Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым коническо-цилиндрическим редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Курсовая работа по теме:

Проектирование привода с двухступенчатым зубчатым коническо-цилиндрическим редуктором

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме. Окружное усилие на барабане Ft = 3,4 кН, окружная скорость барабана х = 0,95 м/с и диаметр барабана D = 250 мм.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Расчет выполняем по методике приведенная [1].

По таблице 1.1 принимаем: КПД пары конических зубчатых колес з1 = 0,97; КПД пары цилиндрических зубчатых колес з2 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери 3х пар подшипников качения, з0 = 0,97.

Общий КПД привода

Требуемая мощность электродвигателя

где Рвщ - мощность ведущего вала.

Частота вращения на ведомом колесе зубчатой передачи

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Рвщ = 3,51 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии АО2 закрытый обдуваемый АО2-41-4, с параметрами Рдв = 4 кВт, номинальная частота вращения пдв = 1450 об/мин, угловая скорость , диаметр вала 32 мм.

Общее передаточное отношение: .

Примем передаточное отношение конической прямозубой пары и1 = 5 и цилиндрической , примем и2 = 4. Отклонение что допустимо.

Частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов редуктора:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Расчет конической прямозубой зубчатой пары

редуктор вал подшипник шпоночный

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой. По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью - НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения [по формуле (3.9)]

Здесь принято по табл. 3.2 для колеса уHlimb = 2НВ + 70 = 2 • 245 + 70 = 560 Мпа, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL= 1, коэффициент безопасности примем [SH] = 1,15, коэффициент КНв при консольном расположении шестерни 1,35 (табл. 3.1), коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию шbRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса по формуле (3.29)

где для прямозубых передач Кd = 99.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2 = 250 мм (с. 49).

Примем число зубьев шестерни zl = 20.

Число зубьев колеса

Внешний окружной модуль

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Принимаем b = 37 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

Средний делительный диаметр шестерни

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

где по табл. 3.5 при шbd = 0,86, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КНв = 1,23; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, KНб = 1,0 (табл. 3.4); коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при х ? 5 м/с КНх = 1,05 (табл. 3.6).

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27:

Силы в зацеплении:

окружная радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31:

где KF = KFвKFх- коэффициент нагрузки; по табл. 3.7 при шbd = 0,86, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350 значения KFв = 1,59; по табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости н = 3,24 м/с и 7-й степени точности KFх = 1,25.

YF - коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом YF1 = 4,08 и YF2 = 3,60 (с. 42).

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8•270 ? 490 Мпа;

для колеса = 1,8•245 ? 440 Мпа.

Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]' [SF]». По табл. 3.9 [SF]'=1,75; для поковок и штамповок [SF]»=1. Таким образом, [SF]=1,75•1=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для нее меньше.

Проверка зуба колеса:

Условие прочности выполнено.

2.2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость ЗВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9)

где уНlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,15.

Коэффициент КНв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение КНв = 1,15. Принимаем коэффициент ширины венца

по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7)

где для прямозубых передач Ка = 49,5. Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 аW = 250 мм (с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: принимаем по ГОСТ 9563 - 60* тn = 4 мм (с. 36).

Определяем суммарное число зубьев ЖУ для колес со стандартным окружным модулем

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Проверка межосевого расстояния

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

ширина колеса

ширина шестерни

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности (с. 32).

Коэффициент нагрузки

где КНв = 1,06 (табл. 3); КНб = 1,07 (табл. 3.4); КНх = 1,05 (табл. 3.6).

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):

Силы, действующие в зацеплении прямозубой ступени по формуле (8.3):

окружная

радиальная

Проверка прямых зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

где коэффициент нагрузки KF = KFвKFх. По табл. 3.7 при шbd = 0,675, твердости НВ < 350 коэффициент концентрации нагрузки KFв = 1,12. По табл. 3.8 коэффициент динамичности KFх = 1,25. Таким образом, коэффициент KF = 1,12• 1,25 = 1,4; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (с. 42), при z3 = 25 YF3 = 3,90; z4 = 164 YF4 = 3,60.

Допускаемое напряжение по формуле (3.24)

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350 предел выносливости .

Для шестерни = 1,8•230 = 415 Мпа; для колеса = 1,8•200 = 360 Мпа. [SF] = [SF]'• [SF]» - коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75 (по табл. 3.9), [SF]» = 1,0 (для поковок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверка на прочность зуба колеса

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [фк] = 25 Мпа

Примем dв1 = 22 мм; диаметры подшипниковых шеек dп1 = 30 мм, диаметр вала под шестерней dk1 = 20.

Промежуточный вал.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр опасного сечения по пониженным допускаемым напряжениям [фк] = 15 Мпа

Примем диаметр под шестерней dk3 = 40 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом dк2 = 40 мм; диаметр под подшипниками dn2 = 35 мм

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца

Принимаем dв3 = 48 мм; диаметры подшипниковых шеек dп3 = 50 мм, диаметр вала под зубчатым колеса dк4 = 52 мм.

4. Конструктивные размеры зубчатых колес

4.1 Коническая прямозубая пара

Шестерня.

Определены ранее: de1 = 50 мм и de2 = 250 мм; d1 = 42,7 мм; д1 = 11?18ґ; Re =127,7мм; b = 37 мм.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка lст ? b = 37мм; примем lст = 40 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры: dae1 = 251 мм; b2 = 37 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6dk2 =1,6•40 = 64 мм; длина ступицы lст = (1,2?1,5) dк2 = (1,2 ?1,5) 40 = 48?60 мм; принимаем lст = 50 мм.

Толщина обода д0 = (3?4) m = (3 ?4) 2,5 = 7,5?10 мм; принимаем 10 мм.

Толщина диска С = (0,1?0,17) Re = (0,1? 0,17) 127,5 = 12,75?21,68 мм; принимаем С = 14 мм.

4.2 Цилиндрическая пара

Шестерня.

Определены ранее: d3 = 100 мм; d4 = 400 мм; da3 = 108 мм; da4 = 408мм; b3 = 67,5 мм; b4 = 62,5 мм.

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Колесо.

Диаметр ступицы dCT4 = 1,6dк4 = 1,6•52 = 83 мм; длина ступицы lст = (1,2 ?1,5) dk4 = (1,2 ?1,5)•52 = 62 ?78 мм, принимаем lст = 70 мм. Толщина обода д0 = (2,5?4)mn = (2,5?4)•4 = 10?16 мм, принимаем 16 мм.

Толщина диска С = 0,3b4 = 0,3 • 62,5 ? 19 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

принимаем д = 8 мм;

принимаем д1 = 8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

принимаем р = 20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой М12.

6. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем раздельный способ смазки - подшипники будем смазывать пластичной смазкой, зубчатые зацепления будем смазывать окунанием в масло, заливаемое в корпус. Раздельная смазка принята из-за того, что один из подшипников ведущего вала удален и попадание в него масляных брызг затруднено. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальных осевых линий - осей промежуточного и ведомого валов. Из точки пересечения осей ведущего и промежуточного валов проводим под углом д1 = 11°18' осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re = 127,5 мм. Ось ведомого вала проводим параллельно оси промежуточного вала на расстоянии aw = 250 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам конические шестерню и колесо и цилиндрические шестерню и колесо.

Подшипники ведущего и промежуточного вала расположим в стакане.

Намечаем подшипники: ведущий вал - O 30 мм, роликовые конические однорядные легкой серии; промежуточный вал - O 35 мм, роликовые конические однорядные легкой серии; ведомый вал - O 50 мм, роликовые конические однорядные легкой серии:

Параметры подшипников

Условное обозначение подшипника	d	D	B	T	C	e
	мм	кН
7206	30	62	16	17,25	31,5	0,36
7207	35	72	17	18,25	38,5	0,37
7210	50	90	21	22	56	0,37

Наносим подшипники ведущего вала. Вначале намечаем внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм от торца шестерни. Торец подшипника удаляем от стенки корпуса примерно на у1 = 15 мм.

Заканчиваем очертание контура внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса х = 10 мм.

7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении: Ft - 1218 Н; Fr1 = Fa2 = 435 З и Fa1 = Fr2 = 87 З.

Первый этап компоновки дал f1 = 54 мм и с1 = 86 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa, обозначим индексом «2»).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1 - Расчетная схема ведущего вала

В плоскости xz

Проверка:

в плоскости yz



Проверка: Ry2 - Ry1 + Fr1 = 295 - 730 + 435 = 0.

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9)

где для подшипников 7206 коэффициент осевого нагружения е = 0,36.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае S1 › S2; Fa >0; тогда Pal = S1 = 631 З; Сa2 = S1 + Fal = 631 + 87 = 718 З.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение осевую нагрузку учитываем.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

где Х = 0,4 и Y = 1,64 по табл. 9.18; для заданных условий V = Kб = Kт = l;

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч



где п = 1450 об/мин - частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение поэтому при подсчете

эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка.

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

Найденная долговечность приемлема.

Промежуточный вал.

Из предыдущих расчетов и компоновки имеем: Ft3 = 2640 Н; Fr3 =960 Н; Ft2 = 1218 Н; Fr2 = 87 Н; Fa2 = 425 Н; c2 = 57 мм; L = 176 мм; f2 = 59 мм.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Расчетная схема промежуточного вала

Определяем реакции опор.

В плоскости xz

Проверка: Rx3 - Ft3 - Ft2 + Rx4 = 2150 - 26400 - 1218 + 1708 = 0.

В плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9)

где для подшипников 7207 коэффициент осевого нагружения е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21). В нашем случае S3 > S4; Fa >0; тогда Pa3 = S3 = 712 З; Сa4 = S3 + Fa2 = 712 + 435 = 1147 З.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка.

для заданных условий V = Kт = l; Kб = 1,3.

Расчетная долговечность, млн. об.



Расчетная долговечность, ч

где п2 = 290 об/мин - частота вращения промежуточного вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение поэтому при подсчете

эквивалентной нагрузки осевые силы учитывают.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

где Х = 0,4 и Y = 1,64 по табл. 9.18;

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

что соответствует нормативной долговечности редуктора.

Ведомый вал.

Из предыдущих расчетов Ft4 = 2640 З; Fr4 =960 З; l3 =113 мм; c3=55 мм.

Реакции опор.

В плоскости xz

Проверка:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3 - Расчетная схема ведомого вала

В плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9):

где для подшипников 7210 коэффициент осевого нагружения е = 0,37.

Осевые нагрузки подшипников (табл. 9.21) в нашем случае S5 < S6; Pa5 = Fa>S6-S5; тогда Ра5 = S5 = 283 З; Сa6 = S5+ Fa = 283 + 297 = 580 З.

Для правого подшипника отношение

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка



Расчетная долговечность по формуле (9.1), млн. об.

Расчетная долговечность, ч

где n3 = 72,5 об/мин - частота вращения выходного вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7210 приемлемы.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Проверочный расчет на смятие проведем лишь одного соединения, передающего вращающий момент от выходного вала цилиндрического колеса к ленточному конвейеру, так как имеет наименьший диаметр.

Диаметр вала в этом месте dB3 = 45 мм. Сечение и длина шпонки b?h?l=14?9?100 мм, глубина паза t1 = 5,5 мм. Момент Тк3 = Т3 = 520•103 Нмм.

Напряжения смятия

< [уcм]=100 МПа,

Условие прочности выполнено.

9. Уточненный расчет валов

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент T1.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; уВ = 570 МПа (табл. 3.3).

Пределы выносливости у-1=0,43•570=246 МПа и ф-1=0,58•246=142 МПа. Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях

Суммарный изгибающий момент

Момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

по табл. 8.7

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

По табл. 8.7 коэффициент шф = 0,1.

Коэффициент запаса прочности

Полученное значение s = 3,6 достаточно.

Промежуточный вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; уВ = 570 МПа (табл. 3.3).

Пределы выносливости у-1=0,43•570=246 МПа и ф-1=0,58•246=142 МПа.

Сечение А-А. В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

Результирующий изгибающий момент

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

По табл. 8.5: ку = 1,6 и кф =1,5; масштабные факторы еу= 0,85; еф = 0,73 (табл. 8.8); коэффициент шф ? 0,1 (с. 163 и 166).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Общий коэффициент запаса прочности

Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой шестерни. Наибольшая концентрация напряжений совпадает с краем шестерни, где х = 29 мм.

Изгибающие моменты:

Результирующий изгибающий момент в сечении В-В

Моменты сопротивления по сечению брутто (шпоночная канавка не доходит до сечения В-В)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

По табл. 8.7 и шф = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Коэффициент запаса прочности

Прочность вала обеспечена.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная; уВ = 570 МПа (табл. 3.3).

Пределы выносливости у-1=0,43•570=246 МПа и ф-1=0,58•246=142 МПа.

Сечение Г-Г. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (табл. 8.5): ку = 1,6 и кф =1,5; масштабные факторы еу= 0,8; еф = 0,7 (табл. 8.8); коэффициент шф ? 0,1.

Изгибающие моменты:

Результирующий изгибающий момент в сечении Г-Г



Момент сопротивления изгибу (d = 52 мм; b = 16 мм; t1 = 6 мм)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

.

Момент сопротивления кручению

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Г-Г

Прочность вала обеспечена.

10. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13.

Посадки зубчатых колес на валы редуктора по Н7/к6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Посадка крышек подшипников Н7/h8.

Посадка мазеудерживающих колец на валы Н7/js6.

Шейки ведущего и ведомого валов под муфту с отклонением к7.

11. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. По табл. 10.9 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уЗ = 347 МПа и скорости скольжения хs = 3,2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 27•10-6 м2/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-25А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом солидол марки УС-2. (табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

12. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

В начале сборки ведущего вала закладывают шпонку и напрессовывают коническую шестерню до упора в бурт вала и фиксируют, контря гайкой; насаживают мазеудерживающие кольцо; устанавливают роликоподшипники, совместно со стаканом, надев между подшипниками распорную втулку; затягивают гайкой и контрят.

В промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колеса до упора в бурт вала; затем надевают мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

В ведомый вал также закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники.

Собранные валы укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Зазор производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов. Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг.

Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др.- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

2. Общетехнический справочник / Под ред. У.Ф. Скороходова - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982.-415 с. (Серия справочников для рабочих).

3. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.

Размещено на Allbest.ru