мм - пригодно

D_заг2 = d_а2 = 264,5 мм - без ограничений

S_пред = 80 мм > S_заг = b₂ + 4 = 54 мм

Составим таблицу

Таблица 4 - Параметры косозубой открытой передачи

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 α, (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 α /cos β, (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 β, (97)

Fа₃ = Fа₄ = 4,2 × 0,229 = 0,96 Н

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

F_м = 100 ×, (98)

F_м= 100 ×= 416 Н

7. Разработка эскизного проекта

Материал валов Ст 35 твердостью ≤ 350 НВ_2, термообработка - улучшение; по таб.3.2 [1] σ _в = 550Н/мм ², σ_Т = 270 Н/мм ², σ_-1 = 235 Н/мм ^{2, п}ринимаем для вала-червяка τ_-к = 10 Н/мм ^2, для тихоходного вала τ_-к = 20 Н/мм ²

Определение геометрических параметров 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 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 < d_f

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 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

d₁³, (105)

d₁³= 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

d_п = 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+ d_п) × е/3), (110)

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

Для тихоходного вала выбираем роликоподшипник конический однорядный № 7209

d_п = 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

d_п = 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, Δr= 0,2.

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

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

Fм = С_Δr× Δr, (111)

Fм = 2140×0,2 = 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; К_НL1 =100 мм; L₂ = 80, мм; L₃ = 80 мм; d₁ = 56 мм.

∑F_x= 0; R_аx+ R_вx + Ft₁ + Fм = 0, (112)

∑F_y= 0; R_аy+ R_вy - Fr₁ = 0, (113)

∑F_z = 0; F_а1 - R_аz= 0,∑M_дx= 0; R_аy× (L₂ + L₃) - Fr₁×L₃ + F_а1×d₁ /2 = 0, (114)

∑M_дy= 0; - R_аx× (L₂ + L₃) - F_t1×L₃ - F_м× (L₂ + L₃ + L₁) = 0, (115)

Из уравнения (114)

R_аy= (Fr₁×L₃ - F_а1×d₁ /2) / (L₂ + L₃) = (0,75 × 80 - 2,06 × 56/2) /160 = 0,015 кН

Из уравнения (115)

R_ах = ( - F_t1×L₃ - F_м× (L₂ + L₃ + L₁)) / (L₂ + L₃)

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

Тогда

R_вx = - R_аx- Ft₁ - Fм = 0,96 - 0,521 - 0,428 = 0,011 кН.

R_вy = Fr₁ - R_аy= 0,75 - 0,015 = 0,735 кН.

M_1x= R_ау×L₂ = 0,015 × 80 = 1,2 Нм;

M_1x^/ = R_аy×L₁ + F_а1×d₁ /2 = 1,2 + 2,06 × 56/2 = 58,88 Нм

M_ау = - F_м ×L₁ = 0,428 ×100 = - 42,8 Нм

M_1у = - F_м × (L₁ + L₂₎ - R_ах×L₂ = - 0,428 × 180 + 0,96 × 80 = - 0,24 Нм

R_a= = = 2,27 кН

R_в = == 0,74 кН

M_макс = = = 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.

∑F_x= 0; R_сx+ R_дx + Ft₂ + Ft₃ = 0, (115)

∑F_y = 0; R_сy + R_дy - Fr₃ + Fr₂ =0, (116)

∑F_z = 0; F_{а3 -} F_а2 - R_сz = 0,R_сz = F_а3 - F_а2 = 0,96 - 0,521 = 0,439 кН

∑M_дx = 0; R_сy× (L₂ + L₁) + Fr₂×L₂ + Fr₃×L₃ + F_а2× d₂ /2 + F_а3× d₃ /2 = 0, (117)

∑M_дy= 0; - R_сx× (L₂ + L₁) - F_t2× L₂ + F_t3× L₃ = 0, (118)

Из уравнения (117)

R_сy = - (Fr₂×L₂ + Fr₃×L₃ + F_а2×d₂ /2 + F_а3×d₃ /2) / (L₂ + L₁)

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

Из уравнения (118)

R_сх = ( - F_t2×L₂ + F_t3×L₃) / (L₂ + L₁),

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

Тогда

R_дx = - (R_сx + Ft₂ - Ft₃) = - (4,22 + 2,06 - 4,2) = - 2,08 кН

R_дy = Fr₃ - Fr₂ - R_сy= 1,56 - 0,75 + 3,66 = 4,47 кН

M_1x= R_су×L₁ = - 3,66 × 40 = - 146,4 Нм

M_1x^/ = R_сy×L₁ + F_а2×d₂ /2 = - 146,4 + 0,521 × 24/2 = - 88 Нм

M_дx= R_сy× (L₂ + L₁) + Fr₂×L₂ + F_а2×d₂ /2 = - 3,66 × 80 + 0,75 × 40 + 0,521 × 40/2 = - 252,38 Нм

M_2x= - F_а3×d₃ /2 = - 0,96 × 101,5/2 = - 48,72 Нм

M_1у = - R_сх×L₁ = - 4,22 × 40 = - 168,8 Нм

M_ду = - R_сx× (L₂ + L₁) - F_t2×L₂ = - 4,22 × 80 - 2,06 × 40 = - 420 Нм

M_2у = 0,R_с = == 5,6 кН

R_д = == 4,93 кН

M_макс = = = 490 Нм

M_к = 444,31 Нм

11. Проверочный расчет валов

Пределы выносливости в расчетном сечении вала (σ_-1) _d и (τ - ₁) _d, Па определяем по формуле

(σ_-1) _d= σ_-1/ (К σ) _d, (119)

(τ - ₁) _d= τ _{- 1/} (К τ) _d, (120)

где σ_-1 и τ _{- 1} - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и

кручения, Па; для материала Ст 20 σ_-1 = 260 МПа, τ _{- 1} = 150,8 МПа.

Коэффициенты концентрации нормальных напряжений К σ) _dи касательных напряжений (К τ) _dдля расчетного сечения вала определяем по формуле

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

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

где К σи К τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжения, К σ= 1,55 и К τ = 1,4

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

К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, К_у = 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 в формулу (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 и касательные напряжения в опасных сечениях вала и коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

σ = М_макс× 10 ³/W_нетто, (123)

τ = М_к × 10 ³/ 2 ×Wr_нетто, (124)

гдеМ_макс - максимальный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Нм, М_к - крутящий момент, Нм

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

W_нетто = 0,2 ×D³, (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 S_σ и S τ определяем по формуле

S_σ = σ_-1/σ_, (127)

S τ = τ - _1/τ (128)

Быстроходный вал:

М_макс = 58,9 Нм, М_к = 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/мм ²

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

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

S_σ = 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:

М_макс = 490 Нм, М_к = 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/мм ²

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

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

S_σ = 179,31 /41,3 = 4,34

S τ = 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

d_п = 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, R_а = 2,27 кН, R_в = 0,74 кН,, L_h= 8409,6 часов и ω₁ = 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 F_а > Rs₁ - Rs_2, то Rа₂ = Rs_2,Rа₁ = Rs₂ + F_а = 0,16 + 2,06 = 2,22 кН

Определяем отношение

Rа_1/ (V×R₁) = 2,22/ (1 × 2,27) = 0,98 > е

Следовательно максимальную эквивалентную нагрузку R_Е, кН определяем по формуле

R_Е2 = (V× х ×R_а + R_а1 ×Y) К_г× К_т;, (131)

R_Е2 = (1 × 0,4 × 2,27+ 2,22 × 1,67) × 1,2 × 1,01 = 5,59 кН

Динамическую грузоподъемность подшипника С_{r р}, кН для опоры А определяем по формуле

С_{r р} = R_Е2 ×_, (132)

С_{r р} = 5,59 ×= 40,31 кН > Сr= 23,9 кН

Подшипник не пригоден.

Рассмотрим установку № 7208

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

R_Е2 = (1 × 0,4 × 2,27+ 2,22 × 1,56) × 1,2 × 1,01 = 5,29 кН

С_{r р1} = 5,29 ×= 38,14 кН < Сr= 42,7 кН

Подшипник пригоден.

Тихоходный вал:

роликоподшипник конический № 7209

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

∑F_z= F_{а3 -} F_а2 = 0,96 - 0,521 = 0,44 кН, R_с = 5,6 кН, R_д = 4,93 кН, L_h= 8409,6 часов и ω₂ = 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 F_а > Rs₁ - Rs_2, то Rа₁ = Rs_2,Rа₁ = Rs₂ + F_а = 1,51 + 0,44 = 1,95 кН

Определяем отношение

Rа_1/ (V×R_с) = 1,95/ (1 × 5,6) = 0,348 < е

Следовательно максимальную эквивалентную нагрузку R_Е, кН определяем по формуле

R_Е1 = V×R_с× К_г× К_т, (135)

R_Е1 = 1 × 5,6 × 1,2 × 1,01 = 6,8 кН

Динамическую грузоподъемность подшипника С_{r р}, кН для наиболее нагруженной опоры С определяем по формуле

С_{r р2} = R_Е1 ×, (136)

С_{r р1} = 6,8 ×= 21,34 кН > Сr= 35,2 кН

Подшипник пригоден

13. Проверочный расчет шпонок

Условие прочности

σ = F_t/ А_см ≤ [σ] _см, (137)

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

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

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

Площадь смятия А_см, мм ² определяем по формуле

А_см = (0,94 ×h - t₁) ×l_р,, (138)

А_см = (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 выбираем шпонку 12х8х20 ГОСТ 23360-78

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

А_см = (0,94 × 8 - 5) × 20 = 50,4мм ²

F_t= 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. Смазывание деталей редуктора

Смазывание червячной передачи редуктора жидким маслом картерным непроточным способом.

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

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

РАЗБОРКА И СБОРКА РЕДУКТОРА.

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

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

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

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

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

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

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

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

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

Список литературы

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

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

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