Проектирование и расчет червячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Как известно главным показателем качества машин является надёжность, которая обеспечивается на стадиях их проектирования, изготовления и эксплуатации. В курсе «Детали машин и основы конструирования» излагаются теоретические положения и инженерные методы обеспечения надлежащей надёжности машин на стадии проектирования.

В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

Заданием данного курсового проекта является спроектировать червячный редуктор общего назначения, предназначенный для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства.

Червячная передача относится к передачам зацепления. Оси валов ее перекрещиваются, угол перекрещивания обычно равен 90°.

Эту передачу целесообразно использовать там, где требуется плавность, компактность при значительном редуктировании частоты вращения и сравнительно небольшой передаваемой мощности .Червячной передачей можно осуществить большое передаточное число (около 500..1000). Однако для силовых передач оно выбирается в интервале 0, редко 110.

В целях максимальной унификации режущего инструмента и корпусных деталей для червячных редукторов (кроме специальных) ГОСТ 2144--76 регламентирует определенные соотношения величин. Во встроенных передачах, особенно при нарезании колес летучкой, могут применяться и нестандартные значения этих величин.

На работоспособность червячной передачи существенно влияет точность изготовления элементов передачи и точность ее монтажа.

Червячные колеса обычно изготавливают из бронзы или чугуна. Нарезают их червячными фрезами, форма которых совпадает с формой червяка. Лишь в исключительных случаях колеса нарезаются специальными фасонными резцами на оправке (летучкой).

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рисунок 1: Схема червячного редуктора

Определяем КПД привода редуктора

червячный редуктор подшипник шпонка

где - КПД передачи (выбираем по таблице); - КПД, учитывающее потери на трение в паре подшипников качения, m - число пар подшипников качения.

- КПД червячной передачи

=0,99; =0,82 Определяем требуемую мощность электродвигателя

Ртр=

Ртр = кВт.

где Р2 - мощность на ведомом валу; - КПД редуктора.

Из условия Р2 = кВт.

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Ртр = кВт выбираем асинхронный трёхфазный электродвигатель серии 4А ,закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А90L6УЗ , с параметрами Рдв= кВт .Номинальная частота вращения nдв = 1000 об/мин.

Передаточное число равно:

u= ( 3)

u==16,7

где nl - частота вращения ведущего вала;

n2 - частота вращения ведомого вала.

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов редуктора.

n1=1000 об/мин , n2 =60 об/мин

= рад/с; рад/с

Определяем вращающие моменты на валах редуктора.

T=

T1 = ; T1 = (Н, T2 = ; T2 = T1* u (Н

Результаты расчёта для наглядности представим в табличном виде (таблица 1).

Таблица 1 - Кинематические характеристики редуктора

Характеристика	Единицы измерения	Обозначения	Числовое значение
Мощность	кВт	Р1 (Ртр)
		Р2
Передаточное число	-	u	1
Частота вращения	мин -1	n1	1000
		n2	60
Угловая скорость	рад/с		104
Вращающий момент	Н м	T1	1
		T2	238,8

2. Расчет червячной передачи

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при

u = 16,7 принимаем z1 = 2.

Число зубьев червячного колеса

z2= z1u

z2=2

Принимаем стандартное значение z2 = 34 (см. табл. ).

При этом u=.

Отличие от заданного

По ГОСТ 2144-76 допустимо отклонение 4%.

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее НRС 45 и последующим шлифованием.

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования , то в целях экономии принимаем, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную форму).

Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [] = 155 МПа (табл. ). Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [OF]= КFL [OF]'.В этой формуле КFL = 0,543 при длительной работе, когда число циклов нагружения зуба 107; [OF]=98 МПа -- по табл. ;

[OF]= МПа

Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

aw=

aw= мм.

Модуль

m=

m==6 мм.

Принимаем по ГОСТ 2144--76 (табл. ) стандартные значения m = 6,3 мм и q = 10.

Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q

aw=

aw= мм;

Основные размеры червяка:

делительный диаметр червяка

d1=qm

d1=10 6,3=63 мм;

диаметр вершин витков червяка

da1=d1+2m

da1 =63+2*6,3=76мм;

диаметр впадин витков червяка

df1=d1-2,4m

df1 =63-2,4 6,3=48 мм;

длина нарезанной части шлифованного червяка

b1=(11+0,06 34) 6,3+25=10 мм; принимаем b1=107 мм.

делительный угол подъема витка ( по таблице ): при z1=2 и q=10

= 11°19'.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр червячного колеса

d2=z2m=34 =214 мм

диаметр вершин зубьев червячного колеса

da2=d2+2m=214+2 =227 мм;

диаметр впадин зубьев червячного колеса

df2=d2-m=214-2,4 6,3=199 мм;

наибольший диаметр червячного колеса

dam2

ширина венца червячного колеса

b2

b2 =0,75 76=57 мм.

Окружная скорость червяка



=м/с

Скорость скольжения

м/с;

при этой скорости [МПа (см. табл. [1]).

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено аw = 135,5 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до аw = 139 мм и пересчет делать не надо, необходимо лишь проверить. Для этого уточняем КПД редуктора:

при скорости vs = 5 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянистой бронзы и шлифованного червяка (см. табл. [1]) f` = 0,03 1,5 = 0,045 и приведенный угол трения. р' = 1°30'.

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла

.

По табл. выбираем 7-ю степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности Кv = 1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

К

где коэффициент деформации червяка при q = 10 z2 = 2 по табл. [1] . Примем вспомогательный коэффициент х = 0,6 (незначительные колебания нагрузки, с. 65[1]):

.

Коэффициент нагрузки

К=К

Проверяем контактное напряжение

<[]=166 МПа

Результат расчета следует признать удовлетворительным, так как расчетное напряжение ниже допускаемого на % (разрешается до 15 %).0 Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба по табл. YF= 2,27.

Напряжение изгиба

что значительно меньше вычисленного выше [] = 53,3 МПа.

3. Предварительный расчет валов

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведомого (вал червячного колеса)

Т к2=Т2=238,8Н мм;

Ведущего (червяк)

.Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис. 1).

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

мм.

Но для соединения его с валом электродвигателя примем dв1=24 мм; диаметр вала под уплотнения dв1у=26 мм, диаметры подшипниковых шеек dп1 =30 мм.

Диаметр выходного конца

 мм.

Принимаем dв2=38 мм , диаметр вала под уплотнения dв2у=40 мм, диаметр подшипниковых шеек dп2=45 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dк2=50 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

Принимаем мм.

Длина ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем lСТ2=80 мм.

4. Конструирование червяка и червячного колеса

Принимаем lст2 = 90 мм.

Витки червяка выполняем за одно целое с вал

Основные размеры червяка:

делительный диаметр: мм;

диаметр вершин витков: мм;

диаметр впадин витков: мм;

длина нарезанной части: b1 = 110 мм;

расстояние между опорами червяка принимаем мм;

диаметр подшипниковых шеек: мм;

диаметр выходного конца: dв1 = 32 м

Червячное колесо выполняем составным: венец - бронзовый, центр -

чугунный, чугун марки СЧ15.

Основные размеры червячного колеса:

делительный диаметр: мм;

диаметр вершин зубьев: мм;

диаметр впадин зубьев: мм;

ширина венца: мм;

диаметр выходного конца: dв2 = 38 мм;

диаметр подшипниковых шеек: мм.

Диаметр ступицы червячного колеса:

(мм).

Принимаем dст2 = 100 мм.

Длина ступицы червячного колеса:

(мм).

5. Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

= 0,04а + 2

= 0,04 150+2=8 мм

принимаем =10. мм;

1=0,032а+2

1 =0,032 150+2=6,8 мм,

принимаем 1= 8мм.

Толщина фланнев (поясов) корпуса и крышки

b=b1=1,5

b =1,5 10=15 мм

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

р1 =1,5

р1 =1,5 10= 15 мм;

р2= (2,25 2,75) = (2,25 2,75)10 = 22,5 27,5 мм,

принимаем р2= 25 мм. Диаметры болтов:

фундаментных d1=(0,03 0,036) а + 12 = (0,030,036)150+12 =16,517,4 мм;

принимаем болты с резьбой М16 диаметры болтов d2 =13мм d3= 10 мм.

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях -- разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; желательный.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии аw = 200 мм. Затем проводим две вертикальные осевые линии, одну для главного вида, вторую для вида сбоку.

Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса 15мм.

Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии мм один от другого, располагая их симметрично относительно среднего сечения червяка.

Так же симметрично располагаем подшипники вала червячного колеса. Расстояние между ними замеряем по чертежу l2 =110.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые усилия, примем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые конические легкой серии ( табл. П6 и П7[1]):

Таблица 2

Условное обозначение подшипников	d	D	B	T	C	e
	мм	кН
7808	40	85	19	19,25	46,5	0,38
7809	45	90	20	20,75	50,0	0,41

7. Выбор подшипников и расчет их на прочность

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке,

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Расчетная схема подшипников ведущего вала

Н

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,

Н

радиальные силы на колесе и червяке

Н

Направления сил представлены на рис. 14[1]; опоры, воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».

7. 3 Вал червяка

Расстояние между опорами . Диаметр d1=63мм.

Реакции опор (правую опору , воспринимающую внешнюю осевую силу Fa1, обозначим цифрой «2»):

в плоскости xy

H;

H;

Н;

Суммарные реакции

Н;

Н;

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников :

Н;

Н;

где для подшипников и радиально-упорных подшипников с углом = 26° коэффициент осевого нагружения е = 0,68 (см. табл. 8). Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 1[1]). В нашем случае S1<S2;

Pa1 =FaS2 -S1;

Pa1= S1= 294 Н;

Pa2= Н.

Рассмотрим левый («первый») подшипник.

Отношение осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н,

где по табл. 9 для приводов винтовых конвейеров Кб = 1,3. Коэффициенты V= 1 и Кт =1.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый («второй») подшипник.

Отношение > е,

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой;

кН

где Х = 0,41 и Y= 0,87 по табл. 8.

Расчетная долговечность, млн. об., по формуле (2,7)

;

где С- динамическая грузоподъёмность по каталогу; Р- эквивалентная нагрузка; L- номинальная долговечность.

L= млн. об.

Расчетная долговечность, ч

ч,

где n= 1500 об/мин -- частота вращения червяка.

Ведомый вал (см. рис. 3).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5 - Расчетная схем подшипников ведомого вала

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций Р3 и Р4 --см. рис. 3)l2 =110 мм; диаметр d2 =240 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Р обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй» см. табл. .1[1]).

В плоскости хy

H.

В плоскости yz

Проверка

Суммарные реакции

0 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников- по формуле (7,4)

- для конических роликоподшипников,

-для радиально-упорных шарикоподшипников.

где для подшипников 7209 коэффициент влияния осевого нагружения е=0,41.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 1) в нашем случае

1 Для правого подшипника отношение поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

.

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7209. Долговечность определим для левого подшипника, для которого зквивалентная нагрузка значительно больше.

2 Для левого подшипника мы должны учитывать осевые силы.

примем V= 1; Кб = 1,3 и КT =1; для конических подшипников 7209 при коэффициенты. Х = 0,4 и Y= 1,459 (см. табл. 8 и П7[1]);

3 Расчетная долговечность по формуле , млн. об.

млн. об,

где С=50.4 Расчетная долговечность, ч

ч.

где n -- 80 об/мин -- частота вращения вала червячного колеса.

Столь большая расчетная долговечность объясняется тем, что по условию монтажа диаметр должен быть больше диаметра dв2= 38 мм. Поэтому был выбран подшипник 7209. Кроме того, следует учесть, что ведомый вал имеет малую частоту вращения n -- 80 об/мин

8. Второй этап компоновки редуктора

Используем чертежи первого этапа компоновки. Второй этап имеет целью конструктивно оформить основные детали - червячный вал, вал червячного колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.

Смазывание зацепления и подшипников вала червяка - разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком.

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем жезловый маслоуказатель.

Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размеры были определены выше. Вычерчиваем фланцы и нижний пояс. Конструируем крюки для подъема.

Устанавливаем крышки подшипников глухие и сквозные для монжетных уплотнений. Под крышки устанавливаем металлические прокладки для регулировки.

Венец червячного колеса насаживаем на чугунный центр с натягом. Посадка Н7/р6 по ГОСТ 25347 - 82.

Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце вала червяка мм и под червячным колесом мм.(по таблице 8,9[1]).

9 Тепловой расчёт редуктора

Площадь теплоотводящей поверхности редуктора высчитываем по формуле:

,

где аw - межосевое расстояние.

Получаем мм2 = 0,8 м2;

Перепад температур между маслом и окружающим воздухом равен:

,

где N1 - мощность на валу червяка; N1 = Nтр = 5 кВт = 2650 Вт;

А - площадь редуктора; А = 0,8 м2 ;

- КПД редуктора; ;

kt - коэффициент теплопередачи; принимаем kt = 15 Вт/(м2 оС).

Подставляя исходные данные в формулу , получаем:

Допускаемый перепад температур .

Корпус ребристым делать не будем.

10 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

Материал шпонок - сталь 45. Шпонку выбираем из стандартного ряда в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки и так, чтобы она была на 5 - 10 мм меньше длины ступицы. Для соединения ведущего вала с муфтой выбираем шпонку , а для соединения червячного колеса с ведомым валом - шпонку (табл. , ст. 169 [1]).

1 Напряжение смятия находим по формуле:

,

где T - передаваемый вращающий момент, Н мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки

l - рабочая длина шпонки;

t1 - глубина паза;

h - высота шпонки.

Напряжение смятия не должно превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие:

,

где - допускаемое напряжение смятия.

1 Ведущий вал: d = 30 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 50 мм; l = 32 мм; момент на ведущем валу Н мм. Подставляя исходные данные, получаем:

(МПа) < .

Материал полумуфты - чугун марки СЧ 20.

1 Ведомый вал: d = 38 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = мм; l = 32 мм; момент на ведомом валу Н мм. Подставляя исходные данные, получаем:

< .

Условие выполняется

11 Уточнённый расчёт валов

Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при . Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов. Для определения наиболее опасного сечения вала построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Ведущий вал. Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик, значительно превосходят те, которые могли быть получены расчётом на кручение. Диаметр выходного конца вала при расчёте на кручение равен 14,7 мм, но для удобства соединения этот диаметр принимаем равным диаметру вала электродвигателя (dв1 = 30 мм).

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка равен:

,

где da1 - диаметр вершин витков червяка; da1 = 76 мм,

df1 - диаметр впадин витков червяка; df1 = 48 мм.

Получаем:

(мм4)

Стрела прогиба:

,

где l1 - расстояние между опорами,

Ft1 - окружная сила на червяке,

Fr1 - радиальная сила на червяке,

Jпр - приведённый момент инерции поперечного сечения червяка,

E - модуль упругости материала.

После подстановки получаем:

(мм).

1 Допускаемый прогиб:

(мм).

Таким образом, жёсткость обеспечена, так как

мм < .11,5 Ведомый вал.

Из предыдущих расчётов имеем: реакции опор в плоскости xz: Rz3 = Rz4 = 2670,75 (H); в плоскости yx: Ry3 = 669,16 (H), Ry4 = 2613,3 (H); l2 = 130 мм.

Определяем изгибающие моменты:

1 Определяем изгибающие моменты:

в плоскости yx

в плоскости xz

1 Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов. Расчётная схема ведомого вала изображена на рисунке 5.

Опасным сечением является сечение С, так как в нём действуют наибольшие изгибающие моменты.

1 Определяем суммарный изгибающий момент:

(кН)

1 Находим амплитудное изгибающее напряжение:

,

где Mи - суммарный изгибающий момент,

Wи - момент сопротивления изгиба.

,

где dк2 - диаметр вала в месте посадки червячного колеса,

b - ширина шпонки,

t1 - глубина шпоночного паза,

Рисунок 5 - Расчётная схема ведущего вала

Получаем:

(мм3).

Тогда амплитудное изгибающее напряжение равно:

(МПа).

Среднее напряжение цикла , так как цикл принимается симметричным.

10 Находим амплитудное и среднее напряжение кручения:

,

где Tк - крутящий момент на ведомом валу,

Wк - момент сопротивления кручению.

(мм3).

Амплитудное и среднее напряжение кручения равно:

(МПа).

11 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:



где - предел выносливости при симметричном цикле изгиба;

(МПа),

МПа, для стали 45 по табл. , ст. 34 [1])

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений; = 1,74 ( по табл. , ст. 165 [1]),

- масштабный фактор для нормальных напряжений; = 0,805 (по табл. , ст. 166 [1]).

Подставляя данные в формулу , получаем:

12 Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где - предел выносливости при симметричном цикле

кручения;(МПа),

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений; = 1,59 ( по табл. , ст. 165 [1]),

- масштабный фактор для касательных напряжений; = 0,688 (по табл. , ст. 166 [1]).

Подставляя данные в формулу , получаем:

13 Находим результирующий коэффициент запаса прочности:

Условие выполнено.

12 Подбор муфты

Для соединения вала электродвигателя и вала червяка используем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Муфту подбираю в зависимости от: условий работы, диаметров соединяемых валов и величины расчетного крутящего момента.

1 Расчетный крутящий момент определим по формуле:

,

где k - коэффициент, учитывающий условия работы; k =1,5 (табл. 1, ст. 272 [1]).

Т1 - вращающий момент на ведущем валу; Т1 = 38 (Н м)

Расчётный крутящий момент равен:

(Н•м)

Для муфты соединяющей валы диаметром 32 мм., [Т] = 250 Н•м. Условие выполнено.

Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по формуле:

,

где D1 - диаметр окружности расположения пальцев;

z - число пальцев;

dп - диаметр пальца;

lп - длинна пальца.

D1 = 140 мм, z = 6, dп = 14 мм, lв = 28 мм (табл. П59, ст. 391 [3]).

После подстановки получим:

(МПа)

Допускаемое напряжение смятия для резины МПа.

13 Выбор посадок основных деталей редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, внутренние поверхности редуктора под наружные кольца подшипников по H7. Посадка колеса на вал: H7/p6 по ГОСТ 25347-82. Крышки подшипников выполняем с отклонением вала k7. Посадки распорного кольца H8/h8.

14 Смазка передачи и подшипников редуктора

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях МПа и скорости скольжения м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна м2/с (табл.1, ст. 253 [1]). Принимаем масло индустриальное марки

И-20А (табл. 10, ст. 153 [1]).

15 Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают радиально-упорные конические подшипники, предварительно нагрев их в масле до С. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

При установке червяка, выполненного за одно целое с валом, следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для подшипников..

В начале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал вставляют в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

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

Регулировку радиально-упорных подшипников производят набором тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.

Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка. Этого добиваются переносом части прокладок с одной стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменения.

Ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.

Список литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин.-- М.: 1987.

2. Дунаев П.Ф.. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.-- М.: 1990.

3. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин.-- М.: 1984.

4. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование.-- К.: 1987.

Размещено на Allbest.ru

...