Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Российской Федерации

Ивановский государственный энергетический университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

Пояснительная записка

Проектирование привода

Редуктор конический одноступенчатый

Выполнил:

Виноградов А.А.

Принял:

Колобов А.Б.

Иваново 2010

Содержание

Общие сведения

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

II. Расчет зубчатых колес

III. Предварительный расчет валов редуктора

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

VI. Первый этап компоновки редуктора

VII. Проверка долговечности подшипников

VIII. Второй этап компоновки редуктора

IX. Проверка прочности шпоночных соединений

X. Расчет валов на усталость

ХI. Посадки основных деталей редуктора

ХII. Выбор сорта масла

ХIII. Сборка редуктора

Список используемой литературы

Общие сведения

редуктор подшипник шестерня

Целью данной работы является приобретение навыков расчета механизмов привода (редукторы, мультипликаторы). Редуктор служит для повышения крутящего момента, передаваемого от двигателя, и понижения угловой скорости вращения вала.

Основу редуктора составляют корпус, зубчатые колеса, валы, подшипники. Корпус редуктора может быть литой ( чугунный ) или сварной ( стальной ). Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По таблице 1.1 принимаем:

КПД конических колес ?₁=0,96

КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, ?₂=0,99

Найдем КПД редуктора ?₀:

?₀=?_зп?_ПК

?₀ = 0,96 х 0,992 = 0,94

Для выбора электродвигателя рассчитаем его требуемую мощность - N_тр по формуле:

N_тр >= N_т / ?₀

N_тр >=2.2 / 0,94 = 2.34 кВт

N_{тр=3.0 кВт}

По таблице П1 [1, с 390] по требуемой мощности выбираем электродвигатели

Типоразмер	nс , об/мин	S,%	nн , об/мин	i
90L2	3000	4.3	2871	10.44
132S4	1500	4.4	1434	5.2
132M6	1000	9.7	953	3.46
160S8	750	5.8	706.5	2.56

Первые два электродвигателя не подходят т.к. среднее значение для зубчатых передач равны 2-6.

n_н = n_с(1 - S/100)

n_н = 1000 х (1 - 0,097) = 953 об/мин.

n_н = 750 х (1 - 0,058) = 706.5 об/мин.

i = n_н / n_т

n_т = 30?_т / ?

Проверяем процент изменения частоты вращения тихоходного вала

? = |n_{т ут} - n_т| / n_т х 100%

n_{т ут} = n_н / i

n_{т ут} = 953 / 3,55 = 268 об/мин.

? = |268 - 275| / 275 х 100% = 2.4 %

? = 2.4% что меньше допустимых 5%

Выбираем в качестве привода редуктора электродвигатель по ГОСТ 19523 - 81 асинхронный серии А4, закрытый обдуваемый 112MA6

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

Ведущего вала:

?_н = ? n_н/30

?₁ =?_н =3,14х953/30=99.75рад/с

n₁₌n_i=953 об/мин

?₁=?_i=99.75 рад/с

Ведомого вала:

n₂=n₁/i_p=268об/мин

?₂= ?₁/i_p=75.49 рад/с

Расчет крутящих моментов на валах редуктора:

Шестерни:

Т₁ = N_тр / ?_н

Т₁ =3.0*10³/99.75=30.08Нм = 30.08 х 103 Нмм

Вала:

Т₂ = Т₁i_p?₀

Т₂ = 30.08 х 3.55 х 0,94 = 100.4Нм = 100.4 х 103 Нмм

II. Расчет зубчатых колес

Выбираем материал ( по таблице 3.3 [1] ):

для шестерни - сталь 40ХН улучшенная с твердостью НВ = 280

для колеса - сталь 40ХН улучшенная с твердостью НВ = 250

Расчет допускаемых контактных напряжений [?_н] (по формуле 3.9 [1]):

[ ?_н ] = ?_{H lim b}К_HL / [ S_н ]

(при t=24тыс. часов)

Так как KHL=0,5 что меньше 1 ,по этому принимаем К_HL = 1.

Коэффициент безопасности примем [ S_н ] = 1,15. Принимаем для колеса

?_{H lim b} = 2НВ + 70 = 2 х 250 + 70 = 570 МПа.

[ ?_н ] = 570*1/1.1 = 518 МПа

Коэффициент К_H? при консольном расположении шестерни - К_H? = 1,35

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ?_bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289 - 76 ).

Найдем внешний делительный диаметр колеса ( по формуле 3.29 [1] ):



Для прямозубых передач K_d = 99.

Принимаем по ГОСТ 12289 - 76 ближайшее стандартное значение d_e2 = 200 мм. Примем число зубьев шестерни z₁ = 20.

Число зубьев колеса z₂ = z₁ = 20 х 3.55 = 71.

Принимаем z₂₌71

Тогда = 71/20 = 3.55

Отклонение от заданного (3.55 - 3.55)/3.55*100%=0%, что меньше установленного ГОСТ 12289-76 3%.

Определим внешний окружной модуль:

m_е = d_e2 / z₂ = 200 / 71 = 2.8 мм.

Уточняем значение d_e2:

d_e2 = m_е z₂ = 2.8 х 71 = 198.7 мм.

Углы делительных конусов:

ctg?₁ = = 3.55; ?₁ = 16?17?;

?₂ = 90? - ?₁ =90? - 16?17? = 74?43?.

Найдем внешнее конусное расстояние R_е и длину зуба b:

R_е = 0,5m_е 2+2 = 0,5 х 2.8 x 202 + 712= 104 мм.

b = ?_bReR_е = 0.285 х 104= 29,64 мм.

Принимаем b = 30 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

d_e1 = m_еz₁ = 2.8 х 20 = 56 мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

d₁ = 2(R_е - 0,5b)sin?₁ = 2(104 - 0,5 х 30) sin16?17? = 49 мм.

Средний делительный диаметр колеса:

d₂ = d₁ =173,95 мм

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_ае1 = d_е1 + 2m_е cos?₁ = 56 + 2 ( 2.8 х cos16?17?)= 60мм.

d_ае2 = d_е2 + 2m_е cos?₂ =200 + 2 ( 2.8 х cos74?43?)' = 202 мм.

Средний окружной модуль:

m = d₁ / z₁ = 69,08/ 20 = 3,45мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

?_bd = b / d₁ = 30 / 49 = 0.612

Средняя окружная скорость колес:

v = ?₁d₁ / 2 = 99.75 х 49/ 2 = 2.4м/с.

Определяем коэффициент нагрузки:

К_н = К_н?К_н?К_нv.

При ?_bd = 0,43, консольном расположении колес и твердости НВ <350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_н? = 1,15 ( по таблице 3.5 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку между прямыми зубьями К_н? = 1,0 ( таблица 3.4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при v = 5 м/с К_нv=1.05 ( таблица 3.6 [1]).

Таким образом

К_н = 1,15 х 1 x 1,05 = 1,21.

Проверяем контактное напряжение ( по формуле 3.27 [1]) :

МПа

?_н < [ ?_н ] = 518МПа.

Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке.

Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке:

МПа

Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с термообработкой - улучшение:

МПа

МПа

Условие прочности выполнено.

Силы в зацеплении:

окружная H;

радиальная для шестерни, равна осевой для колеса,

Н;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ( формула 3.31 [1]):

Коэффициент нагрузки K_F = K_F?K_Fv.

При ?_bd = 0,43, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350 значение K_F? = 1,21 ( таблица 3.7 [1]).

При твердости НВ < 350, скорости v = 5,26м/с K_Fv = 1,45 ( по таблице 3.8, с указанием на с. 53 [1]).

K_F = 1,21 х 1,35 = 1,6

Найдем эквивалентные числа зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

При этом Y_F1 = 4,09 и Y_F2 =3,60 (с. 42 [1]).

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Для стали 40ХН улучшенной при твердости НВ<350 ?0_Flimb=1,8НВ (по таблице 3.9 [1]).

Для шестерни ?0_Flimb1 = 1,8 х 280 = 504 МПа,

для колеса ?0_Flimb2 = 1,8 х 250 = 450 МПа.

Коэффициент запаса прочности [ S_F ] = [ S_F ]' [ S_F ]'', (по табл.3,9) [ S_F ]' = 1,75, [ S_F ]''= 1.

[ S_F ] = 1,75 х 1 = 1,75

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни: МПа;

для колеса МПа.

Для шестерни отношение МПа,

для колеса МПа.

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

Проверяем зуб шестерни:

МПа

?_F1 < [ ?_F1 ]

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке.

Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке:

МПа

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с термообработкой - улучшение:

МПа

МПа

Условие прочности выполнено.

Наши расчеты удовлетворяют всем условиям прочности, следовательно, можно сделать вывод, что данная сталь нам подходит, и зубья шестерни и колеса выдержат нагрузку.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Условие прочности:

? _max ? [ ? ], где

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении МПа:

мм

Диаметр выходного конца двигателя: мм.

Выбираем по ГОСТ 21424 - 75 муфту упругую втулочно-пальцевую с внутренним диаметром полумуфт O32/25мм.

Проверка муфты:

-K_пер*Т₁ ? [Т] 30.08*2,3 Н*м ? 275 Н*м

Принимаем мм.

Выполняем проверку выбранной муфты по условию прочности:

,

где .

Условие прочности выполнено, следовательно, данная муфта нам подходит.

Выберем манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752 - 79 с внутренним диаметром O30мм:

мм

Диаметр вала под шлицевую гайку:

мм

Выберем гайку шлицевую со стопорной шайбой М40 по ГОСТ 11871 - 80 и ГОСТ 11871 - 80.

Выберем диаметр вала под роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333 - 79 равным:

мм

Примем диаметр вала под шестерню равным:

мм по ГОСТ 6636-69

Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом напряжении МПа:

мм

Примем мм.

Диаметр вала под уплотнение:

мм

Выберем манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752 - 79 с внутренним диаметром O32мм.

Поэтому, мм

Выберем диаметр вала под роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333 - 79 (стр. 401) равным:

мм

Примем диаметр вала под колесо равным:

мм

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

1) Шестерня:

Длина посадочного участка: мм.

Примем мм.

2) Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованное, его размеры:

мм, мм.

Диаметр ступицы: мм.

Длина ступицы: мм

Примем мм.

Толщина обода: мм.

Примем мм.

Толщина диска: мм.

Примем мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Примем мм, мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

а) Верхнего пояса корпуса и корпуса крышки:

б) Нижнего пояса корпуса:

мм

Принимаем мм.

Диаметры болтов:

1) Фундаментальных

мм

принимаем фундаментальные болты с резьбой М20.

2) Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

мм

принимаем болты с резьбой М16

3) Болтов, соединяющих крышку с корпусом:

мм

принимаем болты с резьбой М12.

VI. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции - разрез по осям валов - на листе формата А1 (594 Х 841 мм). Предпочтителен масштаб 1:1. Проводим посредине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов установим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные особолегкой серии (таблица П7 стр. 401):

Условное обозначение подшипника	d	D	T			e
	мм	кН
2108	40	68	19	27	28.4	0.33

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии X=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных конических роликоподшипников по формуле (9.11):

мм

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника:

мм

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала:

мм

принимаем мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии Х =10 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Для подшипников 7209 размер:

мм

Определяем замером размер А - от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметрично относительно оси ведущего вала и примем размер мм.

Замером определяем расстояния мм и мм, следует обратить внимание, что мм.

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями зубчатого колеса, равный 15 мм. По диаметру болтов принимаем ширину фланцев и положения отверстий в них.

VIII. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам.

Располагаем мазерудерживающие кольца, сальники, элементы корпуса. Вычерчиваем корпус, намечаем отверстия под болты. Определяем размеры основных деталей корпуса

IХ. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Проверка на смятие ( по формуле 8.21 [1]):

?_см = 2Т / d ( h - t₁ )( L - b) <= [ ?_см ]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [ ?_см ] = 100 - 120 МПа.

Ведущий вал:

Под муфтой :d = 25 мм, b x h = 8 x 7 мм, t₁ = 4 мм, длина шпонки L = 50 мм. Момент на ведущем валу Т₁ = 30.08 кНмм.

?_см = 2 х 30080 / 25 х ( 7- 4)( 50 - 8 ) = 19.1 Мпа < [ ?_см ]

Ведомый вал.

Шпонка под зубчатым колесом: d_к2 = 45 мм, b x h = 14 х 9 мм, t₁ = 5.5 мм, длина шпонки L = 50 мм, момент на ведомом валу Т₂ = 100.4 кНмм.

?_см = 2 х 100400 / 45 ( 9 - 5.5 )( 50 - 14 ) =57 МПа < [ ?_см ]

Шпонка на выходном участке вала: d=28мм , b x h = 8 x 7; t1=4; L=50; T2 =100,4 Hмм

?см= 2 x 100400/28(7-4)(50-8)=35 МПа <[ ?см ]

Х. Расчет валов на усталость

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому.

Расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми ( допускаемыми ) значениями [ s ]. Прочность соблюдена при s >= [ s ].

Материал ведущего вала - сталь 40ХН нормализованная; =930 (МПа) (по табл. 3.3)

Пределы выносливости и

Материал ведомого вала - слаль 45 нормализованная; ?_в=540 (МПа) (по табл. 3.3)

Пределы вынослевости ?_-1= 0,43*540=232(МПа) и ?_-1=0.58*232=134 (МПа)

Ведущий вал:

Сечение I (под шпоночной канавкой на выходном участке вала):

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение II (под правым подшипником):

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

M_y=70047 H*м

M_z=21410 H*м

Суммарный изгибающий момент:

Осевой момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

По табл. 8.7 [1] коэффициент =0,1

Коэффициент запаса прочности

Ведомый вал:

Сечение I (под зубчатым колесом):

Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Суммарный изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

Сечение II (под левым подшипником):

В этом сечении действуют максимальные изгибающие моменты М_х и М_у и крутящий момент Т₂. Концентрация напряжений вызвана запрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Суммарный изгибающий момент:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Коэффициент =0,1

Коэффициент запаса прочности



Такие большие коэффициенты запаса прочности объясняются маленькими крутящими моментами, использованием высокопрочной стали ( для изготовления вала - шестерни ведущего ) и увеличением диаметров валов для соединения редуктора с электродвигателем при помощи муфты.

ХI. Посадки основных деталей редуктора

Вид соединения и условное обозначение посадки	Условное обозначение отверстия и вала	Отклонение ( мкм )	Предельные размеры	Натяг (мкм)	Зазор (мкм)
		Верх.	Нижн.	Наиб.	Наим.	Наиб.	Наим.	Наиб.	Наим.
		ES	EI
подшипник - вал	отв. О 40 L0	0	-12	40.000	39.988	27	2	--	--
О 40 L0/k6	вал О 40 k6	+15	+2	35.015	35.002
стакан - подшипник	отв. O68H7	30	0	68.030	68.000	--	--	42	0
О 68 H7/l0	вал О 68 l0	0	-12	68.000	67.988
муфта - вал	отв. O 25 H7	21	0	25.021	25.000	28	15	36	0
O 25 H7\n6	вал O 25 n6	28	15	25.028	25.015
мазеудерживающее	отв. O 40 H7	25	0	40.025	40.000	23	0	18	0
кольцо - вал	вал O 40 k6	18	2	40.018	40.002
O 40 L0/k6
манжета - вал	отв. O 32	0	0	30.000	30.000	--	--	13	0
O 32 h6	вал O 32 h8	0	-13	30.087	30.000
подшипник - вал	отв. О 40	0	-12	35.000	34.988	30	2	--	--
О 40 L0/k6	вал О 40 k6	18	2	35.018	35.002
стакан - подшипник	отв. O 68 H7	30	0	68.030	68.000	--	--	42	0
О 68 H7/l0	вал О 68 l0	0	-12	68.000	67.988
колесо - вал	отв. O 45 H7	25	0	45.025	45.000	42	1	--	--
O 45 H7/p6	вал O 45 p6	42	26	45.042	45.026
мазеудерживающее	отв. O 40 L0	0	-12	35.025	35.000	30	2	18	0
кольцо - вал	вал O 40 k6	18	2	35.018	35.002
манжета - вал	отв. O 32 H8	0	0	30.000	30.000	--	--	13	0
O 32 h6	вал O 32 h6	0	-13	30.000	29.987

ХII. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение зуба колеса в масло целиком. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 х 3 = 0.75 дм3

Исходя из того, что зуб почти полностью должен погружаться в масло, нам необходим объем V = 1 дм3.

Рабочий объем масла в редукторе - 1 литра. Устанавливаем вязкость масла (по табл 10,8),При контактном напряжении _н=495Мпа и средней скорости =2.4м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 50х10^-6м²/с.(по таблице 10,10)принимаем масло индустриальное И-50А ( по ГОСТ 20799 - 75*).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Применяем солидол синтетический (от-20° до 65°C) ГОСТ 21150-75 ( по таблице 9.14 [1] ).

ХIII. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, в следующей последовательности:

Ведущий вал

Сначала собираем часть ведущего вала, расположенную в стакане: ставим мазеудерживающее кольцо, напрессовываем роликоподшипник, расположенный ближе к шестерне, устанавливаем распорочную втулку и напрессовываем второй подшипник. Перед напрессовкой подшипники нагревают в масленой ванне до температуры 80? С. После этого устанавливаем втулку, стопорную многолапчатую шайбу и заворачиваем гайку; Со стороны конца вала под шестерню: устанавливаем маслоразбрызгиватель, закладываем шпонку ( см. спецификацию ) и напрессовываем шестерню, устанавливаем стопорную многолапчатую шайбу и заворачиваем гайку.

Ведомый вал

Устанавливаем нижний подшипник, ставим мазеудерживающее кольцо, распорную втулку, закладываем шпонку ( см. спецификацию ) и напресовываем зубчатое колесо, ставим распорную втулку, мазеудерживающее кольцо, напрессовываем верхний подшипник ( см. предыдущий пункт ).

После сборки валов в подшипники закладывают смазку. Собранные валы располагают в стаканах, которые устанавливают в корпус. Надевают крышку корпуса, предварительно покрыв поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки крышки относительно корпуса используют штифты. Затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Устанавливают сальники, распорные кольца и надевают крышки подшипников, используя при этом комплект регулировочных прокладок.

Далее ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель с прокладками. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, крепят ее болтами.

Следует обратить внимание, что для нормальной работы редуктора необходимо точно отрегулировать роликовые конические подшипники и коническое зубчатое зацепление.

Необходимо следить за тем, чтобы вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно, но при этом не было излишне больших зазоров. Создание в подшипниках зазоров оптимальной величины производится с помощью регулировки подшипников. Для этого следует применять наборы тонких регулировочных металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов.

Список 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.: ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454.:ил.

Размещено на Allbest.ru