Исследование конструкции входного вала цилиндрическо-червячного редуктора

МАШИНОСТРОЕНИЕ И ПРИБОРОСТРОЕНИЕ, ВОПРОСЫ МЕТРОЛОГИИ

УДК 621.8

Б. С. Леонтьев, Р. Ф. Галлямов

ИССЛЕДОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ ВХОДНОГО ВАЛА ЦИЛИНДРИЧЕСКО-ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА

Ключевые слова: цилиндрическо-червячный редуктор, опора входного вала, подшипники качения

В статье проведено исследование конструкции входного вала цилиндрическо-червячного редуктора с целью выработки рекомендации по выбору подшипников качения для опор входного вала.

Keywords: cylindrical-worm gearbox, input shaft bearings, ball bearings

In this article the construction of input shaft of the cylindrical - worm gearbox was researched. Recommendations are given to select ball bearings for the input shaft bearings.

Цель исследования - выработка рекомендаций по выбору типа и серии подшипников качения в опорах входного вала цилиндрическо-червячного редуктора.

Описание конструкции (рис. 1).

Цилиндрическо-червячный редуктор включает следующие основные элементы: корпус редуктора 1 и крышку корпуса 2; съемный корпус зубчатой передачи 3; входной вал 4; промежуточный вал 5; выходной вал 6; шестерню 7; зубчатое колесо 8; червяк 9; червячное колесо 10; левую и правую подшипниковые опоры входного вала 11 и 12; левую и правую подшипниковые опоры промежуточного вала 13 и 14.

Рис. 1 - Двухступенчатый цилиндрическо-

червячный редуктор

На законцовке входного вала 4 устанавливается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93, которая соединяет входной вал 4 с валом электродвигателя (на рис. 1 не показаны). Входной вал выполнен из стали 40Х ГОСТ 4543-71 заодно с шестерней 7, которая представляет собой косозубое зубчатое колесо цилиндрической зубчатой передачи. Для крепления вала 4 в опорах 11 и 12

используются радиально-упорные шарикоподшипники ГОСТ 831-75, причем подшипник в опоре 12 на один типоразмер меньше. Подшипники в опорах 11 и 12 установлены по схеме «враспор», при этом угол наклона зубьев зубчатых колес выполнен так, что осевую нагрузку воспринимает подшипник опоры 11. Шестерня 7 соединяется с зубчатым колесом 8, которое крепится консольно на законцовке промежуточного вала 5 и передает вращение с помощью шпоночного соединения. Вал 5 выполнен из стали 40Х заодно с червяком 9 и подвергается термообработке улучшению до твердости 269...302 НВ, при этом витки червяка подвергаются поверхностной закалке ТВЧ до твердости 45.50 HRC. Профиль червяка эвольвентный ^), витки червяка шлифуются и полируются до шероховатости ^ <

0,8 мкм. Для крепления вала 5 в опорах 13 и 14 используются: в опоре 14 - два конических роликоподшипника ГОСТ 27365-87, установленных на валу до соприкосновения внутренними кольцами (схема «враспор»); в опоре 13 - радиальный однорядный шарикоподшипник ГОСТ 8338-75. Червяк 9 передает вращение червячному колесу 10, которое установлено на выходном валу 6 с помощью шпоночного соединения. Для крепления выходного вала 6 в опорах корпуса редуктора используются конические роликоподшипники ГОСТ 27365-87, установленные по схеме «враспор».

Кинематический расчет привода [1,

часть 1]

Исходные данные для расчета привода по каждому из 20 вариантов заданий и итоговые данные кинематического расчета сведены в таблицу 1(при этом для каждого варианта рассматривались два возможных случая: Uзуб = 2 и Uзуб = 3):

Таблица 1 - Исходные данные и итоговые параметры кинематического расчета

Вар. Ft, кН и, м/с D, мм Ртр, кВт nдв, об/мин Общее перед. отношение Марка эл. двигателя и его характеристика

1. 5 0,25 250 1,8599172 1400 73,3038286 АИР90L4/2:Pн=2кВт, ^=1500 об/мин; з=6,5%;с(1=24мм

2. 5 0,3 275 2,2319 1420 68,1551073 АИР100S6/4: Pн=2,24кВт, ^=1500 об/мин; 5=5,5%; й1=28мм

3. 7 0,35 300 3,64543771 1410 63,280652 АИР100L4/2: Pн=4,25кВт, ^=1500 об/мин; 5=6%; ¿1=28 мм

4. 5 0,4 325 2,97586752 1425 60,62292 АИР10084/2: Рн=3кВт, Пс_1500 об/мин; 5=5%; с(-|_28мм

5. 6 0,45 350 4,01742115 1410 57,4213324 АИР1001_4/2: Рн=4,25кВт, Пс=150 об/мин 0; 5=6%; ¿1_28мм

6. 7 0,5 375 5,207768158 1470 57,726765 АИР112М4/2: Ри_5,5кВт, Пс_1500 об/мин; 5=0,0175; ¿1_32мм

7. 5 0,55 400 4,09181784 1410 53,6926744 АИР1001_4/2: Рн_4,25кВт, Пс_1500 об/мин; 5=6%; ¿1_28мм

8. 6 0,6 425 5,35656153 1470 54,5197225 АИР112М4/2: Рн_5,5кВт, пс_1500 об/мин; 5=0,0175; й1_32мм

9. 7 0,65 450 6,770098602 1455 52,7425074 АИР13284: Рн_7,5кВт, Пс_1500 об/мин; 5=0,0306; ¿1_38мм

10. 5 0,7 475 5,207768158 1470 52,22897787 АИР112М4: Рн_5,5кВт, Пс_1500 об/мин; 5=0,0175; ¿1_32мм

11. 5 0,35 300 2,60388408 1425 63,95385046 АИР 10084/2: Рн_3кВт, пс_1500 об/мин; 5=5%; й1_28мм

12. 5,5 0,45 350 3,68263605 1410 57,42133239 АИР1001_4/2: Рн=4,25кВт, Пс=1500 об/мин; 5=6%; ¿1=28мм

13. 5 0,5 375 3,719834397 1410 55,37057053 АИР1001_4/2: Рн=4,25кВт, Пс=1500 об/мин; 5=6%; ¿1=28мм

14. 5 0,6 425 4,463801276 1470 54,51972251 АИР112М4: Рн=5,5кВт, пс=1500 об/мин; 5=0,0175; с(1=32мм

15. 6,5 0,5 375 4,8357847 1470 57,72676501 АИР112М4: Рн=5,5кВт, Пс=1500 об/мин; 5=0,0175; ¿1=32мм

16. 6 0,55 400 4,910181404 1470 55,9774691 АИР112М4: Рн=5,5кВт, Пс=1500 об/мин; 5=0,0175; ¿1=32мм

17. 6 0,7 475 6,249321787 1455 51,69602911 АИР13284: Рн=7,5кВт, пс=1500 об/мин; 5=0,0306; с(1=38мм

18. 7 0,4 325 4,166214525 1410 59,98478472 АИР1001_4/2: Рн=4,25кВт, Пс=1500 об/мин; 5=6%; ¿1=28мм

19. 7 0,45 350 4,68699134 1470 59,86479334 АИР112М4: Рн=5,5кВт, Пс=1500 об/мин; 5=0,0175; ¿1=32мм

20. 7 0,7 475 7,290875418 1455 51,69602911 АИР13284: Рн=7,5кВт, пс=1500 об/мин; 5=0,0306; с(1=38мм

Конструкция входного вала

В соответствии с методическими указаниями [2] вначале определяется диаметр концевой части входного вала из расчета только на кручение при пониженных допускаемых касательных напряжениях, мм:

* _316хТ1х1°3

Скон1 _ 3 П[т]

Таблица 2 - конструкция законцовки входного вала

где Т1 - вращающий момент на входном валу, Н-м; [т] _12 МПа - допускаемое касательное напряжение.

Полученное значение округляется в большую сторону до такой величины, которая согласуется с диаметром вала электродвигателя С,

соединенного с Скон1 муфтой МУВП ГОСТ 2142493. Результаты расчетов сводим в таблицу 2.

Вар. Т1, Н-м Расчетн. значение Скон1 , мм МУВП Принят. знач. Скон1 , мм Форма законцовки Сп1 лев , мм Сп1 пр, мм

С, мм Тн, Н-м Л, мм

1. 12,3083 17,35 24 63 0,2 22 цилиндр. 25 20

2. 14,562 18,35 28 125 0,3 25 конус. 25 20

3. 23,9532 21,7 28 125 0,3 25 " 25 20

4. 19,348 20,2 28 125 0,3 25 " 25 20

5. 26,3974 22,38 28 125 0,3 25 цилиндр. 30 25

6. 32,822 24,06 32 125 0,3 30 конус. 30 25

7. 26,886 22,51 28 125 0,3 25 цилиндр. 30 25

8. 33,76 24,29 32 125 0,3 30 конус. 30 25

9. 43,1019 26,35 38 250 0,3 35 конус. 35 30

10. 32,822 24,06 32 125 0,3 30 конус. 30 25

11. 16,93 19,3 28 125 0,3 25 конус. 25 20

12. 24,198 21,74 28 125 0,3 25 II 25 20

13. 24,442 21,81 28 125 0,3 25 II 25 20

14. 28,1333 22,856 32 125 0,3 30 II 30 25

15. 30,478 23,47 32 125 0,3 30 II 30 25

16. 30,9466 23,6 32 125 0,3 30 II 30 25

17. 39,793 25,66 38 250 0,3 35 II 35 30

18. 27,375 22,65 28 125 0,3 30 II 30 25

19. 29,54 23,23 32 125 0,3 30 " 30 25

20. 46,425 27,01 38 250 0,3 35 " 35 30

По диаметру С1п1 лев и с1п1 пр производим выбор радиально-упорных шарикоподшипников ГОСТ 831-75 с углом контакта 26 , легкой или средней серии. Поскольку подшипники одного типоразмера, определяемого диаметром внутреннего кольца, имеют для каждой серии разные габаритные размеры (О и В) и радиальную динамическую грузоподъемность (Сг), то для определения серии руководствуемся следующей рекомендацией:

СГ = (Б х ^80 * 10-6 х |_п х п1) * Кк £ Сг

где СГ - радиальная динамическая нагрузка, Н;

Кб - коэффициент динамичности нагрузки:

Кб = 1,3...1,5 при умеренных толчках, вибрационной нагрузке, кратковременной перегрузке до 150 % номинальной нагрузки - Кд =1,4 [4, табл.7.6];

КЕ - коэффициент эквивалентности при типовых

режимах нагружения: КЕ =0,56 для III типового

режима [4, стр.118], которому соответствует по рис. 2.3 [4, стр.16] заданная циклограмма нагружения [3,

задание 1.3, рис.68]; ^ и Рг - окружная и радиальная силы в зубчатой передаче, Н; 1_^ - суммарное время работы привода в часах: 1_^ = 5256 ч для задания 1.3; п1 - частота вращения входного вала, об/мин; К = 3 - показатель степени для шарикоподшипников; Сг - радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, Н; Кк - коэффициент, учитывающий конструктивные особенности цилиндрическо-червячного редуктора при работе в составе привода.

Вывод этой формулы выполняем следующим образом. Находим расчетный ресурс (долговечность) подшипника, скорректированный по

уровню надежности К = 90%) и условиям применения:

Ь10аИ а1*а23

( С

V Рг у

106

60*п

где «1 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности: = 1 для Р( = 90%

[4, табл. 7.7]; а23 - коэффициент, корректирующий

ресурс в зависимости от особых свойств подшипника, а также условий его работы: для обычных условий применения шарикоподшипников

а23 =0,7...0,8, принимаем Э23 = 0,75 . [4, стр.119]; Сг - радиальная динамическая грузоподъемность подшипника, Н; Рг - эквивалентная

динамическая радиальная нагрузка, Н; п1 - частота

вращения входного вала, об/мин.

Преобразуем формулу (3), принимая

:Сг-Ргхк/8

/80х10"6 хЦ хп1 .

Определение сил, нагружающих

подшипники входного вала

Расчеты выполняем в соответствии с частью 6 методических указаний [2]. На основании конструктивной схемы цилиндрическо-червячного редуктора (схема №2 для задания 1.3) разрабатываем расчетную схему входного вала (рис. 2).

1

^ ..... рг Н|Г., *

, рк

12 ". 1

Рис. 2 - Расчетная схема вала

Плечи сил для расчетной схемы входного вала определяются следующим образом:

- для опоры 2 (ближайшей к консольной части вала) принимаем, что опорная реакция расположена со смещением а2 от наружного торца подшипника в сторону точки приложения сил в зацеплении;

- для опоры 1 опорная реакция смещена от торца подшипника на величину а1 ;

- точка приложения сил в зацеплении рас-

положена на делительном диаметре шестерни С1 посредине ширины зубчатого венца ;

- точка приложения консольной силы расположена на конце законцовки вала, в зоне стыка полумуфт соединительной муфты МУВП.

В соответствии с расчетной схемой (рис. 2) наиболее нагруженной является опора 2:

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на опоре 2:

Рг2=

где V - коэффициент вращения кольца: У = 1 при вращении внутреннего кольца; X - коэффициент радиальной нагрузки; У - коэффициент осевой нагрузки; ^ - эквивалентная радиальная нагрузка, Н;

ра2 - эквивалентная осевая нагрузка, Н; Кб - коэффициент динамичности нагрузки (значение коэффициента см. выше); К т - температурный коэффициент: Кт = 1 при 1 = 100°С [4, стр.117].

Значения коэффициентов X и У выбираем по таблице 7.2 [4, стр. 113] в зависимости от коэффициента осевого нагружения е. Для радиальноупорного шарикоподшипника с углом контактной

линии

а -26° Є - 0,68 . Если

Р„

УхР

г2

X - 0,41, У-0,87 ; если

р

а2

УхР

г2

Х-1 и У-0. Так

как в нашем случае

Р

а2

<Є, то эквивалентная динамическая на-

УхРг2

грузка примет вид с учетом значений коэффициентов У = 1, Х = 1, У = 0, Кт =1 :

Рг2=Рг2хКД.

ре 2:

Эквивалентная радиальная нагрузка на опо-

Рг2 = Ке х Рг2тах,

где Ке - коэффициент эквивалентности; Р^тах -внешняя радиальная нагрузка, Н:

Рг2тах = К2 + К2к,

где - суммарная радиальная нагрузка от сил в

зубчатом зацеплении; Р^к - радиальная нагрузка от

консольной силы Р^.

Р2 а/^2 Г + Р2В

1-І.

где р - р х ^____1 - горизонтальная составляющая

2Г * І

Рг (і-Іі ) + Рaх0,5хd1

реакции в опоре 2; р -—і—2-------------1 -

2В

і

вертикальная составляющая реакции в опоре 2; Таблица 3 - Определение коэффициента

і + і2 • Р2к - рк х р2 •

где Р^, Рг и Ра - окружная, радиальная и осевая

силы в зубчатом зацеплении, Н; I - расстояние между опорами 1 и 2 по расчетной схеме (рис. 2, а), мм;

11 - расстояние от точки приложения сил в зубчатом зацеплении до опоры 2, мм; - делительный диа-

метр шестерни, мм; 12 - плечо радиальной консольной силы, мм (рис. 2, б); Рк - радиальная консольная сила от упругой муфты.

Таким образом, после преобразований и подстановок эквивалентная динамическая радиальная нагрузка примет вид:

Рг2=КБ Х КЕ

После подстановки в формулу (4) динамической грузоподъемности подшипника получим:

Сг3КБ хКе

Из сравнения с формулой (2), рекомендуемой для определения серии подшипников в опорах входного вала, можно записать:

Кк^Р2 + Рг2^К2д + К2А+К2к . <12>

Обозначим А = .^Р2 + Рг2 ;

Б = а/Р2г + К2в +К2к.

Тогда К

Вычисление коэффициента Кк в зависимости от варианта задания и передаточного числа зубчатой передачи сводим в таблицу 3.

№ изуб а№, мм Р* ’ Н Рг ,Н А, н Р2Г , Н Р2В, Н Р2к, Н Б, н Кк

1 2 54 684 256 730,337 345,93 197,75 1536,21 1934,67 2,649

3 63 782 289 833,694 395,21 193,812 1468,45 1908,62 2,2894

2 2 54 809 303 863,881 409,15 233,93 3102,59 3573,89 4,137

3 67 870 322 927,677 439,78 218,73 3006,43 3497,6 3,7703

3 2 66 1089 406 1162,22 550,23 314,905 2918,37 3552,34 3,0565

3 80 1198 448 1279,03 604,6 328,15 2693,7 3381,7 2,644

4 2 63 922 344 984,08 465,96 266,43 2961,45 3498,2 3,5548

3 70 1106 415 1181,3 558,59 305,4 2837,42 3474,05 2,9409

5 2 72 1100 409 1173,58 567,37 326,66 2956,9 3611,59 3,0774

3 80 1320 493 1409,06 679,22 370,57 2798,3 3572,03 2,535

6 2 75 1313 488 1400,8 676,30 386,24 3244,09 4022,99 2,872

3 90 1459 543 1556,77 749,22 405,73 2992,3 3844,33 2,4694

7 2 72 1121 417 1196,05 578,2 332,81 2956,9 3624,04 3,03

3 80 1345 502 1435,63 692,09 377,534 2798,3 3586,67 2,4983

8 2 75 1351 502 1441,25 695,97 397,5 3244,1 4045,6 2,807

3 90 1501 559 1601,71 770,79 417,6 2992,3 3868,94 2,4155

9 2 84 1540 571 1642,45 792,87 457,545 4121,12 5036,54 3,0665

3 100 1725 641 1840,25 885,4 484,32 3805,92 4815,13 2,6166

1 2 75 1313 488 1400,8 676,30 386,24 3244,1 4023 2,8713

0 3 90 1459 543 1556,77 749,22 405,73 2992,3 3844,32 2,4694

1 2 60 847 316 904,03 428,16 244,57 3006,43 3499,53 3,871

1 3 70 968 363 1033,82 488,89 267,12 2837,42 3394,53 3,2835

1 2 66 1100 410 1173,93 555,99 317,85 2918,37 3558,37 3,0314

2 3 80 1210 452 1291,67 610,66 331,29 2693,7 3388,43 2,6233

1 2 66 1111 414 1185,63 561,35 320,35 2918,37 3564,92 3,0068

3 3 80 1223 457 1305,6 617,22 334,935 2693,7 3395,94 2,6011

1 2 72 1173 436 1251,41 605,02 347,663 3342,16 4039,96 3,2283

4 3 80 1407 526 1502,11 723,99 395,32 3153,64 3978,54 2,6486

1 2 75 1220 453 1301,39 628,49 358,62 3244,1 3967,7 3,0488

5 3 84 1452 542 1549,86 746,36 405,383 3069,96 3919,20 2,5288

1 2 75 1238 460 1320,7 637,76 364,24 3244,1 3978,59 3,0125

6 3 84 1474 550 1573,27 757,67 411,46 3069,95 3932,13 2,4993

1 2 78 1531 568 1632,97 789,18 456,29 4243,52 5155,11 3,1569

7 3 90 1769 659 1887,76 909,77 501,77 4008,05 5047,02 2,6736

1 2 72 1141 424 1217,23 588,52 338,442 3342,16 4021,05 3,3035

8 3 80 1369 511 1461,26 704,44 384,107 3153,64 3956 2,7073

1 2 75 1182 439 1260,89 608,91 347,(36) 3244,1 3945,13 3,1288

9 3 84 1407 525 1501,76 723,23 392,72 3069,96 3892,92 2,5923

2 2 84 1658 615 1768,39 853,63 492,95 4121,12 5106,86 2,8879

0 3 100 1857 690 1981,05 953,15 521,416 3805,92 4892,37 2,4696

При анализе результатов вычислений отметим следующее. Существенное влияние на величины сил в зубчатом зацеплении Р^. и Рг, а также на

реакции в опорах входного вала К2Г и К2В имеет

значение межосевого расстояния , которое должно соответствовать ряду нормальных линейных размеров: ... 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110 мм. [4, табл. 24.1].

При выборе величины межосевого расстояния были введены следующие ограничения:

а) принимаемое значение должно быть больше расчетного, но не более чем на 10%;

б) удвоенное значение а№ должно делиться на (и +1) без остатка, где и - передаточное число зубчатой передачи.

Величины нормального ряда не всегда обеспечивают выполнение обоих требований. Поэтому были рекомендованы дополнительные значения межосевого расстояния, которые удовлетворяют этим требованиям: 54, 66, 72, 78, 84 мм.

Введение ограничений на величину межо-севого расстояния имело целью оптимизировать

значение коэффициента Кк в формуле (2), чтобы

однозначно обеспечить выбор подшипника качения. Первоначально предполагалось, что оптимальная величина Кк определится как среднее значение по

всем двадцати вариантам и для =2 и для

изуб =3 . Однако разброс значений коэффициента

оказался настолько большим (от 2,2894 до 4,137 -см. табл.3), что Кк Ср = 2,902 не позволило сразу

правильно выбрать подшипник для любого варианта задания. Разброс значений коэффициента Кк вызван тем, что решающее влияние на радиальные ре-

акции в опоре 2 входного вала оказывает консольная сила Рк и ее плечо 12. Сила Рк :

Рк=610х3тнх Л , [4, табл. 7.1]

где тн - номинальный крутящий момент (Н-м), передаваемый муфтой МУВП, Л - допускаемое радиальное смещение валов электродвигателя и входного вала редуктора, мм.

Величины Тн и Л в зависимости от диаметра вала двигателя (С1) , взятые по ГОСТ 2142493 «Муфты и упругие втулочно-пальцевые», приведены в таблице 2. Как видно из таблицы, значения

Тн при переходе от одной группы диаметров к другой изменяются скачкообразно (вдвое) и значительно превосходят максимальные вращающие моменты

Т . Кроме того, плечо консольной силы 12 более чем вдвое превосходит расстояние между опорами вала I. Таким образом, радиальная реакция Р^к от

консольной силы Рк превосходит радиальную реакцию 1^ от сил в зубчатом зацеплении в диапазоне

от 3,3 до 6,5 раз. Такое большое разнообразие реакций на опоре 2 и привело к указанному выше разбросу значений коэффициента Кк . Поэтому поиск

оптимального значения коэффициента был продолжен. Для этого воспользуемся формулой (13) и введем новое обозначение:

КБ хКЕх3в0х10-6хЦ = В

Так как все параметры в этой формуле известны и одинаковы для всех вариантов, то имеет смысл выделить эту составляющую динамической

нагрузки С г отдельно:

В = 1,4х0,56х380х10-6 X 5256 = 0,587351177

Тогда формулу

где С* = АхВх3П1 - предварительное значение

динамической радиальной нагрузки, Н; СГ и Сг -см. расшифровку формулы (2).

В (17) коэффициент К^ соответствует расчетному ресурсу (долговечности) подшипника легкой серии и является одним из экстремальных значений коэффициента К^ . Поэтому можно записать:

С'

К' - Сг Кк * ,

к С*

К " =

Кк * ,

к С*

где Кк - другое экстремальное значение коэффициента Кк . Кроме того, коэффициент Кк находится в

зависимости от долговечности подшипника легкой серии, которую можно получить, преобразуя формулу (3) и используя формулу (18):

Гг V

СГ

ХЦ *-10аИ.

Все вычисления по формулам (17), (18), (19) и (20) в зависимости от передаточного числа зубчатой передачи и частоты вращения входного вала сводим в таблицу 4.

Анализ коэффициентов Кк и Кк показывает, что оптимальное значение коэффициента Кк

должно находиться или в интервале от Кк до Кк, или быть больше каждого из них. Этим условиям удовлетворяет значение Кк=2,85.

Таблица 4 - Определение экстремальных значений Кк

№ вар. и зуб А, Н П1, м-1 * С*, н Кк С ““5 -» Н С -5 Н (Сг/Сг)3 -10аИ , ч Кк

1 2 730,34 1400 4798,8 2,65 12712 15700 1,88 9901,8 3,27

3 833,70 1400 5477,9 2,28 12541 15700 1,96 10312,4 2,87

2 2 863,89 1420 5703,15 4,14 23594 15700 0,29 1548,6 2,75

3 927,68 1420 6124,3 3,78 23090,4 15700 0,31 1652,2 2,56

3 2 1162,22 1410 7654,66 3,06 233396,5 15700 0,30 1588,2 2,05

3 1279,03 1410 8424 2,65 22273 15700 0,35 1840,8 1,86

4 2 984,08 1425 6504,3 3,56 23121,5 15700 0,31 1645,5 2,41

3 1181,3 1425 7807,8 2,95 22962 15700 0,32 1680,1 2,01

5 2 1173,58 1410 7729,48 3,08 23786,7 21900 0,78 4101,9 2,83

3 1409,06 1410 9280,4 2,54 23525,8 21900 0,81 4239,9 2,36

6 2 1400,8 1470 9355,06 2,88 268687,7 21900 0,54 2846,4 2,34

3 1556,77 1470 10396,7 2,47 25673,6 21900 0,62 3262,3 2,11

7 2 1196,05 1410 7877,47 3,03 23868,7 21900 0,77 4059,8 2,78

3 1435,63 1410 9455,4 2,50 23622,4 21900 0,79 4188,1 2,32

8 2 1441,25 1470 9625,2 2,81 27017,9 21900 0,53 2799,2 2,27

3 1601,71 1470 10696,8 2,42 25838,1 21900 0,61 3200,4 2,05

9 2 1642,45 1455 10931,45 3,07 33521,3 29000 0,65 3403,2 2,65

3 1840,25 1455 12247,9 2,62 32047,9 29000 0,74 3894,5 2,37

10 2 1400,8 1470 9355,06 2,88 26861,2 21900 0,54 2848,5 2,34

3 1556,77 1470 10396,7 2,47 25673,6 21900 0,62 3262,3 2,11

11 2 904,03 1425 5975,2 3,88 23130 15700 0,31 1643,7 2,63

3 1033,82 1425 6833,05 3,29 22436,3 15700 0,34 1800,9 2,29

12 2 173,93 1410 7731,8 3,04 23438,2 15700 0,30 1579,7 2,03

3 1291,67 1410 8507,25 2,63 22317 15700 0,35 1830 1,84

13 2 1185,63 1410 7808,84 3,01 23479,6 15700 0,29 1571,4 2,01

3 1305,6 1410 8599 2,61 22366,5 15700 0,35 1817,86 1,82

14 2 1251,41 1470 8357,4 3,23 26980,2 21900 0,53 2810,9 2,62

3 1502,11 1470 10031,64 2,65 26569,8 21900 0,56 2943,2 2,18

15 2 1301,39 1470 8691,16 3,05 26497,6 21900 0,56 2967,3 2,52

3 1549,86 1470 10350,5 2,53 26174,3 21900 0,59 3078,7 2,11

16 2 1320,7 1470 8820,12 3,02 26570,6 21900 0,56 2942,95 2,48

3 1573,27 1470 10506,9 2,50 26259,9 21900 0,58 3048,66 2,08

17 2 1632,97 1455 10868,35 3,16 34310,3 29000 0,60 3173,8 2,67

3 1887,76 1455 12564,1 2,68 33590,7 29000 0,64 3382,14 2,31

18 2 1217,23 1410 8017 3,31 26483,7 21900 0,57 2972,02 2,73

3 1461,26 1410 9624,2 2,71 26055,1 21900 0,59 3121,1 2,28

19 2 1260,89 1470 8420,7 3,13 26346,7 21900 0,57 3018,6 2,60

3 1501,76 1470 10029,3 2,60 25998,4 21900 0,59 3141,6 2,18

20 2 1768,39 1455 11769,62 2,89 33989,5 29000 0,62 3264,5 2,46

3 I 1981,05 I 1455 | 13185 | 2,47 | 32561,7 | 29000 | 0,71 | 3713,03 | 2,19

Заключение

Задание 1.3 для разработки привода ленточного конвейера является одним из наиболее востребованных заданий к курсовому проекту по «Деталям машин» студентов-механиков НХТИ [6]. Привод содержит три распространенных механических передачи (зубчатую, червячную и цепную), что позволяет в рамках одного курсового проекта дать студентам более широкое представление о механических приводах.

Расчет передач привода производится по методикам учебно-методического пособия [4], а расчет валов на прочность - по методическим указаниям [2]. Оба методических документа разработаны на базе современного учебного пособия [1] издания 2006 г. Однако в методических указаниях[2] рекомендация по выбору типа и серии радиальноупорного шарикоподшипника по ГОСТ 831-75 не позволяла сделать однозначный выбор на стадии разработки конструкции входного вала, что вызывало значительные неудобства в оформлении расчетов

[7].

Настоящее исследование позволило решить эту задачу путем введения в рекомендуемую формулу (2) поправочного коэффициента Кк, учиты-

вающего конструктивные особенности цилиндрическо-червячного редуктора при работе в составе привода.

Литература

1. Леонтьев Б. С. Расчет привода: учеб.- метод. пособие по курсовому проектированию/ Б. С. Леонтьев, Ф. М. Алмакаева; казан. гос. технол. ун-т. Казань, 2006. -80с.

2. Леонтьев Б. С. Расчет валов на прочность в 4-х частях (задание 3): методические указания для студентов механ. фак-та НХТИ

3. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам: Методические указания и задания к проектам и работам для студ. техн. специальностей высш. учеб. Заведений/П. Г. Гузенков,

4. А.Г. Гришаков, В. П. Гузенков.- М.: Высш. шк., 1990.-111с.

5. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. Пособие для студ. высш. Учеб. Заведений / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, - 9-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2006.-496с.

6. ГОСТ 21424-93. Муфты упругие втулочно-пальцевые

7. Е.В. Яковлева, Т.Г. Макусева. Вестник Казанского технол. ун-та №12, 383-388,

8. В.М. Борисов, В.А. Лашков, С.В. Борисов Вестник Казанского технол. ун-та №11, 397-400, (2010).

© Б. С. Леонтьев - старший преподаватель кафедры машин и аппаратов химических производств НХТИ ФГБОУ ВПО «КНИТУ»; Р. Ф. Галлямов - кандидат технических наук, доцент кафедры машин и аппаратов химических производств НХТИ ФГБОУ ВПО «КНИТУ», e-mail: rustick_g@rambler.ru.