.RU

§ 12.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА - С. А. Чернавский Рецензент канд техн наук


§ 12.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

^ С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ КОНИЧЕСКИМ ПРЯМОЗУБЫМ

РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ


ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ


Спроектировать одпоступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, то и в примере §12.1: полезная сила на ленте конвейера fл = 8,55 кН: скорость ленты vл = 1,3 м/с; диаметр барабана Dб = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для дли­тельной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.


^ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИИ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес 1 = 0,97;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 2=0,99;




КПД открытой цепной передачи 3 =0,92;

коэффициент, учитывающий потери в опорах вала привод­ного барабана, 4 = 0,99.

Общий КПД привода





Мощность на валу барабана Рб = fл vл = 8,55 х 1,3 = 11,1 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя





Угловая скорость барабана




Частота вращения барабана





П

о табл. П1 приложения по требуемой мощности Ртр = 12,8 кВт выбираем такой же электродвигатель, как и в при­мере §12.1: трехфазный короткозамкнутый серии 4А закры­тый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6 УЗ с параметрами Pдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения пдв = 1000 – 26 = 974 об/мин


Общее передаточное значение привода




Ч

астные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ


12289-76 ир = 3,15; тогда для цепной передачи


Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:


Вал В





Вал С





Вал А






Вращающие моменты:

на валу шестерни



на валу колеса




^ II. Расчет зубчатых колес редуктора


Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. § 3.4.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

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 H lim b = 2НВ + 70 = 2  245 + 70 = = 560 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL = 1.

Коэффициент безопасности примем [SH] = 1,15.

Коэффициент КН при консольном расположении шестер­ни — КН = 1,35 (см. табл. 3.1).

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

Внешний делительный диаметр колеса [по формуле (3.29)]




в этой формуле для прямозубых передач Kd = 99; передаточ­ное число и = uр = 3,15;




Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение dе2 =315 мм.

Примем число зубьев шестерни z1 25.

Число зубьев колеса



Примем z2 = 79. Тогда






Отклонение от заданного что мень­ше установленных ГОСТ 12289 — 76 3%.

Внешний окружной модуль




(округлять те до стандартного значения для конических ко­лес не обязательно).

Уточняем значение




Отклонение от стандартного значения составляет

что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов





Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:





Принимаем b = 48 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:




По табл. 3.5 при bd = 0,56, консольном расположении колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий рас­пределение нагрузки по длине зуба, КH  = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, Кн  = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в за­цеплении, для прямозубых колес при v  5 м/с Кнv = 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, Кн = 1,23 . 1,0 . 1,05 = 1,30.

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27):



С

илы в зацеплении:


окружная


радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,





осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,





Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.31),]:




Коэффициент нагрузки КF = КF КFv.

По табл. 3.7 при bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HR < 350 значения КF = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности КFv = 1,45 (значение взято для 8-й сте­пени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, КF = 1,38  1,45 = 2,00.

Y

F — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эк­вивалентных чисел зубьев:


для шестерни



для колеса


При этом YF1 = 3,88 и Yf2 = 3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносли­вость по напряжениям изгиба




По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 0F lim b = 1,8 НВ.

Для шестерни 0F lim b1 = 1,8  270  490 МПа;

для колеса 0F lim b2 = 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 колеса, так как полу­ченное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:




^ III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Тк1 = Т1 = 126  103 Нмм;

ведомого Тк2 = Тк1 и = 126  103  3,16 = 400  103 Нмм.








Ведущий вал (рис. 12.15 и 12.16).

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [к] = 25 МПа




Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя dдв = 42 мм, при­нимаем dвl = 32 мм.

Диаметр под подшипниками примем dпl = 40 мм; диаметр под шестерней dк1 = 30 мм.


Ведомый вал (рис. 12.17).

Диаметр выходного конца вала dв2 определяем при мень­шем [к] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натя­жения цепи:





Примем dв2 = 48 мм; диаметр под подшипниками = 55 мм, под зубчатым колесом = 60 мм.


^ IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерня (см. рис. 10.4 и рис. 12.16).

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

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lcт) lcт  b= 48 мм; примем lcт = 50 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое (см. рис. 10.4, а и табл. 10.1).

Его размеры: dае2 = 318,41 мм; b2 = 48 мм.

Диаметр ступицы dcт  l,6 dк2 = 1,6  60  95 мм; длина ступицы lcт = (1,21,5)dк2 = (1,21,5) 60 = 7290 мм: принимаем lcт = 80 мм.

Толщина обода о = (34) т = (34) 4 = 1216 мм; прини­маем о = 15 мм.

Толщина диска С = (0,10,17) Rе = (0,10,17) 166 = 16,628 мм; принимаем С = 20 мм.


^ V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

(см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)


Толщина стенок корпуса и крышки





Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:




нижнего пояса корпуса




Диаметры болтов:

фундаментных d1 = 0,055Re + 12 = 0,055 • 166 + 12 = 21 мм; принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2 = (0,70,75)d1 = = (0,70,75) 20 = 1415 мм; принимаем болты с резьбой M16:

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3 = (0,50.6)d1 = (0,50,6) 20 = = 1012 мм; принимаем болты с резьбой М12.


^ VI. Расчет параметров цепной передачи


Полный расчет цепной передачи проведен в §12.1, Здесь же определим лишь те параметры, которые нужны для даль­нейшего расчета привода.

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. 1.ч. VII; выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке





Передаточное число цепной передачи иц = 4,97.

Число зубьев ведущей звездочки z3 = 31 —2 иц = 31 — 2  4?97  21.

Число зубьев ведомой звездочки z4 = z3 иц — 21  4,97 = 104,37.

Принимаем z4 = 104.

Тогда




Отклонение что допустимо.


Расчетный коэффициент нагрузки [см. формулу (7.38)] при­мем таким же, как в примере § 12.1, Кэ = 1,25.

Шаг однорядной цепи




При п2 = 306 об/мин по табл. 7.18 принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [р] = 20 МПа. Тогда





Принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t = 31,75 мм; Q = 88,50 кН; q = 3,8 кг/м; Aоп = 262 мм2 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи




Окружная сила




Проверяем давление в шарнире: по формуле (7.39) р

уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление р] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)]  20 МПа; условие р  [р] выдержано.

Межосевое расстояние





Силы, действующие на цепь:

окружная ^ Ftц = 3800 Н;

от центробежных сил Fv = qv2 = 3,8  3,412  44 Н;

от провисания цепи [см. с. 154) при kf = 1,5; q = 3,8 кг/м;





Расчетная нагрузка на валы





Диаметры ведущей звездочки:

делительной окружности



наружной окружности




где d1 = 19,05 — диаметр ролика (см. табл. 7.15).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение, по формуле (7.40):




это больше, чем требуемый коэффициент запаса [s] = 9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s  [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки dст3 = 1,6  48 = 78 мм; lст3 = (1,21,5) 48 = 5872 мм; принимаем lст3 = 70 мм.

Толщина диска звездочки 0,9 3 Ввн = 0,93  19,05 = 18 мм, где Ввн = = 19,05 мм — расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15).


VII. Первый этап компоновки редуктора (см. рис. 12.15)


Цель и порядок компоновки изложены в § 12.1.

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 посередине листа го­ризонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии — оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом 1 = 17°34' осевые линии де­лительных конусов и откладываем на них отрезки Rе = 166 мм.

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

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические одно­рядные легкой серии (см. табл. П7):


Условное обозначение подшипника

d

D

T

C

C0

e

мм

кН

7208

7211

40

55

80

100

20

23

46,5

65

32,5

46

0,38

0,41


Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм; от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у1 = 15 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 (см. табл. 9.21). Для одно­рядных конических роликоподшипников по формуле (9.11)





Размер от среднего диаметра шестерни до реакции под­шипника f1 = 55 + 18 = 73 мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников веду­щего вала c1   (1,42,3) f1 = (1,42,3) 73 = 102168 мм. При­мем c1 = 120 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 у2 = 20 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).




Для подшипников 7211 размер 22 мм.

Определяем замером размер ^ А – oт линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = 1 1 5 мм. Нанесем габариты подшипников ве­домого вала.

Замером определяем расстояния f2 = 71 мм и с2 = 159 мм (следует обратить внимание на то, что А' + А = с2 + f2).

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5x, т. е. 15 мм.

Намечаем положение звездочки (на расстоянии у2 от торца подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции, ближ­него к ней полтинника l3 = 100 мм.

^ VIII. Проверка долговечности подшипников


Ведущий вал (см. рис. 12.16).

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 2940 Н; Fr1 = Fa2 = 1020 Н и Fa1 = = Fr2 = 322 Н.

Первый этап компоновки дал f1 = 73 мм и с1 = 120 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fа, обозначим индексом «2»),

В плоскости хz






Проверка:

В плоскости уz




Проверка: Ry2 - Ry1 + Fr = 505 – 1525 + 1020 = 0.

Суммарные реакции




Осевые составляющие радиальных реакций конических под­шипников по формуле (9.9)




здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е = 0,38.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S1 > S2; Fa> 0; тогда Pаl = S1 = 1590 Н; Ра2 = S1 + Fa = 1590 + 322 = 1912 Н.

Рассмотрим левый подшипник.




Отношение поэтому следует учитывать осевую наг-


рузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)







для заданных условий V = Кб = Кт = 1; для конических под­шипников при


коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка Рэ2 =(0,4  1860+1,565  1912) = 3760Н = 3,76 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [ формула (9.1) ]





Расчетная долговечность, ч





где п = 974 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.




Отношение поэтому при подсчете эквивалентной


нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка





Расчетная долговечность. млн. об.,





Расчетная долговечность, ч




Найденая долговечность приемлема.

Ведомый вал (см. рис. 12.17).

Из предыдущих расчетов Ft = 2940 Н; Fr = 322 Н и Fa = 1020 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fвх = 3978 Н. Составляющие этой нагрузки Fвх = Fву = Fв sin  = 3978  sin 45°  2800 Н.

Первый этап компоновки дал f2 = 71 мм, с2 = 159 мм и l3 = 100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем счи­тать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости xz:




Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2 = mz2 = 3,4379 = 271 мм):





Эквивалентные нагрузки:




Так как в качестве опор ведомого вала применены оди­наковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.




Отношение поэтому осевые силы не учитываем.


Эквивалентная нагрузка





Расчетная долговечность, млн. об.





Расчетная долговечность, ч





здесь п = 306 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7211 приемлемы.


^ IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 12.18)


В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок — по табли­цам гл. VIII.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предвари­тельного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 х 1,5 с предохранитель­ной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,10,15) dп; принимаем ее равной 0,1540 = 6 мм.

Сопряжение мазеудержйваюшего кольца со смежными де­талями вынесено на рис. 12.18 (места I и IV). Мазеудерживаюшие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1—2 мм.

Подшипники размешаем в стакане, толщина стенки кото­рого ст = (0,080,12) D, где D — наружный диаметр подшип­ника: примем ст = 0,1280   10 мм.




Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной ^ К = 6 мм (см. место I).

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем тор­цовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающе­го к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 — 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у2 = 20 мм и др.

Используя расстояния f2 и с2, вычерчиваем подшипники (напомним, что радиальные реакции радиально-упорных под­шипников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменых торцов подшипников на расстояние a; см. табл. 9.21).

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала 68 мм (см. рис. 12.18, место II), а с дру­гой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала 60 мм де­лаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо 55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 60 мм к 55 мм смещен на 2 — 3 мм внутрь зуб­чатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса к = 10 мм и определяем размеры основных элементов корпуса (см. гл. X).

Определяем глубину гнезда под подшипник lг  1,5Т2 = 1,5  23 = 35 мм (Т2 = 23 мм — ширина подшипника 7211, ука­занная на с. 350).


^ X. Проверка прочности шпоночных соединений


Шпоночные соединения проверяем на смятие так же, как в § 12.1.

Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного сое­динения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке.

Диаметр вала в этом месте de2 = 48 мм. Сечение и длина шпонки b x h x l = 14 х 9 х 63, глубина паза t1 = 5,5 мм по ГОСТ 23360-78.

Момент на звездочке Т3 = 400  103 Нмм.

Напряжение смятия




^ XI. Уточненный расчет валов


Так же, как в примере § 12.1, считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Материал валов — сталь 45 нормализованная; в = 570 МПа (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости -1 = 0,43 : 570 = 246 МПа и -1 = 0,58  246 = = 142 МПа.

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 (см. рис. 12.16). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий момент Тz = Т1.

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутрен­него кольца подшипника на вал.

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  = 0,1;





Коэффициент запаса прочности





Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s] = 1,51,7. Учитывая требования жесткости, рекомендуют [s] = 2,53,0. Полученное значение s = 2,55 доста­точно.

У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом dк2 = 60 мм и под подшипником dп2 = 55 мм со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т2 = 400103 Нмм, но в сечении под колесом действует изгибающий момент





а под подшипником Ми3 = Fвl3 = 3978  100 = 397,8  103 Нмм. Ми2 больше Ми3




всего на 7%, а момент сопротивления W2 больше W3 пропорционально =


= (60/55)3 = 1,30, т. е. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет.

Изгибающий момент Ми3 = 397,8  103 Нмм.

Момент сопротивления сечения





Амплитуда нормальных напряжений





Коэффициент запаса прочности по нормальным напря­жениям






где (см. табл. 8.7)

Полярный момент сопротивления





Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений





Коэффициент запаса прочности по касательным напря­жениям





где (см. табл. 8.7) и  = 0,1.


Коэффициент запаса прочности




XII. Вычерчивание редуктора


Вычерчиваем редуктор в двух проекциях (рис. 12.19) в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией. Спе­цификацию составляем аналогично приведенной на с. 319.

Укажем некоторые конструктивные особенности проекти­руемого редуктора.

Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.

Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая сила передается через заплечик вала, мазеудерживающее кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку под­шипника и болты. С болтов осевая сила передается на корпус редуктора.

Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой — манжет­ным уплотнением.

Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как подшип­ники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса пере­дается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на корпус редуктора.

Радиально-упорные подшипники регулируют набором ме­таллических прокладок (см. рис. 12.19), устанавливаемых между подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для уплотнения под крышку окна помещают прокладку из техни­ческого картона.

Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины.

Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.

Относительное расположение корпуса и крышки редуктора фиксируется двумя коническими штифтами.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой М20.


XIII. Посадки основных деталей редуктора


Посадки назначают так же, как и в примере § 12.1.




XIV. Выбор сорта масла


Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контакт­ных напряжениях Н = 470 МПа и средней скорости v = 4,35 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 2810-6 м2/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материа­лом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14— солидол марки УС-2.


^ XV. Сборка редуктора


Сборка конического редуктора аналогична сборке цилиндри­ческого редуктора (см. § 12.1).

Отличие состоит в необходимости регулировки роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.

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. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью ре­гулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок (см. поз. I на рис. 12.19), 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, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов (см. поз. II на рис. 12.19). Поэтому посадка таких стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем случае небольшой натяг Н7 / js6.

В рассматриваемом редукторе подшипники ведущего вала установлены широкими торцами наружных колец наружу (см. рис. 12.19). Схему такой установки называют установкой «враспор»; она изображена на рис. 12.20,а. На этом





рисунке показаны заштрихованными те детали, которые участвуют в передаче внешней осевой силы Fa. В радиально упорных подшипниках возникают радиальные реакции, которые счита­ются приложенными к валу в точках пересечения оси вала с нормалями к контактным поверхностям подшипников.

Рациональна конструкция, в которой подшипники установ­лены широкими торцами наружных колец внутрь. Схема такой установки «врастяжку» изображена на рис. 12.20,б.

При консольном расположении шестерни повышается не­равномерность распределения нагрузки по длине зуба шестерни. Это можно уменьшить за счет повышения жесткости узла. Конструкция по схеме б является более жесткой, чем кон­струкция по схеме а, за счет того, что при одном и том же расстоянии L между подшипниками расстояние с1 > с1.

К недостаткам второй схемы (см. рис. 12.20,б) относится то, что внешняя осевая сила Fa нагружает правый подшип­ник, на который действует большая радиальная сила Рпр > Р'л. В первой схеме (см. рис. 12.20, а) внешняя осевая сила Fa нагружает левый подшипник, на который действует меньшая радиальная сила Рл < Рпр. Поэтому неоднородность нагрузки подшипников при установке по второй схеме возрастает.



-5-gosudarstvennie-organi-1-forma-pravleniya-i-gosudarstvennij-rezhim-uchebnik-v-4-t-t-4.html
-5-ii-enciklopediya-obrazovaniya-v-zapadnoj-sibiri.html
-5-klassifikaciya-dokazatelstv-uchebnik-pod-redakciej.html
-5-konkursnoe-proizvodstvo-zhilinskij-s-e-predprinimatelskoe-pravo-pravovaya-osnova-predprinimatelskoj-deyatelnosti.html
-5-krestovij-pohod-v-step-1111-g-istoriya-rossii-s-drevnejshih-vremen-do-konca-xx-veka-v-3-h-knigah.html
-5-kulturno-prosvetitelskaya-i-pravie-partii-konservativno-monarhicheskie-partii-umerennogo-i-krajnego-tolka.html
  • uchebnik.bystrickaya.ru/vnutrifrakcionnaya-rabota-tv-tv-7-mayak-novosti-14-07-2008-yakovlev-evgenij-20-00-7.html
  • otsenki.bystrickaya.ru/shokan-alimbaev-stranica-3.html
  • books.bystrickaya.ru/ekspluatacionnaya-dolgovechnost-elementov-aviakonstrukcij-iz-kompozicionnih-materialov.html
  • znaniya.bystrickaya.ru/psihoterapiya-v-obshesomaticheskoj-medicine.html
  • credit.bystrickaya.ru/osnovnaya-obrazovatelnaya-programma-visshego-professionalnogo-obrazovaniya-221400-62-upravlenie-kachestvom-stranica-6.html
  • notebook.bystrickaya.ru/klub-bodrost-ozdorovlenie-put-k-zhizni.html
  • kolledzh.bystrickaya.ru/a-v-malovichko-v-g-kozirskij-v-v-uchanejshvili.html
  • pisat.bystrickaya.ru/tema-8-funkciya-planirovaniya-1-osnovnie-ponyatie-informacionnogo-menedzhmenta.html
  • uchit.bystrickaya.ru/strategicheskoe-planirovanie-prakticheskoe-posobie-tom-kak-ocenit-kachestvo-strategicheskogo-planirovaniya-sankt-peterburg-stranica-2.html
  • tetrad.bystrickaya.ru/upravlenie-intellektualnoj-sobstvennostyu-i-innovacionnim-processom-rol-malih-i-srednih-predpriyatij.html
  • turn.bystrickaya.ru/oplata-truda-medicinskih-rabotnikov.html
  • esse.bystrickaya.ru/referat-po-discipline-konfliktologiya-na-temu-vnutrilichnostnij-konflikt.html
  • knigi.bystrickaya.ru/risunkov-velikaya-otechestvennaya-vojna-1941-1945-gg-glazami-detej-stranica-4.html
  • student.bystrickaya.ru/17-chast-2-stati-20-glavi-6-izlozhit-v-sleduyushej-redakcii-ob-utverzhdenii-pravil-zemlepolz-ovaniya-i-zastrojki-goroda-penzi.html
  • university.bystrickaya.ru/etapi-podgotovki-i-resheniya-zadach-na-elekronnih-vichislitelnih-sistemah-stili-programmirovaniya.html
  • reading.bystrickaya.ru/metod-fizicheskih-dejstvij-kak-instrument-metoda-dejstvennogo-analiza-programma-rezhisserskoj-shkoli.html
  • shkola.bystrickaya.ru/negativnaya-evristika.html
  • grade.bystrickaya.ru/monodispersnie-polimernie-chastici-s-funkcionalnimi-gruppami-dlya-sozdaniya-trehmerno-uporyadochennih-matric-02-00-06-visokomolekulyarnie-soedineniya-stranica-2.html
  • doklad.bystrickaya.ru/uchebno-metodicheskij-kompleks-po-discipline-opd-f-yazikoznanie-istoriya-yazikoznaniya-dlya-studentov-ochnogo-otdeleniya-rgpu.html
  • zanyatie.bystrickaya.ru/prometej.html
  • knowledge.bystrickaya.ru/novosti-zakonodatelstva.html
  • notebook.bystrickaya.ru/ii22-gosbyudzhetnie-iniciativnie-nir-v-p-ivanickij-zav-kafedroj.html
  • holiday.bystrickaya.ru/mo-klassnih-rukovoditelej-plan-uchebno-vospitatelnoj-raboti-municipalnogo-obrazovatelnogo-uchrezhdeniya-osnovnoj.html
  • tasks.bystrickaya.ru/2religiozno-filosofskaya-tradiciya-konca-xix-nachala-xx-veka-transpersonalnaya-tradiciya-v-russkoj-kulture.html
  • education.bystrickaya.ru/281-montazhnik-stroitelnih-mashin-i-mehanizmov-6-razryada-spravochnik-rabot-i-professij-rabochih-vipusk-3-razdel.html
  • testyi.bystrickaya.ru/717-ekspluataciya-zdanij-sooruzhenij-i-oborudovaniya-pravila-te-hnicheskoj-ekspluatacii-i-ohrani-truda-na-neftebazah.html
  • uchebnik.bystrickaya.ru/v-svedeniya-o-finansovo-hozyajstvennojdeyatelnosti-emitenta-gosudarstvennij-registracionnij-nomer.html
  • books.bystrickaya.ru/dvazhdi-geroj-sovetskogo-soyuza-letchik-kosmonavt-sssr-g-m-grechko-yurij-gagarin-nash-zvezdnij-simvol.html
  • textbook.bystrickaya.ru/instrukciya-uchastnikam-razmesheniya-zakaza-instrukciya-uchastnikam-razmesheniya-zakaza-33-obshie-polozheniya-33-predostavlenie.html
  • holiday.bystrickaya.ru/obshie-svedeniya-kompleks-energosfera-programmnoe-obespechenie-server-oprosa-rukovodstvo-polzovatelya-versiya-59-0.html
  • writing.bystrickaya.ru/annotacii-k-variativnim-kursam-chitaemim-na-fakultete-matematiki-mehaniki-i-kompyuternih-nauk-annotaciya-k-kursu-sovremennoe-programmirovanie.html
  • reading.bystrickaya.ru/konspekt-lekcij-po-kursu-vibrannie-voprosi-informatiki-stranica-12.html
  • znaniya.bystrickaya.ru/referat-po-discipline-ekonomicheskaya-istoriya.html
  • shkola.bystrickaya.ru/sledi-yadernogo-kataklizma-na-zemle.html
  • reading.bystrickaya.ru/kompleksnaya-celevaya-programma-etnokulturnogo-obrazovaniya-istoki.html
  • © bystrickaya.ru
    Мобильный рефератник - для мобильных людей.