где C - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; k - показатель степени: k = 3; a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности; a23 -коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(66.3/4.536)3 ·106/(60·42.97) = 525647 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 215 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 95%.

5.2 Расчёт подшипников на промежуточном валу

Будем рассматривать ближний к крышке подшипник.

5.2.1 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Исходные данные: Fr = 254.1 Н = 0.2541 кН. (см. 4.1.1.)

d=45 мм, D=100 мм, B=25 мм, r=2.5 мм, Cr = 52.7 кН, C0r = 30 кН

=> Fr < Cr

5.2.2 Расчёт подшипников на заданный ресурс

Исходные данные:

Fr - радиальная нагрузка, Н; n - частота вращения кольца (частота вращения вала), мин-1; d - диаметр посадочной поверхности вала, мм; L`as, L`ash - требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн. об. или в ч.; режим нагружения; условия эксплуатации подшипникового узла (возможная перегрузка, рабочая температура и др.).

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Pr= FrKбKт = 254.1·1·1 = 254.1 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

где C - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; k - показатель степени: k = 3; a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности; a23 -коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Вероятность безотказной работы Pt = 99% => a1 = 0.21, обозначение ресурса L1a.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.21·0.7·(52.7/0.254)3 ·106/(60·170.55) = 128305436 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 309 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 99%.

5.2.3 Расчёт 2-го подшипника на статическую грузоподъёмность

Исходные данные: Fr = 3626.6 Н = 3.627 кН. (см. 4.2.1.)

d=50 мм, D=90 мм, B=20 мм, r=2 мм, Cr = 35.1 кН, C0r = 19.8 кН

=> Fr < Cr

5.2.4. Расчёт 2-го подшипника на заданный ресурс.

Исходные данные:

Fr - радиальная нагрузка, Н; n - частота вращения кольца (частота вращения вала), мин-1; d - диаметр посадочной поверхности вала, мм; L`as, L`ash - требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн. об. или в ч.; режим нагружения; условия эксплуатации подшипникового узла (возможная перегрузка, рабочая температура и др.).

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Pr= FrKбKт = 3626.6 ·1·1 = 3626.6 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

где C - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; k - показатель степени: k = 3; a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности; a23 -коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(35.1/3.627)3 ·106/(60·170.55) = 38438 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 210 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 95%.

5.3 Расчёт подшипников на быстроходном валу

5.3.1 Составление расчётной схемы

a = 48.5 мм, b = 100 мм.

F = 972 Н

Ft = 2670.2 Н

Определяем реакции в опорах A и B в плоскости X:

?F = 0; ?MA = 0.

RAв - F + RBв - FM=0;

RBв ·2a - F·a - FM · (2a+b) = 0;

FM = 50vT = 50 · v50.73 = 356 Н;

RBв = (F·a + FM · (2a+b))/2a =(972·0.0485 + 356·(2·0.0485 + 0.1)/(2·0.0485)=

= 1209 Н;

RAв = F + FM - RBв =972 + 356 - 1209 = 119 Н.

5.3.2 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Будем рассматривать подшипник с большей радиальной нагрузкой.

Исходные данные: Fr = 1209 Н = 1.21 кН.

d=45 мм, D=85 мм, B=19 мм, r=2 мм, Cr = 33.2 кН, C0r = 18.6 кН

=> Fr < Cr

5.3.3 Расчёт подшипников на заданный ресурс

Исходные данные:

Fr - радиальная нагрузка, Н; n - частота вращения кольца (частота вращения вала), мин-1; d - диаметр посадочной поверхности вала, мм; L`sa, L`sah - требуемый ресурс (долговечность) при необходимой вероятности безотказной работы подшипника соответственно в млн. об. или в ч; режим нагружения; условия эксплуатации подшипникового узла (возможная перегрузка, рабочая температура и др.).

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Pr= FrKбKт = 1209·1·1 = 1209 Н,

где Kб - коэффициент безопасности, Kт - температурный коэффициент.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n),

где C - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P - эквивалентная динамическая нагрузка, Н; k - показатель степени: k = 3; a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надёжности; a23 -коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Вероятность безотказной работы Pt = 95% => a1 = 0.62, обозначение ресурса L5a.

Lsah = a1a23(C/P)k ·106/(60·n) = 0.62·0.7·(33.2/1.209)3 ·106/(60·960) = 156028 ч.

Т.к. расчётный ресурс больше трубуемого: Lsah` = 18600 ч. => Lsah > Lsah`, то предварительно назначенный подшипник 210 пригоден. При требуемом ресурсе надёжность выше 95%.

6. Конструирование корпусных деталей и крышек

6.1 Конструирование крышек подшипников

Крышка 1 (быстроходного вала): Выбираем привертную крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

D=85 толщина крышки ?=6 мм; диаметр d=8 мм и число витков z=4 мм крепления крышки к корпусу.

Размеры других конструктивных элементов крышки:

?1 =1,2•?=1,2•6=7,2 мм

?2=(0,9..1)•?=1•6=6 мм

Dф=D+(4..4,4)d=85+4•8=117 мм

с=d=8 мм

В сквозном отверстии крышки устанавливаем манжетное уплотнение, при этом для точной установки манжеты придется обрабатывать торец крышки.

Параметры манжеты: d (диаметр вала)=45 мм; D1=65 мм; h1(толщина манжеты)=10 мм.

Крышка 2 (промежуточного вала): Выбираем привертную, глухую крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

D=100 ?=7 мм; d=10 мм; z=6 мм;

Размеры других конструктивных элементов крышки:

?1 =1,2•?=1,2•7=8,4 мм

?2=(0,9..1)•?=1•7=7 мм

Dф=D+ (4..4,4)d=100+4•10=140 мм

с=d=10 мм

Крышка 3 (тихоходного вала): Выбираем привертную крышку. В зависимости от диаметра D (отверстия в корпусе под подшипник) определяем остальные параметры крышки.

D=130 ?=7 мм; d=10 мм; z=6 мм;

Размеры других конструктивных элементов крышки:

?1 =1,2•?=1,2•7=8,4 мм

?2=(0,9..1)•?=1•7=7 мм

Dф=D+(4..4,4)d=130+4•10=170 мм

с=d=10 мм

В сквозном отверстии крышки устанавливаем манжетное уплотнение, при этом для точной установки манжеты придется обрабатывать торец крышки.

Параметры манжеты: d (диаметр вала)=75 мм; D1=100 мм; h1(толщина манжеты) =12 мм.

6.2 Конструкция корпуса

Выбираем материал корпуса чугун марки СЧ15.

Рекомендуемую величину толщины стенок корпуса ? для чугунных отливок назначаем в зависимости от приведенного габарита N корпуса:

N=(2L+B+H)/3=(434.35•2+240+379.2)/3=495,7 мм=0,495 м ?=8 мм

где L,B и H - длина, ширина и высота корпуса.

Для редукторов толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

?=1,2•4Т ? 6 мм, ?=1,2•41066.35=6,86 мм,

Принимаем ?=8 мм.

где Т - вращающий момент на выходном валу.

Радиусы закругления плоскостей стенок встречающихся под прямым углом r=0,5•?=0,5•8=4 мм, R=1,5•?=1,5•8=12 мм.

Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9 - 1 толщины основной стенки ?, толщина внутренних ребер из - за более медленного охлаждения металла принимают равной 0,8?.

6.3 Конструкция крышек люков

Выбираем стальную крышку из листов толщиной ?к:

?к=(0,010…0,012)L ? 2 мм,

где L - длина крышки

?к=0,012•120=1,44 мм

Диаметр отверстия пот болт d:

d ? ?1,

где ?1 - толщина стенки корпуса

d ? ?1=8 мм

Высота бортика под крышку:

h1=(0,4…0,5)?1=0,5•8=4 мм

Крышку крепим винтами, располагая их на расстоянии - (12…15)d ? 96 мм.

Для того чтобы во внутрь корпуса не засыпалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки технической резины марки МБС толщиной 2…3 мм, при вулканизированные к крышке.

6.4 Конструкция средней опоры (стенки)

Ширина прилива для подшипников, расположенных в этой стенке, принимают:

bK=а+В1+В2=11+19+25=55 мм.

Для увеличения жесткости стенки ее верхний край имеет горизонтальное ребро. Чтобы не мешать обработке плоскости разъема, ребро располагают на расстоянии

h=(0,4…0,5)? =0,5•8=4 мм.

Толщину внутренних ребер жесткости из-за более медленного охлаждения металла принимают равной

0,8•? =6,4 мм.

7. Конструирование зубчатых колёс

7.1 Быстроходная ступень

Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными.

Толщина диска с=0,35•b2=0,35•50=17,5 мм

Диаметр dст=(1,5…1,55)d=1,5•45=67,5 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S=2,2m+0,05b2=2,2•2+0,05•50=6,9 мм

На концах зубчатого венца (зубьях и угла обода) выполняют фаски: f=(0,5…0,6)m=0,5•2=1 мм. Принимаем по стандартному числу f=1 мм.

Фаски на торцах ступицы f=1 мм.

7.2 Тихоходная ступень

привод двигатель вал передача

Для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы зубчатые колеса делают массивными.

Толщина диска с=0,3•b2=0,3•40=12 мм

Диаметр dст=(1,5…1,55)d=1,5•85=127,5 мм

Ширину S торцов зубчатого венца принимают:

S=2,2m+0,05b2=2,2•3+0,05•40=8,6 мм

На концах зубчатого венца (зубьях и угла обода) выполняют фаски: f=(0,5…0,6)m=0,6•3=2,5 мм. Принимаем по стандартному числу f=2,5 мм.

Фаски на торцах ступицы f=2,0 мм.

8. Проверка прочности шпоночного соединения

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины ,высоты ,соответствуют ГОСТ23360-80. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле:

Допускаемое напряжение смятия [см]=200МПа

Ведущий вал: T=50.73·103 Н·мм;

Выходной конец вала O36мм; t1=5мм; b·h·l =10·7·50;

Промежуточный вал: T=277·103 Н·мм;

Под колесом: O45мм; t1=5.5 мм; b·h·l =14·9·45;

Ведомый вал: T=1066.35 ·103 Н·мм;

Под колесом: O85мм; t1=9мм; b·h·l =22·14·63;

Выходной конец: O62мм; t1=7мм; b·h·l =18·11·83;

9. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач

заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается его температура.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

В настоящее время широко применяют пластичные смазочные материалы ЦИАТИМ-201 и ЛИТОЛ-24, которые допускают температуру нагрева до 130°С.

Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну , наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепления. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости вращения колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.

В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. При расположении валов в вертикальной плоскости погружают в масло шестерню и колесо, расположенные в нижней части корпуса. Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное смазочное колесо.

Считают, что в двухступенчатой передаче при окружной скорости v ? 1м/с

достаточно погружать в масло только колесо быстроходной ступени.

Погружаем в масло оба зубчатых колеса, на глубину hм==2•m…0,25dБ= 2•2,5…0,25•358.7=5мм…89,75мм. Принимаем hм=84,3 мм. Выбираем марку масла И-Г-А-46.Обозначение первый индекс (И)-индустриальное, второй - принадлежность к группе по назначению (Г- для гидравлических систем, Т- тяжелонагруженные узлы), третий - принадлежность к группе по эксплуатационным свойствам (А - масло без присадок, С - масло с антиокислителем, антикоррозионными и противоизносными присадками, четвертый - класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и зубчатые колеса. Смазка осуществляется путем разбрызгивания благодаря сравнительно большой окружной скорости первой пары.

Контроль масла осуществляется жезловым маслоуказателем при остановленном редукторе.

10. Расчет допусков и посадок

10.1 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей выходного вала

Допуск цилиндричности (табл.22.4, стр. 356, [1]); поверхность O70к6>t=19мкм, Т =0,5•0,19=9,5мкм> Т =0,010мм.

поверхность O70р6>t=19мкм, Т =0,5•0,19=9,5мкм> Т =0,010мм.

Допуск соосности (табл.22.4, стр. 356, [1]); поверхность O70к6, длинной В1=26,5мм. Для шарикового радиального подшипника (табл. 22.5, стр359, [1])

Т=0,1•В1•Ттаб=0,1•26,5•1=2,65 мкм.

После округления Т=0,002 мм.

Допуск соосности; поверхность O70р6. При степени 8 кинематической точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 287,5 по табл. 22.7 принимаем степень точности допуска 8. По табл. 22.6 Т=0,002 мм.

Допуск перпендикулярности заплечика вала диаметром d0=80. Для шарикового радиального подшипника (табл. 22.4, стр360, [1]) принимаем степень точности 7. По табл. 22.8 Т 0,020мм.

Допуск перпендикулярности заплечика вала диаметром d0=80 при l/d<0,7. При степени 8 кинематической точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 287,5 по табл. 22.9 принимаем степень точности допуска перпендикулярности =6. По табл. 22.8 Т =0,020мм.

Допуск параллельности и симметрии шпоночного паза 20h9. Допуск и размер паза (табл. 22,4): tшп=32мкм. Тогда Т=0,5•tшп=26мкм=0,020мм,

Т =2• tшп=52•2=104мкм=0,10мм.

10.2 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей зубчатого колеса тихоходной ступени

Допуск циллиндричности ступицы зубчатого колеса, поверхность O70Н7>t=30мкм,

Т =0,5•0,30=15мкм> Т =0,016мм.

Допуск перпендикулярности на диаметре зубчатого колеса d=287,5 при l/d<0,7. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 6. По табл. 22.8 принимаем Т =0,025мм.

Допуск параллельности и симметрии шпоночного паза 20Р9 >Допуск ширины шпоночного паза tшп=52мкм. Тогда

Т=0,5•tшп=0,5•52=26мкм=0,025мм,

Т =2• tшп=52•2=104мкм=0,10мм.

10.3 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей крышки подшипника быстроходного вала

Допуск параллельности на диаметре Dф=165мм. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 8. Тогда по табл. 22.8 Т=50мкм=0,05мм.

Допуск соосности поверхности под манжету O95Н8 >Допуск размера поверхности t=54мкм. >Т=0,6•t=0,6•54=32,4 мкм. После округления Т=0,003 мм.

Позиционный допуск отверстий для крепления крышки Т=0,4(dотв+dв), где dотв=9 - диаметр отверстия, dв=8 - диаметр винта. > Т=0,4(dотв+dв)=0,4мм

10.4 Определим допуски формы и допуски расположения посадочных поверхностей крышки подшипника промежуточного вала

Допуск параллельности на диаметре Dф=117мм. Степень точности допуска при базировании шариковых подшипников - 8. Тогда по табл. 22.8 Т=40мкм=0,04мм.

Позиционный допуск отверстий для крепления крышки

Т=0,4(dотв+dв),

где dотв=9 - диаметр отверстия, dв=8 - диаметр винта. > Т=0,4(dотв+dв)=0,4мм

11. Подбор стандартных муфт

11.1 Муфта с резиновыми упругими элементами

Муфты подбираются по передаваемому моменту и соответствующему числу оборотов n (мин-1). Эти муфты допускают перекос валов 1,0…5,0 мм.

Материал деталей полумуфт - чугун СЧ32 ГОСТ 1412-79

Допускается изготовление из стали 35 ГОСТ 1054-74; болтов - сталь марки 45 ГОСТ 1054-74, улучшение 240-270НВ;

вкладышей резина марки 3465 ТУМХП 1166-58, с сопротивлением разрыву не менее 8,0 МПа и относительным удлинением при разрыве не менее 180%. Для малых муфт ступица и венец с кулачками могут быть изготовлены как одно целое.

11.2 Муфта компенсирующая с промежуточным элементом

Сущность комбинирования компенсирующих муфт с предохранительными элементами заключается в следующем. Мы выбираем наиболее подходящие для данного случая компенсирующую и предохранительную муфту. полумуфты предохранительной муфты, свободно сидящая на валу и соединенная с валом шпонкой.

Компенсирующая муфта - зубчатая муфта широко применяется для соединения валов, особенно в тяжелом машиностроении, где передают большие моменты и затруднена точная установка узлов. Компенсирующую способность муфты обеспечивает создание зазоров между сопряженными зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям зубчатых венцов втулок.

Зубчатые сопряжения муфт работают в масленой ванне. В муфтах предусмотрено отверстие для слива и залива в них масла, уплотнение для герметизации.

Смещение ?r=1,5 и отклонение ?=1°30? от параллельности осей валов вызывают поворот обоймы относительно втулок.

Зубчатые муфты выбирают по ГОСТ Р -50895-96. Муфты должны обеспечить 90% ресурс не менее 17000 ч.

Предохранительные муфты - в качестве предохранительных мы применяем муфты с разрушающимся элементом, шариковые ГОСТ 15621-77.

Поскольку все звенья кинематической цепи испытывают перегрузку различной степени, предохранительные муфты следует располагать как можно ближе к месту возникновения перегрузки.

Муфты с разрушающим элементом. Муфты этого типа отличает компактность и высокая точность срабатывания. Их применяют в тех случаях, когда по роду работы перегрузки могут возникать лишь случайно.

В качестве разрушающегося элемента используем штифты, выполненные из стали 45. В момент перегрузки штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.

Штифты применяют в стальных, закаленных до высокой твердости

(50…60 НRCэ) втулках, изготовляемых обычно из стали 45Х.

После разрушения штифта на плоскости среза обычно остаются заусенцы, мешающие удалению остатков штифта из втулки. Поэтому штифт выполняют с канавкой по месту среза.

12. Рамы. Крепление к полу

Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя.

Современное машиностроение характеризует частая замена и модернизация оборудования, что требует иногда перепланировки цехов. Появилась потребность в быстро переналаживаемом способе установки оборудования. Обычное оборудование (металлорежущие станки, приводы конвейеров и др.) теперь устанавливают или на переносных виброопорах, или непосредственно на бетонном (железобетонном) полу цеха, используя специальные фундаментные болты.

Фундаментные болты устанавливают в скважины, просверленные в полу цеха твердосплавным или алмазным инструментом, свободно перерезывающий и арматуру, или в колодец, заранее предусмотренный в полу.

Фундаментный болт по ГОСТ 24379.1-80 состоит из шпильки, шайбы, гаек и других деталей. Шпильки фундаментных болтов изготавливают из углеродистой стали марки ВСт3пс2 по ГОСТ 380-88.

На необработанном бетонном полу оборудование устанавливают с подливкой раствора цемента под опорную поверхность. Перед подливкой выверяют на горизонтальность подкладками или клиньями. Если поверхность пола точно обработана (например шлифованием), то выверку и подливку не применяют.

13. Регулировка узлов редуктора

Регулирование осевых зазоров в шариковых радиальных подшипниках. В таких типах подшипников осевые зазоры устанавливают при сборке изделия.

Наличие зазоров в подшипниках обеспечивает легкое вращение вала, а отсутствие их увеличивает сопротивление вращению, но повышает жесткость опор и точность вращения вала, а также улучшает распределение нагрузки между телами качения, повышая несущую способность подшипника.

При конструировании подшипникового узла предусматривают различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной величины, а при необходимости и создания так называемого предварительного натяга.

В подшипнике различают радиальный и осевой зазоры, которые связанны между собой определенно зависимостью. При изменении зазора в одном направлении (например, в осевом) изменяется зазор и в другом (радиальном) направлении. Зазоры в подшипниках создаются и изменяют при сборке чаще всего осевым смещением колец или (значительно реже) за счет радиальной деформации внутреннего кольца при его посадки на цилиндрическую поверхность вала. Регулирование зазоров подшипников выполняют осевым перемещением наружных или внутренних колец.

Регулирование подшипников осевым перемещением наружных колец.

Такое регулирование подшипников возможно осуществить набором тонких металлических прокладок устанавливаемых под фланцы приветных крышек подшипников. Для регулирования подшипников набор прокладок можно установить под фланец одной из крышек. Если дополнительно требуется регулировать осевое положение вала, общий набор прокладок разделяют на два, а затем каждый из них устанавливают под фланец соответствующей крышки. Регулирование набором металлических прокладок обеспечивает достаточно высокую точность, его применяют при установки многих типов подшипников.

При изменении режима работы изделия меняется его температура, а следовательно, зазор а подшипниках и жесткость. С течением времени выполненное при сборке регулирование подшипников постепенно нарушается вследствие изнашивания и обмятия микронеровностей. Поэтому необходимо периодическое повторное регулирование подшипников.

14. Сборка редуктора

После изготовления всех деталей и приемки их ОТК (отделом технического контроля) завода они поступают на сборку. Перед сборкой внутренняя часть корпуса редуктора тщательно очищается и покрывается маслостойкой краской, обычно красного цвета. Кроме того, перед сборкой вторично проверяются правильность расточки гнезд под подшипники, отсутствие прекоса и нарушение параллельности осей валов. Фактические диаметры гнезд под подшипники, перекос и не параллельность осей валов должны лежать в пределах заданных допусков.

Пред общей сборкой редуктора производиться сборка валов с насаживаемыми на них деталями. Далее собранные таким образом валы с подшипниками укладывается в основание корпуса и закрываются крышкой, предварительно плоскость стыка крышки и основания покрываются лаком и стягиваются болтами. Плоскость соединения корпуса с крышкой заполнят герметикам. После чего подшипники закрываются крышками, с уплотненными прокладками из технического картона и равномерно закрепляются болтами. Далее закрывается люк смотрового окна, крышкой с уплотненной прокладкой из технического картона и равномерно закрепляются болтами.

Затем ввертывается маслоспускная пробка вместе с прокладкой, вставляется в отверстие маслоуказатель. После сборки редуктор подвергают обкатке и испытанию.

Список используемой литературы

П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1998.

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора -машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.

Размещено на Allbest.ru