Ссср в качестве учебного пособия для учащихся машиностроительных специальностей техникумов москва машиностроение 1988 2 ббк 34. 41 К
 Скачать 5.95 Mb.
|
|
§ 12.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ КОНИЧЕСКИМ ПРЯМОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ Спроектировать одпоступенчатый горизонтальный конический прямозу- бый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, то ив примере §12.1: полезная силана ленте конвейера л 8,55 кН: скорость ленты л = 1,3 мс диаметр барабана б = 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; 294 КПД открытой цепной передачи 3 =0,92; коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 4 = 0,99. Общий КПД привода Мощность навалу барабана Р б = F л v л = 8,55 х 1,3 = 11,1 кВт. Требуемая мощность электродвигателя Угловая скорость барабана Частота вращения барабана По табл. П приложения по требуемой мощности Р тр = 12,8 кВт выбираем такой же электродвигатель, как ив примере §12.1: трехфазный короткозамкнутый серии А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин А 160 МУЗ с параметрами P дв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения п дв = 1000 – 26 = 974 об/мин Общее передаточное значение привода 295 Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 12289-76 и р = 3,15; тогда для цепной передачи Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана Вал В Вал С Вал А Вращающие моменты навалу шестерни навалу колеса II. Расчет зубчатых колес редуктора Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. § 3.4. Примем для шестерни и колеса одну и туже марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм. По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь Х 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 K HL = 1. Коэффициент безопасности примем [S H ] = 1,15. Коэффициент К Н при консольном расположении шестерни — КН 1,35 см. табл. 3.1). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (рекомендация ГОСТ 12289-76). Внешний делительный диаметр колеса по формуле (3.29)] 296 в этой формуле для прямозубых передач K d = 99; передаточное число и = р = 3,15; Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение е мм. Примем число зубьев шестерни z 1 25. Число зубьев колеса Примем z 2 = 79. Тогда Отклонение от заданного что меньше установленных ГОСТ 12289 — 76 3%. Внешний окружной модуль округлять те до стандартного значения для конических колес необязательно. Уточняем значение Отклонение от стандартного значения составляет что допустимо, так как менее допускаемых 2%. Углы делительных конусов Внешнее конусное расстояние и длина зуба b: Принимаем b = 48 мм. Внешний делительный диаметр шестерни Средний делительный диаметр шестерни Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев) 297 Средний окружной модуль Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру Средняя окружная скорость колес Для конических передач обычно назначают ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки По табл. 3.5 при bd = 0,56, консольном расположении колеси твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К = 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 мс КН 1,05 (см. табл. 3.6). Таким образом, КН = 1,23 1,0 1,05 = 1,30. 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 см. формулу (3.31),]: 298 Коэффициент нагрузки К К F К Fv . По табл. 3.7 при bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HR < 350 значения К 1,38. По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 мс и й степени точности К = значение взято для й степени точности в соответствии с указанием нас. Итак, К 1,38 1,45 = 2,00. Y F — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев для шестерни для колеса При этом Y F1 = 3,88 и Y F2 = 3,60. Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба По табл. 3.9 для стали Х улучшенной при твердости НВ < 350 0 F lim b = 1,8 НВ. Для шестерни 0 F lim b1 = 1,8 270 490 МПа для колеса 0 F lim b2 = 1,8 245 = 440 МПа. Коэффициент запаса прочности [S F ] = [S F ]' [S F ]". По табл. 3.9 [S F ]' = 1,75; для поковок и штамповок [S F ]" = 1. Таким образом, [S F ] = 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 Т к1 = Т = 126 10 3 Н мм; ведомого Т к2 = Т к1 и = 126 10 3 3,16 = 400 10 3 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 d дв = 42 мм, принимаем в = 32 мм. Диаметр под подшипниками примем п = 40 мм диаметр под шестерней к = 30 мм. 300 Ведомый вал (рис. 12.17). Диаметр выходного конца вала d в2 определяем при меньшем к = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения цепи Примем в = 48 мм диаметр под подшипниками = мм, под зубчатым колесом = 60 мм. IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса Шестерня (см. рис. 10.4 ирис. Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии т) т b= 48 мм примем т = 50 мм. Колесо. Коническое зубчатое колесо кованое (см. риса и табл. 10.1). Его размеры d ае2 = 318,41 мм b 2 = 48 мм. Диаметр ступицы т l,6 к = 1,6 60 95 мм длина ступицы т = к = (1,2 1,5) 60 = 72 90 мм принимаем т = 80 мм. Толщина обода от мм принимаем о = 15 мм. Толщина диска Се 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 d 1 = 0,055R e + 12 = 0,055 • 166 + 12 = 21 мм принимаем фундаментные болты с резьбой М 301 болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d 2 = (0,7 0,75)d 1 = = (0,7 0,75) 20 = 14 15 мм принимаем болты с резьбой M16: болтов, соединяющих крышку с корпусом, d 3 = (0,5 0.6)d 1 = (0,5 0,6) 20 = = 10 12 мм принимаем болты с резьбой М. 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. ч. VII; выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке Передаточное число цепной передачи и ц = 4,97. Число зубьев ведущей звездочки z 3 = 31 —2 и ц = 31 — 2 4?97 21. Число зубьев ведомой звездочки z 4 = z 3 и ц — 21 4,97 = 104,37. Принимаем z 4 = 104. Тогда Отклонение что допустимо. Расчетный коэффициент нагрузки см. формулу (7.38)] примем таким же, как в примере § 12.1, К э = 1,25. Шаг однорядной цепи При п = 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; оп = 262 мм (ГОСТ 13568-75). Скорость цепи Окружная сила Проверяем давление в шарнире по формуле (7.39) р 302 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 ц = 3800 Нот центробежных сил F v = qv 2 = 3,8 3,41 2 44 Нот провисания цепи см. с. 154) при k f = 1,5; q = 3,8 кг/м; Расчетная нагрузка на валы Диаметры ведущей звездочки делительной окружности наружной окружности где d 1 = 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 ст = 1,6 48 = 78 мм ст (1,2 1,5) 48 = 58 72 мм принимаем ст 70 мм. Толщина диска звездочки 0,9 3 В вн = 0,93 19,05 = 18 мм, где В вн = = 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 мазе- удерживающими кольцами. Устанавливаем возможность размещения одной проекции — разрез по осям валов - на листе формата Ах 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 е = 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. П Условное обозначение подшипника 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 у = 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 f 1 = 55 + 18 = 73 мм. Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала c 1 (1,4 2,3) f 1 = (1,4 2,3) 73 = 102 168 мм. Примем c 1 = 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 у = 20 мм (для размещения мазеудерживающего кольца. Для подшипников 7211 размер 22 мм. 304 Определяем замером размер Ат 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 f 2 = 71 мм и с = 159 мм (следует обратить внимание на то, что А' + Ас Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5x, те мм. Намечаем положение звездочки (на расстоянии у 2 от торца подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции, ближнего к ней полтинника l 3 = 100 мм. VIII. Проверка долговечности подшипников Ведущий вал (см. рис. 12.16). Силы, действующие в зацеплении F t = 2940 Н F r1 = F a2 = 1020 Ни Н. Первый этап компоновки дал f 1 = 73 мм и с = 120 мм. Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу а, обозначим индексом «2»), В плоскости х Проверка В плоскости у Проверка R y2 - R y1 + F r = 505 – 1525 + 1020 = 0. Суммарные реакции Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9) 305 здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е = 0,38. Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S 1 > S 2 ; F a > 0; тогда а = S 1 = 1590 Н Р а2 = S 1 + F a = 1590 + 322 = 1912 Н. Рассмотрим левый подшипник. Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) для заданных условий V = К б = К т = 1; для конических подшипников при коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 1,565 (см. табл. 9.18 и П приложения) Эквивалентная нагрузка Р э2 =(0,4 1860+1,565 1912) = Н = 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). 306 Из предыдущих расчетов F t = 2940 Н F r = 322 Ни Н. Нагрузка навал от цепной передачи F вх = 3978 Н. Составляющие этой нагрузки F вх = F ву = в sin = 3978 sin 45° 2800 Н. Первый этап компоновки дал f 2 = 71 мм, с = 159 мм и l 3 = 100 мм. Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F a ), 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 d 2 = mz 2 = 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. 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 307 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 М х 1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 0,15) п 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 навал 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, у = 20 мм и др. Используя расстояния f 2 и с, 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), ас другой — в мазеудерживаю- 308 щее кольцо участок вала 60 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазе- удерживающее 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 г Т = 1,5 23 = 35 мм Т = 23 мм — ширина подшипника 7211, указанная нас. Проверка прочности шпоночных соединений Шпоночные соединения проверяем на смятие также, как в § 12.1. Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала к звездочке. Диаметр вала в этом месте d e2 = 48 мм. Сечение и длина шпонки b x h x l = 14 х 9 х 63, глубина паза t 1 = 5,5 мм по ГОСТ 23360-78. Момент на звездочке Т = 400 10 3 Н мм. Напряжение смятия XI. Уточненный расчет валов Также, 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 вместе посадки подшипника, ближайшего к шестерне (см. рис. 12.16). В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты М у и Мхи крутящий момент Т = Т 1 Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника навал. Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях 309 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. 310 У ведомого вала следовало бы проверить прочность в сечении под колесом к = 60 мм и под подшипником п = 55 ммсо стороны звездочки. Через оба эти сечения передается вращающий момент Т = 400 10 3 Н мм, нов сечении под колесом действует изгибающий момента под подшипником Ми = в = 3978 100 = 397,8 10 3 Н мм. Ми больше М и3 всего на 7%, а момент сопротивления W 2 больше пропорционально = = (60/55) 3 = 1,30, те. на 30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более опасно сечение под подшипником. Для него и проведем расчет. Изгибающий момент Ми = 397,8 10 3 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. 311 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 нас. 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 мазе- удерживающим кольцом, ас другой — манжетным уплотнением. Подшипники ведомого вала уплотнены также, 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 М. XIII. Посадки основных деталей редуктора Посадки назначают также, как ив примере § 12.1. 312 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. Приконтактных напряжениях Н 470 МПа и средней скорости v = 4,35 мс вязкость масла должна быть приблизительно равна 28 10 -6 мс. 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. 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 затем, 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, те. 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 Н / j s 6. 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 риса. На этом рисунке показаны заштрихованными те детали, которые участвуют в передаче внешней осевой силы F a . 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. б. 314 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 аза счет того, что при одном и том же расстоянии L между подшипниками расстояние с > с 1 К недостаткам второй схемы (см. рис. б) относится то, что внешняя осевая сила нагружает правый подшипник, на который действует большая радиальная сила Р пр > Р' л . Впервой схеме (см. риса) внешняя осевая сила F a нагружает левый подшипник, на который действует меньшая радиальная сила Р л < Р пр . Поэтому неоднородность нагрузки подшипников при установке по второй схеме возрастает. |