«Янтарный сказ ББК 34.42 Я7 Ш39 УДК 621.81.001 63(07) Рецензенты: канд. техн. наук, проф. М. П. Горин (Калининградский государственный технический университет); преподаватель В. П. Олофинская (Московский ...»

3. Методические указания к выполнению курсового проекта а) Решение задач в рекомендуемой последовательности (см. табл.

0.1) обеспечивает правильность процесса проектирования и посте­ пенное накопление навыков конструкторской работы.

б) Все расчеты выполняются в единицах СИ. При этом для удоб­ ства расчетов используют производные единицы длины (мм) и напря­ жения (Н/мм^). Точность расчетов зависит от определяемой величины и, как правило, не превышает одного-двух знаков после запятой; точ­ ность выполнения некоторых расчетов указывается отдельно.

в) Графические работы выполняются в соответствии с требования­ ми на составление и оформление чертежей по ЕСКД (см. задачу 14).

г) При выполнении курсового проекта используется не менее 40...50 таблиц и графиков. Для овладения навыками пользования ими рекомендуется:

усвоить название, назначение и конструкцию таблицы, четко представлять искомую величину, ее единицу;

уяснить, от каких известных величин или положений зависит искомая величина;

таблицы, как правило, не дают искомую величину однозначно, предлагая ее диапазон от нижнего до верхнего предела. Если нет специальных указаний, следует выбрать одно из значений в предло­ женном диапазоне в соответствии с требованиями расчета;

часто решающее значение в понимании и использовании табли­ цы имеют примечания к ней. Поэтому при первом ознакомлении с таблицей следует внимательно изучить примечания, если таковые есть.

Специальные указания по использованию отдельных таблиц даны по мере выполнения задач проекта;

использование большинства таблиц связано с применением линей­ ного интерполирования, с помощью которого можно найти промежу­ точные значения искомой величины, не приведенные в таблице.

Пример. По табл. 4.10 найти коэффициент формы зуба У^для венца червячного колеса с эквивалентным числом зубьев z^2^ 68.

Таблица дает следующие значения:

для z,2= 60 АУ^^= 1,40; для z,2= 80 7^^= ^34.

Заданное число зубьев z^2 отличается от табличного на 68 — 60 = зубьев либо на 80 — 68 = 12 зубьев. Изменение табличного коэф­ фициента К/=1,40 — 1,34=0,06 при изменении табличного числа зубьев на Az^^'^SO — 60=20. Тогда можно использовать одну из двух пропорций для определения изменения искомого коэффициента А 7^^ и А Ур2 от табличного:

отсюда: AY^=—2Q- = 0,024; ^Уг2^—20— " ^'^^^• Искомый коэффициент формы зуба определится:

либо д) Параметры, характеризующие узел быстроходного (ведуще­ го) вала редуктора или открыгой передачи, имеют индекс «1», на­ пример Zp Tj, HBj и т. п., а тихоходного (ведомого) вала — ин­ декс «2» {z^, Т^, HBj и т. п.). При этом надо иметь в виду, что в проектируемых в пособии понижающих переданах быстроходный вал редуктора является одновременно тихоходным валом для ременной передачи, а тихоходный вал редуктора — быстроходным для цеп­ ной или открытой зубчатой (см. технические задания).

е) В целях унификации и удобства расчетов отношение пара­ метров ведущего и ведомого звеньев передач обозначено и — пере­ даточное число:

(Отношение угловых скоростей ведущего а)^ и ведомого о)^ звень­ ев называют также передаточным отношением /).

ж) В пособии приняты следующие сокращения и обозначения:

Б — быстроходный вал редуктора зп — закрытая передача (редуктор) Т — тихоходный вал редуктора оп — открытая передача з) Каждая задача пособия делится на подразделы, а подразделы — на пункты и подпункты. Задачи нумеруются одной цифрой: 1, 2, 3 и т. п.; подразделы в задачах — двумя цифрами: 2.1, 2.2,..., 5.8, 5.9 и т. п.; пункты в подразделах — одной цифрой: 1, 2, 3 и т. п.; подпун­ кты в пунктах обозначаются буквами: а), б), в)* и т. п. Каждый с новой строки.

Такое деление систематизирует изложение задач и используется при ссылках на соответствующий материал. Так, ссылка «см. 9.3, * По г о с т 7.32—91 пункты и подпункты нумеруются соответственно тремя и четырьмя цифрами.

п. 2» означает 2-й пункт 3-го подраздела 9-й задачи и т. п.

Таблицам и рисункам присваивается двузначный номер, где пер­ вая цифра — номер задачи, а вторая — номер рисунка или табли­ цы. Так, ссылка «рис. 10.24» означает 24-й рисунок 10-й задачи;

«табл. 5.3» — 3-я таблица 5-й задачи и т. п.

и) В конце книги приводится справочник, состоящий из трех частей — атласа, классификатора ЕСКД и каталога.

В атлас (часть 1) вошли конструкции одноступенчатых редукто­ ров различных типов с элементами открытых передач и полумуфта­ ми; номерам рисунков придана буква А (см. рис. А1...А18). Приве­ денные здесь конструкции не должны рассматриваться как образцы, подлежащие слепому копированию. Они лишь помогут освоить опыт проектирования и на этой основе разработать свою конструкцию, удовлетворяющую требованиям технического задания.

Классификатор ЕСКД (часть 2) включает коды классификацион­ ных характеристик проектируемых деталей передач и сборочных еди­ ниц (см. 14.1., п. 4). Номерам таблиц Классификатора придана буква Д (см. табл. Д1...ДЗ).

В каталог (часть 3) включены таблицы стандартных изделий, материалов, деталей передач, двигателей. Таблицы расположены в алфавитном порядке названий. Номерам таблиц каталога придана буква К (см. табл. К1...К45).

к) Прежде чем приступить к выполнению курсового проекта, сле­ дует внимательно и подробно изучить вопросы организации курсового проектирования, 4. Технические задания на курсовой проект В пособии разработаны технические задания на проектирование приводных устройств конвейеров, грузоподъемников, питателей, смесителей и других средств механизации, широко применяемых в различных отраслях народного хозяйства.

Приводные устройства включают нестандартные одноступенчатые редукторы различных типов (цилиндрические, конические, червяч­ ные), открытые передачи (ременные, цепные, зубчатые) и муфты.

В проектируемьос приводах принят двигатель серии 4А общепромыш­ ленного применения. При этом проектируются приводы индивидуаль­ ного производства малой Р 150^ 8. Определить скорость ремня v, м/с:

где d^ и п^ — соответственно диаметр ведущего шкива (см. п. 1) и его частота вращения (см. табл. 2.5); [i;]=35 м/с — допускаемая скорость.

9. Определить частоту пробегов ремня U, с':

Рис. 6.6. пример схемы нагружения валов червячного одноступенчатого редуктора с муфтой и открытой цилиндрической прямозубой передачей 4. Выбрать направление винтовой линии колес (червяка). В цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым зубом, колесо — с правым; в конических передачах с круговыми зубьями — шестерню с правым зубом, колесо — с левым; направ­ ление витков червяка в червячной передаче — правое (см. рис.

6.1... 6.3).

5. Определить направление вращения быстроходного и тихоход­ ного валов редуктора (со, и со2) по направлению вращения двигате­ ля.

Направление вращения двигателя выбрать в соответствии с на­ правлением вращения приводного вала рабочей машины.

Если привод реверсивный, то направление вращения двигателя можно выбрать произвольно. В приводах с коническими редукто­ рами при правом зубе шестерни направление вращения двигателя следует принять по ходу часовой стрелки, если смотреть со сторо­ ны вершины делительного конуса шестерни (см. рис. 6.2); возни­ кающая при этом осевая сила на шестерне F^^ будет направлена к основанию делительного конуса, что исключит заклинивание зу­ бьев в процессе зацепления.

6. Определить направление сил в зацеплении редукторной пары в соответствии с выбранным направлением винтовой линии и вра­ щения валов: на шестерне (червяке) — F^^, F^^, F^^ и на колесе F^^, ^г2' ^а2 (^^- Р^^- 6.1...6.3). Силы / ], и F^^ направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Г, и Т^, приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F^^ направлена противоположно вращению шестерни, F^^ — по направлению вращения колеса.

7. Определить направление консольных сил на выходных кон­ цах валов (см. рис. 6.4...6.6).

а) Направление сил в открытых зубчатых передачах определить так же, как в редукторных парах (см. п. 6).

б) Консольная сила от ременной (цепной) передачи F^^ перпен­ дикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в кинематической схеме привода может быть направлена вертикаль­ но, горизонтально или под углом к горизонту. Если проектным заданием предусмотрено наклонное положение передачи под углом 0), то силу F^^ нужно разложить на вертикальную f и горизонталь­ ную F^. составляющие (см. рис. 6.4) и определить их значение (см.

рис. 8.1).

в) Консольная сила от муфты F^ перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении окружной силы F^ может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа муфты). Поэтому ре­ комендуется принять худший случай нафужения — направить силу F^^ противоположно силе /), что увеличит напр51жения и деформа­ цию вала.

8. Определить направление радиальных реакций в подшипни­ ках.

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоход­ ного валов направить противоположно направлению окружных {F^^ и F^^ и радиальных (F, и F^) ^^^ ^ зацеплении редукторной пере­ дачи. Точка приложения реакции — середина подшипника. При этом считать, что реакции от действия консольных нагрузок гео­ метрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обо­ значить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник и соответствующее направление координатной оси (7?^, R^^ и т. п.).

9. Определить направление суммарных реакций в подшипниках геометрическим сложением радикальных реакций в вертикальной и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма. Индекс обозначения суммарной реакции указывает данный подшипник (/?^, К^ и т. п.).

10. Составить табличный ответ к задаче 6. Конструкция табли­ цы зависит от сочетания вида редуктора и открытой передачи, вхо­ дящих в проектируемый привод, и ее следует выполнить аналогич­ но примерам на рис. 6.4...6.6.

Характерные ошибки:

1. Неправильные вычисления.

2. Несоразмерность единиц вращающего момента Т и делительного диаметра d при определении окружной силы / ].

3. Неправильно определены направления сил F^, F^, F^B зацеплении редуктор­ ной пары и консольных нафузок F^^ и F^.

4. Неправильно определены направления реакций в подщипниках.

5. Не соблюдены требования ЕСКД при выполнении силовой схемы.

6. Небрежно выполнены схемы.

РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО

ВИДА РЕДУКТОРА

2. Выбрать допускаемые напряжения на кручение.

3. Выполнить проектный расчет валов на чистое кручение.

4. Выбрать предварительно тип подшипника.

5. Разработать чертеж общего вида редуктора Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испы­ тывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й — про­ ектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение (см. 7.3);

2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения (см. 11, п. 4).

В проектируемых редукторах рекомендуется применять терми­ чески обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Механические характеристики сталей для изготовления валов (а^, а^, а j) определяют по табл. 3.2.

7.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение Проектный расчет валов выполняется по напряжениям круче­ ния (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают на­ пряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность на­ пряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компен­ сации приближенности этого метода расчета допускаемые напря­ жения на кручение применяют заниженными: [т]^= 10...20 Н/мм ] 7.3. Определение геометрических параметров ступеней валов Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндричес­ кое тело, количество и размеры ступней которого зависят от коли­ чества и размеров установленных на вал деталей (см. рис. 7.1).

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрическ^ге размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину / (см. табл. 7.1).

7.4. Предварительный выбор подшипников качения Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого рада факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, со­ отношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводится в следующем порадке:

1. В соответствии с табл. 7.2 определить тип, серию и схему установки подшипников.

2. Выбрать из табл. К27...К30 типоразмер подшипников по ве­ личине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметру второй d^ и четвертой d^ ступеней вала под подшипники.

3. Выписать основные параметры подшипников: геометричес­ кие размеры — dy D, В(Т,с); динамическую С. и статическую С^^ грузоподъемности. Здесь D — диаметр наружного кольца подшип­ ника; В — ширина шарикоподшипников; Тис— осевые размеры роликоподшипников.

П Д элемент откры­ той передачи или полумуфту новку стакана (см. 10.4, п. 5; табл. 10.16).

6. На 2-й и 4-й ступенях валов (см. рис. 7.2,г; 7.4,г; 7.6,г) вычер­ тить основными линиями (диагонали — тонкими) контуры под­ шипников в соответствии со схемой их установки (см. табл. 7.2) по размерам d, D, В — для шариковых; d, D, Т, с — для ролико­ вых конических. Примеры изображения подшипников: рис. 7.2, г — шариковые; рис. 7.4,г — роликовые конические; рис. 7.6,г — на быстроходном валу — шариковые, на тихоходном — роликовые конические.

* Размер S задать так, чтобы торец 2-й ступени вала выступал за контур корпу­ са. Это должно обеспечить осевую фиксацию элемента открытой передачи или полумуфты (см. рис. 10.6,е). В противном случае 1^ выбрать конструктивно.

7. Определить расстояние /^ и /^ между точками приложения ре­ акций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала (рис. 7.9):

а) для радиальных подшипников точка приложения реакции ле­ жит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакци­ ями опор вала (рис. 7.9, в): I = L—B;

б) для радиально-упорных подшипников точка приложения ре­ акции смещается от средней плоскости, и ее положение определя­ ется расстоянием а, измеренным от широкого торца наружного коль­ ца (рис. 7.9, а, б):

а - 0,5 [в + — tga ] — для радиально-упорных однорядных а ^ 0,5 \Т-\—— е j — для конических однорядных Здесь d, D, В, Т— геометрические размеры подшипников;

а— угол контакта; е — коэффициент влияния осевого нагружения (см. табл. 9.1).

Тогда при установке подшипников по схеме 3 (враспор) /= L—2a (рис. 7,6,а); при установке по схеме 4 (врастяжку) / = L+2a (рис.

7.6,6).

Если подшипники установлены по схеме 2, то реакция R фик­ сирующей опоры, состоящей из сдвоенных однорядных радиаль­ но-упорных подшипников, приложена посередине между ними (предварительно предполагают, что работают оба ряда тел качения подшипников, см. рис. А6, А8). Тогда расстояние между точка­ ми приложения реакций в фиксирующей и плавающей опорах — / = 1 - 0, 5 5 (см. рис. 10.37).

8. Определить точкой приложения консольных сил (см. рис. 7.3, 7.5, 7.7):

а) для открытых передач. Силу давления ременной, цепной передачи F^, силы в зацеплении зубчатых передач f^^^, F^^^, F ^^, принять приложенными к середине выходного конца вала на рас­ стоянии /^^ от точки приложения реакции смежного подшипни­ ка;

б) сила давления муфты f^ приложена между полумуфтами (см.

рис. 10.1...10.3), поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы F^^ находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии /^ от точки приложе­ ния реакций смежного подшипника.

Рис. 7.9. Определение расстояния между точками приложения реакций а — вал-червяк на ралиально-уггорных шарикоподшипниках, установленных враспор; б — вал-шестерня коническая на конических роликоподшипниках, установленных врастяжку; в — тихоходный вал цилиндри­ ческого редуктора на радиальных подшипниках, установленных враспор 9. Проставить на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры, выполнить таблицу и основную надпись.

10. Составить табличный ответ к задаче 7 (табл. 7.3.).

Т а б л и ц а 7.3. Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники (материал-сталь...

а,=...Н/мм-) Быстроходный Тихоходный П р и м е ч а н и е. При составлении таблицы для конического редуктора следует ввести фафу d^I^ Характерные ошибки:

1. Неправильно выбраны допускаемые напряжения на кручение [х]^, а отсюда неправильно определен диаметр d^ первой ступени вала.

2. Несоразмерность единиц крутящего момента Л/, и [т]^ при определении d^.

3. Небрежно выполнен чертеж общего вида редуктора.

4. Неправильно определены расстояния /g и /^ между точками приложения реакций.

5. Неточно измерены расстояния /^^ и /^.

6. Не обоснован предварительный цыбор типа подшипника.

7. Не соответствуют стандартам (табл. 13.15) размеры ступеней вала.

8. Не соблюдена симметричность корпуса конического редуктора относитель­ но оси быстроходного вала if(=f^Неправильно вычерчено зубчатое (червячное) зацепление.

РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

3. Определить суммарные изгибающие моменты.

4. Построить схему нагружения подшипников.

В пояснительной записке (см. 14.2, п. 8) задача выполняется на миллиметровой бумаге формата A3 (рис. 14.2) отдельно для быстроходного и тихоходного валов (рис. 8.1..8.4) и должна содержать:

а) в левой части формата: расчетную схему вала; координатные оси для ориентации схемы; эпюры изгибающих моментов в верти­ кальной и горизонтальной плоскостях; эпюры крутящих моментов;

схему нагружения подшипников вала;

б) в правой части формата: исходные данные для расчета; оп­ ределение реакций и изгибающих моментов в вертикальной и го­ ризонтальной плоскостях; определение суммарных радиальных ре­ акций и суммарных изгибающих моментов; таблицу полученных результатов; основную надпись (см. 14.1, п. 3; табл. 14.1, 14.2;

рис. 8.1...8.4*).

Задачу разрабатывают в два этапа: 1-й этап (см. 8.1) — опре­ деление суммарных реакций в опорах предварительно выбранных подшипников для их проверочного расчета в задаче 9 и выявле­ ния пригодности. 2-й этап (см. 8.2) выполняется в задаче И — определение суммарных реакций в опорах окончательно приня­ тых подшипников, определение изгибающих и крутящих момен­ тов, построение их эпюр для проверочного расчета валов (см. 11.3, пп. 1,2).

8.1. Определение реакций в опорах подшипников 1. Вычертить (разноцветно) координатные оси в диметрии для ориентации направлений векторов сил и эпюр моментов.

2. Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполнен­ ной схемой нагружения валов редуктора (см. рис. 6.4...6.6).** 3. Выписать исходные данные для расчетов:

а) силовые факторы, Н: силы в зацеплении редукторной пары на шестерне (червяке) или колесе — F^, F^, Fj консольные силы:

открытой передачи гибкой связью — F^^ или открытой передачи зацеплением (на шестерне) F^, F^, F ^ \ муфты ~ F (см. рис.

6.4...6.6);

б) геометрические параметры, м: расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного и тихо­ ходного валов /g, /^ (см. рис. 7.3, 7.5, 7.7); расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника — /, / ;

диаметры делительной окружности шестерни (червяка) или ко­ леса — d^, d, (см. табл. 4.5; 4.8; 4.11).

* Значение изгибающих, крутящих моментов и суммарных реакций получены по исходньш данным примеров для окончательных размеров ступеней валов и типо­ размеров подщипников (см. 11.3, пп. 1...3).

** Независимо от положения вала в редукторе ось его расчетной схемы выпол­ няется горизонтально; при этом полюс зацепления на шестерне (червяке) и колесе располагают диаметрально противоположно.

Рис. 8.1. Пример расчетной схемы тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора MXIHM) MzlH-м) Рис. 8.2. Пример расчетной схемы быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора Рис. 8.3. Пример расчетной схемы быстроходного вала конического одноступенчатого редуктора '\Rrf670H Т^РШ ^rf^^^^^ Рис. 8.4. П р и м е р расчетной схемы б ы с т р о х о д н о г о вала ч е р в я ч н о г о одноступенчатого редуктора 4. Определить реакции в опорах предварительно выбранных под­ шипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, со­ ставив два уравнения равновесия плоской системы сил.

5. Определить суммарные радиальные реакции опор подшип­ ников вала, например, /?д= л^Ж^^ТЖ^, Н, где R^^ 7?д^, — соответ­ ственно реакции в опоре подшипника У1 В горизонтальной и верти­ кальной плоскостях и т. п.

8.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 1. Расчеты в вертикальной плоскости:

а) определить реакции в опорах окончательно принятых подшип­ ников, составив два уравнения равновесия плоской системы сил (см. 11.3, п. 1);

б) определить значения изгибающих моментов по участкам, составив уравнения изгибающих моментов (см. 11.3, п. 2);

в) построить в масштабе* эпюру изгибающих моментов в цвете координатной оси (см. 8.1, п. 1); указать максимальный момент (см. рис. 8.1...8.4).

2. Расчеты в горизонтальной плоскости выполнить так же, как в вертикальной.

3. Определить крутящий момент на валу и построить в масштабе его эпюру (см. табл. 2.5). Знак эпюры определяется направлением момента от окружной силы / j, если смотреть со стороны выходного конца вала (см, 11.3, п. 2).

4. Определить суммарные реакции опор подшипников вала (см.

8.1, п. 5; 11.3, п. 3).

5. Определить суммарные изгибающие моменты в наиболее на­ груженных сечениях вала: Af^,.,,=V A/J + MJ, Н-м, где М, и Л/^—соот­ ветственно изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

6. Составить схему нагружения подшипников (см. 9.3).

7. Составить таблицу результатов (см. рис. 8.1...8.4).

Характерные ошибки:

1. Неправильно выполнена расчетная схема вала в соответствии с силовой схе­ мой нагружения валов.

2. Неправильно составлены уравнения равновесия и уравнения изгибающих мо­ ментов. Ошибка в знаках моментов и проекций.

3. Несоразмерность единиц моментов и длин участков вала при расчетах.

4. Неправильные вычисления.

5. Не соблюдены требования ЕСКД при выполнении расчетной схемы и эпюр в изометрии.

6. Неточно составлены схемы нагружения подшипников.

* Масштаб эпюры моментов /а Нм/мм, определяется отдельно для каждой эпюры в зависимости от значения момента (М, Т) и показывает количество Нм в 1 мм эпюры.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 под­ шипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С, Н, с базовой С^, Н, или базовой долговечности L^^^, ч Lj^, млн. оборотов), с требу­ емой L^, ч, по условиям:

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С, представ­ ляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L^^^ составляющей 10 ^ оборотов внутреннего кольца. Значения С^ указаны в каталоге для каждого типоразмера подшипника (см. табл. К27...К30).

Требуемая долговечность подшипника ^ предусмотрена ГОСТ 16162—93 и составляет для червячных редукторов L^ >5000 ч; для зуб­ чатых L^> \0 000 ч. При определении L^ следует учесть срок служ­ бы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в задаче 1, а так­ же рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипни­ ков Lf^ различных машин (см. табл. 9.4).

Расчетная динамическая грузоподъемность С, Н, и базовая дол­ говечность ZjQ^^, ч, определяются по формулам:

где Rjr— эквивалентная динамическая нафузка, Н (см. 9.1);

т — показатель степени: m = 3 — для шариковых подшипников, т = 3,33 — для роликовых подшипников;

а^ — коэффициент надежности. При безотказной работе подшип­ ников у= 90%, а^= 1;

^23 — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипни­ ка и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы под­ шипника ^23~0?7...0,8 —для шариковых подшипников; a^^=0,6...0J — для роликовых конических подшипников.

п — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответ­ ствующего вала, об/мин. (см. табл. 2.5.).

шения осевой силы в зацеплении редукторной пары F^ (см. табл.

9.1) и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках ^sv ^si' (^^' табл. 9.6). Поэтому эквивалентная динамическая на­ грузка рассчитывается для каждого подшипника (R^^, R^), с целью определения наиболее нагруженной опоры.

а) Определить коэффициент влиянрш осевого нагружения е.

б) Определить осевые составляющие радиальной нафузки R^^, R^^.

в) Определить осевые нафузки подшипников R^^, R^^.

г) Вычислить отношения /f^/K/?^j/и R^/VR^^.

д) По результатам сопоставлений R^/VR^^ ^ е, R^^/ VR^^ ^ е выб­ рать соответствующую формулу и определить эквивалентные дина­ мические нагрузки Л^, и R^.

е) Сравнив значения Л^, и /?^, определить более нафуженный подшипник.

ж) Рассчитать динамическую грузоподъемность С^ и долговеч­ ность L^^^^ по большему значению эквивалентной нафузки R^ з) Определить пригодность подшипников по условию С < С..

3. Порядок определения R^^ С^, 1,^^ для радиально-упорных ша­ риковых и роликовых двухрядных (сдвоенных однорядных) подшип­ ников фиксирующих опор, установленных по схеме 2 (см. рис. 10.18;

А6, А10).

При расчете таких подшипников надо учитывать, что даже не­ большие осевые силы R влияют на значение эквивалентной наа грузки R^.

При определении динамической грузоподъемности С и долго­ вечности LQ^ фиксирующей опоры, состоящей из сдвоенных ради­ ально-упорных подшипников, установленных по схемам враспор и врастяжку, пару одинаковых подшипников рассмафивают как один двухрядный радиально-упорный подшипник (/ = 2 — количество ря­ дов тел качения).

а) Вычислить отношение т^ где R^F^ — осевая сила в зацепле­ б) Определить коэффициент влияния осевого нафужения е.

в) Проанализировать соотношение - ^ ^ ^ и выбрать соответствующую формулу для определения эквивалентной нагрузки R^ Если у^ < ^, то у сдвоенного подшипника работают оба ряда тел качения и 7?^ рассчитывают по характеристикам {X, Y) двухрядного радиально-упорного подшипника. При этом считают, что ради­ альная нагрузка (реакция) R^ приложена посередине сдвоенного подшипника (см. 7.5, п. 7, рис. 10.18).

Базовая динамическая грузоподъемность С. сдвоенного подшипн равна базовой динамической грузоподъемности однорядного подши ка, умноженной на 1,6 для шариковых и на /, 7 для роликовых подшип ников.

Т а б л и ц а 9. 5. Значение температурного коэффициента К^ Если yf^e, то у подшипника работает только один ряд тел качения и У^ рассчитывают по характеристикам {X, Y) однорядно­ го радиально-упорного подшипника. В этом случае точка прило­ жения реакции смещается на величину а\ ^0,5(f+^d+D tga •для двухрядных радиально-упорных шаЗТ, d+D рикоподшипников (см. рис. А8); ^ = 0,5. + —г-е — для двухрядных конических роликоподшипников (см, рис. А6). Поэтому, прежде чем определить /?^, необходимо пересчитать реакции вала К^и R^uo фактическому расстоянию / между точками приложения реакций в фиксирующей и плавающей опорах (см. рис. 10.18):

I = L— а — 0,5В — при установке подшипников фиксирующей опоры враспор;

/=1+ а— 0,5В — при установке врастяжку.

г) Определить эквивалентную динамическую нагрузку R^ д) Рассчитать динамическую грузоподъемность С^ и долговеч­ ность I,Q^^ двухрядного радиально-упорного подшипника.

е) Определить пригодность сдвоенных радиально-упорных под­ шипников фиксирующей опоры по условию С^ 1^^, то предварительно выбранные подшипники в задаче 7 пригодны для конструирования подшипниковых узлов (см. 10.4). Невыполнение этих условий практически встречается в двух случаях:

Радиальных шариковых, установленных враспор (см. рис. 9.1,в) Радиально-упорных шариковых и роликовых, установленных:

вр'аспор (см. рис. 9.\,б,в) врастяжку (см. рис. 9.1,г) П р и м е ч а н и я : 1. Цифрой 2 обозначен подшипник, воспринимающий осевую сипу f^ в зацеплении. 2. Наклон контактных линий в радиалыю-упорных подшипниках (см.

рис. 9.1, б—г) 1фиводит к тому, что сумм1фные реакции в опорах подшипников (см. рис. 8.1...8,4) Я^ и Л,» приложенные к телам качения л, вызывают появление в них раоиалыолх HaipysoK /{,,, Л^2 и их осевых ооставпяюших Я^^^, Я^^^ котсфые С1ремятся разавинугь колыла подшипников в осевом направлении. Этому прешпсгвуют буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями (осевыми нахрузками) Я^, и Я^^, величина которых зависит от ооотношения осевой силы в зацеплении f^ и суммгфных осевых составляющих Я^^ и /?,,.

На рассматриваемых рисунках и схемах суммарные рациалыою нагрузки /{,,, Я^^ и их осевые составлякшше Л^,, Я^^ 1фиведены к оси вала. В р|щиалы1ых подшипниках осевые составляющие Я^^ и Я^^ не возникают. 3. Уравнения для отфсделения осевых нагрузок Я^ составлены из условий равновесия системы сил /[,, Я^,, Я^^ относигелыю оси вала.

1. Расчетная динамическая грузоподъемность больше базовой (С^ > CJ. В этом случае рекомендуется увеличить базовую динами­ ческую грузоподъемность:

а) переходом из легкой в среднюю или тяжелую серию данного типа подшипника, не изменяя диаметра 2-й и 4-й ступени {d^, d^ под подшипники;

б) переходом из данного типа подшипника в другой, более гру­ зоподъемный (например, вместо шариковых принять роликовые подшипники);

в) увеличением диаметра 2-й и 4-й ступеней {{d^, d^ под под­ шипники. При этом надо учесть, что эта мера приведет к измене­ нию размеров других ступеней вала (см. 10.2).

2. Расчетная динамическая грузоподъемность много меньше базо­ вой {С^р'^С^ ). В этом случае базовую динамическую грузоподъем­ ность уменьшают;

а) переходом из средней серии в легкую или особо легкую серию данного типа подшипника;

б) переходом из данного типа подшипника в другой, менее гру­ зоподъемный (например, вместо радиально-упорных шариковых принять радиальные шариковые).

Диаметры d^ и d^ ступеней под подшипники уменьшать ни в к случае не следует, так как они определены из расчета на прочност Такие случаи в большинстве имеют место для тихоходных валов редукторов. При этом расчетная динамическая грузоподъемность будет много меньше базовой (С е выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нафуженного под­ шипника:

R=(XVR^^-^YRJ /:. А;-(0,56-1-3284+1,8-1200) 1,3-1=5199 И.

г) Определяем динамическую грузоподъемность:

Подшипник пригоден.

д) Определяем долговечность подшипника:

^10/- ^1^23 "60^ \ " ^ j - l-O'S^o.183,43 I 5199 j-22368 Ч>1,.

Пример 2. Проверить пригодность подшипника 307 быстроход­ ного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редукто­ ра, работающего с умеренными толчками. Частота вращения коль­ ца подшипника п = 730 об/мин. Осевая сила в зацеплении F^=\030 И.

Реакции в подшипниках 7?^= 224 Н,/J^^ 2100 Н. Характеристики подшипников: С = 33200 Н, С^= 18000 Н, АЬ0,56, К=1, К=\Л.

/Г =1, aj=\, ^^23=0,8. Требуемая долговечность подшипников L/^= 16500ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.

а) Определяем отношение у^ = Тпло"^ 0,460, где R^= F.

б) Определяем отношение -^= щ ^ = 0,057 и по табл. 9.2. интер­ полированием находим е = 0,261, Y= 1,7.

в) По отношению -у^ >е выбираем формулу и определяем экви­ валентную динамическую нафузку наиболее нафуженного подшип­ ника: R={XVR^^+YRJ К.К^= (0,56-1-2240 + 1,7-1030)1,2-1 = 3606 И.

г) Определяем динамическую фузопохгьемность:

Таким образом, базовая грузоподъемность (С^=33200 И) недоста­ точна. Рассмотрим возможные варианты обеспечения грузоподъем­ ности.

Вариант 1. Применим подшипники того же типа тяжелой серии 407, у которых С^=55300 Н, С^^- 31000 И, иногда отношение эквивалентная нагрузка R= (0,56-1-2240 + 1,94-1030) 1,2-1 = 3903 Н;

динамическая фузоподъемность С^р= 3903 < 60-730 ^ ^ ^ ^^^ = = 37730Н е выбираем соответствующие формулы для определения R^:

R^={XVR^^+YRJ К^К^= (0,411550 + 2,16-5431)1,11 - 13586 И.

д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:

Такая расчетная грузоподъемность намного превышает базовую— подшипник не пригоден.

Рассмотрим возможные варианты обеспечения базовой динами­ ческой грузоподъемности. При этом расчеты выполним прибли­ женно, не учитывая небольшие изменения / между точками прило­ жения реакций.

Вариант 1. Увеличим диаметры 2-й и 4-й ступени вала до 50 мм и выберем роликоподшипники средней серии 7310, у которых С= 96600Н; е = 0,31, У= 1,94, Х= 0,4, а^= 1, а^^= 0,7. По анало­ гии последовательности предыдущего расчета имеем:

а) Л, = 0,83-0,31-995=256Н;

^2=0683-0,3M550 = 399 Н.

= 256 + 5200 = 5456 Н.

г) Следовательно, R^= VR^^K,K= 1 •995-1,1-1 = 1095 Н;

R^={XVR^^+YRJK^K^= (0,4-1-1550 + 1,94-5456) 1,1 Л = 12325 Н.

Такая базовая грузоподъемность {С^= 96600 Н) приемлема, но надо учесть, что диаметр посадочного места подшипника увеличен на 10 мм, что приведет к значительному увеличению размеров других ступеней и всего вала в целом, а это не желательно.

Вариант 2. Уменьшим диаметр вала под подшипник по сравне­ нию с предыдущим вариантом до 45 мм и выберем конический ро­ ликовый подшипник средней широкой серии 7609, для которого С - 114000 Н, в=0,291, У= 2,058, Х= 0,4, а^= 1, а^^^ 0,7.

В том порядке расчета получим:

а) Л^=0,83-0,291'995 = 240 Н;

в) ^ 2 = 0683'0,29М550 = 374 Н.

= 240 + 5200 = 5440 Н.

^^ КЛ, 1-995 ^^'^'^^^' VR^, 11550 -^'^^ " ^г) Следовательно, Л^., = VR^^K^K^=^ 1-995-1,1-1 = 1095 Н.

Лд= {XVR^^+ YRJK^K^= (0,4-1-1550 + 2,058-5440)1,1-1 = 13006 Н.

д) С^= ^й V 6 0 « ^ ^ ^ = 13006 V 60-1435 -p^y^^= 89463 Н /г, и F >/?,-/?„ то R=R= 244 H;R=R Л F - 5444 Н.

в) Определяем отношения:

г) По соотношениям У^ >ew -у^ > е выбираем формулы ддя определения эквива­ лентной нафузки R^ R^={XVR^^-^YRJK^K^= (0,411550 + 2,026-5444) 1,11 = 12814 Н.

д) Определяем динамическую фузоподъемность по большей эк­ вивалентной нагрузке R^:

С, = л Л б О « ^ ; ^ = 12814V60-1435j:f^,= 88142 Н ^лка".

2-й способ. При отсутствии 5-й ступени установкой двух распор­ ных втулок на 2-й, 4-й или 3-й ступени вала между обоими торцами ступицы колеса и торцами внутренних колец подшипников или мазеудерживающих колец (рис А10, Л12, 10.13).

В обоих случаях для гарантии контакта деталей по торцам дол жны быть предусмотрены зазоры С между буртиками 2-й или 3-й ступени вала и торцами втулок (см. рис. 10.4, д\ 10.5d; Ю.бд; 10.13).

5. Регулирование осевого положения колес (регулирование зацеп­ ления). Погрешности изготовления деталей по осевым линейным размерам и пофешности сборки приводят к неточному осевому по­ ложению колес в зубчатых и червячных передачах.

В цилиндрических редукторах для компенсации неточности по­ ложения колес ширину одного из них делают больше ширины дру­ гого (рис. 10.9,й). Чтобы избежать неравномерной по ширине вы­ работки, более твердое колесо—шестерню — выполняют большей ширины (табл. 10.5), и она перекрывает с обеих сторон более мяг­ кое колесо. При этом на увеличение ширины шестерни расходует­ ся меньше металла.

Рис. 10.9. Регулирование осевого положения колес в передачах:

Т а б л и ц а 10.5. Ширина кашес цилиндрической передачи, мм П р и м е ч а н и е, b^n ^j—соответственно ширина шестерни и колеса.

Точность зацепления конических и червячных пар в проектируем приводах достигают регулированием посредством осевого перем ния вала с закрепленным на нем колесом. При этом в конической паре регулирование достигается взаимным осевым перемещением валов шестерни и колеса; в червячной паре — осевым перемещени­ ем вала червячного колеса до точного совмещения средней плоско­ сти зубчатого венца с осью червяка (рис. 10.9, б у в). В проектиру­ емых редукторах регулирование конического и червячного зацепле­ ния производится после регулирования подшипников двумя спосо­ бами:

1-й способ. Постановка под фланец торцовой крышки или стака­ на набора металлических прокладок толщиной от 0,1 до 0,8 мм.

Суммарную толщину набора определяют при сборке (см. рис. 10.3).

2-й способ. Применение винтов, воздействующих на наружные кольца подшипников непосредственно или через регулировочные шайбы (см. рис. 10.2). Этот способ применим для торцовых и врез­ ных крышек и дает возможность производить тонкую регулировку осевого положения колес, вследствие чего его широко применяют в машиностроении (подробно см. 10.4, п. 7).

Регулировочные устройства делают на обоих концах вала со с ны крышки с отверстием и глухой крышки, что дает возможнос перемещать вал в двух направлениях (см. рис. А4, А5, А14). Точ­ ность положения конических и червячных колес контролируют рас­ положением пятна контакта, а коническое зацепление — еще со­ впадением вершин конусов (см. рис. 10.9, б, в).

Конструкция ступеней валов зависит от типа и размеров уста­ новленных на них деталей (зубчатых и червячных колес, подшип­ ников, муфт, звездочек, шкивов) и способов закрепления этих деталей в окружном и осевом направлениях (см. рис. А1...А18).

При разработке конструкции вала принимают во внимание техно­ логию сборки и разборки передач, механическую обработку, уста­ лостную прочность и расход материала при изготовлении. Способы осевого фиксирования колес, элементов открытых передач, муфт и подшипников рассмотрены в соответствующих вопросах конструи­ рования (см. 10.1, 10.4, 10.6, 10.7). Окружное закрепление колес, элементов открытых передач муфт и подшипников осуществляется посадками, шпоночными соединениями и соединениями с натя­ гом (см. 10.3).

Ниже приводятся рекомендации (см. пп. 1...5) по конструиро­ ванию посадочных поверхностей ступеней валов, соединенных между собой переходными участками (рис. 10.10...10.13)*.

Переходные участки. Переходный участок вала между двумя смеж­ ными ступенями разных диаметров выполняют: а) галтелью радиу­ са г (галтель—поверхность плавного перехода от меньшего сечения к большему), снижающей концентрацию напряжений в местах пе­ рехода (табл. 10.6); б) канавкой ширины b со скруглением для вы­ хода шлифовального круга, которая повышает концентрацию на­ пряжений на переходных участках (табл. 10.7). В проектируемых одноступенчатых редукторах, где получаются сравнительно корот­ кие валы достаточной жесткости при небольших изгибающих мо­ ментах (особенно на концевых участках), применяют, как прави­ ло, канавки.

* Рис. 10.8...10.13, 10.27...10.44, 10.47...10.57, 10.60...10.63 из учебного посо­ бия [31, с изменениями.

Рис. 10.10. Консфукции BcLia-шестерни ци^шидрической:

Рис. 10.11. Конструкции вала-шестерни конической:

Рис. 10.12. Конструкции червячною вала:

л) Определить давление от максимального натяга [N]^^ выбран­ м) Для выбранной посадки определить силу запрессовки или температуру нагрева (охлаждения) детали:

срша запрессовки F^, Н:

г д е ^ — коэффициент трения при прессовании (см. табл. 10.13);

температура нагрева охватывающей детали t^ °С:

Для предотвращения структурных изменений в материале темпе­ ратура нагрева /^ должна быть меньше допускаемой:

[/]-230...240'С - для стали; [/]=150...200°С - для бронзы.

Температура охлаждения охватываемой детали / °С:

где z^g — дополнительный зазор для облегчения сборки, принима­ Пример. Подобрать прессовую посадку, обеспечивающую соеди­ нение зубчатого колеса с валом (см. рис. 10.16). Соединение нафужено вращающим моментом Т- 260 Н-м. Диаметр и длина посадоч­ ной поверхности соответственно d - 15 мм, I - ПО мм; условный наружный диаметр ступицы колеса ^2=115 мм; вал сплошной — d= 0.

Материал зубчатого колеса и вала — сталь 45; предел текучести материала колеса а^2^ 540 Н/мм^ Сборка прессованием; коэффи­ циент запаса сцепления /Г = 3. Коэффициенты трения при расче­ тах: сцепления — f= 0,08; запрессовки — f^- 0,2.

Таблица 10.15. Выбор посадок по значению натягов 7V^. и Л^„,. мкм Интервалы диаметров свыше.,.до 30... 40... 50... 65... 80... 100... 120... 140... 160... 180... 200... 225... 250... 280... П р и м е ч а н и я 1. Значения mm роятнс)СТНЫХ натяго в подештан ы по фо рмулалА; учитывак:Щ И М J)ассеян ие размеров вала и отвер стия и, как следствие рассе яние натяга 2. Вр>амке 1Щ Н Ы 1тосадкл, предпочти 1тельно рекол1ендуе»4ые дпя п р ш1енения, двумя лини[ЯМИ гюдчер кнуты реком(5ндуем ые посадки.

1. Определяем среднее контактное давление:

2. Определяем коэффициенты С, и С^:

З.Определяем деформацию деталей:

4. Определяем поправку на обмятие микронеровностей. Предва­ рительно предполагаем, что точность, изготовления вала и отвер­ стия будет соответствовать 7-му квалитету; по табл. 13.13 принима­ ем значения Ra^=],6; Ra^=],6, и = 5,5iRa^+Ra^) = 5,5(1,6+1,6) = 17,6 мкм.

5. Определяем минимальный требуемый натяг:

l^min ^ А+« + А^+11,39 + 17,6+ О = 28,99 мкм.

Для зубчатых передач поправку на температурную деформацию не подсчитывают, принимая А^= 0.

6. Определяем максимальное контактное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали:

W ^ - 0,5а,[\^{d,/d,y] = 0,5 • 540[1-(75/115)^] = 115,16 Н/мм 7. Определяем максимальную деформацию, допускаемую прочнос­ тью охватывающей детали:

8. Определяем максимальный допускаемый натяг, гарантирующий прочность охватывающей детали:

9. По табл. 10.15 выбираем посадку H7/s6, для которой 10. Определяем давление от максимального натяга VV^ выбранной 11. Определяем силу запрессовки для выбранной посадки:

f^=ndlp^X= 3,14 • 75 • 110 • 47,02 • 0,20 = 243734,18 Н = 243,73 кН.

Таким образом, для сборки соединения требуется пресс, разви­ вающий силу 250 кН.

10.4. Конструирование подшипниковых узлов Конструктивное оформление подшипниковых узлов (опор) редуктора зависит от типа подшипников, схемы их установки, вида зацепления редукторной пары и способа смазывания подшипников и колес (см. 10.8).

Основным изделием подшипникового узла является подшипник.

Помимо этого комплект деталей может включать: детали крепления колец подшипников на валу и в корпусе; крышки; компенсаторные и дистанционные кольца; стаканы; уплотнения (наружные и внут­ ренние); регулирующие устройства.

В пп. 1 и 2 рассмотрены схемы установок и выбор посадок под­ шипников, а в пп. 3...7 рекомендации по конструированию и вы­ бору отдельных комплектующих деталей подшипниковых узлов; в п. 8 приводятся правила вычерчивания внутренней конструкции подшипников.

1. Схемы установки подшипников. Типы подшипников подобра­ ны в задаче 7 и их пригодность для каждого вала проверена в задаче 9. При этом вал с опорами должен представлять статически опре­ делимую систему в виде балки с одной шарнирно-подвижной {плаваюш^ей) опорой для предотвращения защемления в подшипниках от температурных деформаций вала и одной шарнирно-неподвижной (фиксирующей) опорой, препятствующей осевому смещению вала.

Плаваюш,ие опоры допускают осевое перемещение вала от темпе­ ратурных деформаций в любом направлении и воспринимают толь­ ко радиальные нагрузки (см. рис. 10.17, 10.18). Если в зацеплении действуют радиальная F и осевая F^ силы, то в качестве плаваю­ щей выбирают более нафуженную опору — с большей суммарной реакцией (см. рис. 8.1...8.2); если в зацеплении действует только радиальная сила, то плавающая — менее нагруженная опора.

Фиксируюш,ие опоры офаничивают перемещение вала в одном (см.

рис. 10.19... 10.23) или обоих направлениях (см. рис. 10.17, 10.18) и воспринимают радиальную и осевую нагрузки.

Таким образом, осевое фиксирование валов осуществляется раз­ личными способами установки подшипников в плавающих и фиксирую­ щих опорах.

С х е м а 1. Осевое фиксирование вала в одной опоре Плавающая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обоих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо в корпусе не закреплено и допускает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Фиксирующая опора. Внутреннее кольцо подшипника с обоих торцев закреплено на валу. Наружное кольцо также с двусторонним закреплением в корпусе ограничивает осевое перемещение вала в обоих направлениях.

Рис. 10.17. Установка радиальных шарикоподшипников по схеме 1: правая Типы подшипников. Радиальные однорядные шариковые и ро­ ликовые и двухрядные сферические. Любой из типов подшипни­ ков плавающей опоры может быть применен с любым типом под­ шипника фиксирующей. В проектируемых редукторах приняты ра­ диальные однорядные шарикоподшипники.

Достоинства: а) температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения в подшипниках, б) не требуется точного расположения посадочных мест подшипников по длине вала.

Недостатки: а) малая жесткость опор; б) относительная слож­ ность конструкции фиксирующей опоры.

Применение. При любых расстояниях между опорами, значитель­ ных температурных деформациях вала и невысоких требованиях к жесткости опор и вала. В проектируемых приводах схему 1 применя ют ограниченно (в цилиндрических редукторах при ^^>180 мм—см.

рис. A3).

С х е м а 2. Осевое фиксирование вала в одной опоре двумя подши никами (см. рис. 10.18) Закрепление внутренних и наружных колец подшипников на валу и в корпусе плавающей и фиксирующей опор такое же, как и в схеме 1.

Типы подшипников. В плавающей опоре — радиальные одноряд­ ные шариковые и роликовые, а также двухрядные сферические. В фиксирующей опоре — сдвоенные одинарные радиальные и радиально-упорные. Любой из подшипников плавающей опоры может быть применен с любым из типов подшипников фиксирующей опо­ ры. Подшипники фиксирующей опоры устанавливают в стаканы.

В проектируемых ред^тсторах приняты: в плавающей опоре радиРис. 10.18. Установка подшипников по схеме 2: нижняя опора — фиксирующая на двух конических роликоподшипниках; верхняя — плавающая (радиальный шарико­ подшипник); / * — расстояние между точками приложения реакщ1й, когда у сдвоенного подшипника работает один ряд тел качения; / ** — работают оба ряда Рис. 10.19. Установка радиальных шарикоподшипникоб по схеме 3 — враспор; обе опоры фиксирующие, крышки врезные альные однорядные шарикоподшипники; в фиксирующей — сдво­ енные одинарные радиально-упорные шариковые и роликовые ко­ нические.

Достоинства и недостатки схемы 2 такие же, как и схемы 1, но при этом схема 2 характеризуется большей жесткостью фиксирую­ щей опоры.

Применение. При любых расстояниях ?4ежду опорами, значи­ тельных температурных деформациях вала и высоких требованиях к жесткости опор и вала. В проектируемых приводах схему 2 приме­ няют ограниченно (на быстроходных валах червячных редукторов при а^ >160 мм—см. рис. А4, А6, А8, А10).

Сх е м а 3. Осевое фиксирование вала в двух опорах— Обе опоры конструируют одинаково, при этом каждый ггодшипник ограничивает осевое перемещение вала в одном направлении.

Внутренние кольца подшипников закрепляют на валу упором в бур­ тики 3-й или 5-й ступени вала либо в торцы других деталей*, устаТорцы распорных колец, мазеудерживающих, маслоотбойных и уплотнительных шайб (см. рис. А13, А16, А18 и т. п.).

д — ребер с отверстиями; б — сквозных отверстий в корпусе ляют жезловым маслоуказателем, установленным в крышке корпу­ са (см. рис. А4, А13), для чего предусматривается специальное отверстие. Эти отверстия можно использовать и для заливки масла.

б) Установочные штифты (см. рис. 10.55). Расточку отверстий под подшипники (подшипниковые гнезда) в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой отверстий в этом со­ единении устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сбор­ ках. Фиксирующие конические штифты (табл. К44, К45) распо­ лагают наклонно или вертикально (см. рис. 10.55, а, б) в зависи­ мости от конструкции фланца. Там, где невозможно применение коническртх штифтов, встык соединения ставят со стороны каждой стенки по одному (всего четыре) цилиндрическому штифту (см.

рис. 10.55, в; табл. К43). Диаметр штифта d = (0,7...0,8)^з ' ^^^ d^— диаметр соединительного винта (см. табл. 10.17).

в) Отжимные винты (рис. А1...А18). Уплотняющее покрытие плоскости разъема склеивает крышку и основание корпуса. Для того чтобы обеспечить их разъединение, при разборке рекомендуют применять отжимные винты, которые ставят в двух противополож­ ных местах крышки корпуса. Диаметр отжимньгк винтов принима­ ют равным диаметру соединительных с/3 или подшипниковьгх d^ стяж­ ных винтов (см. табл. 10.17).

г) Проушины (см. рис. 10.56). Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой (см. рис. 10.39; 10.41...10.44). По варианту рис. 10.56, а проушина выполнена в виде ребра с отвер­ стием, по рис. 10.56, б — ъ виде сквозного отверстия в корпусе.

Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса.

д) Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку (рис. 10. Оба отверстия желательно располагать рядом на одной стороне ос­ нования корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного от­ верстия должна быть на уровне днища или несколько ниже него.

Дно желательно делать с уклоном 1...2° в сторону отверстия. У са­ мого отверстия в отливке основания корпуса выполняют местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи. Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте, достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Форма и разме­ ры отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя и сливной пробки (см. 10.8, п. 1). Наружные стороны отверстий оформляют опорными платиками. При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой не требует уплотнения.

10.6. Конструирование элементов открытых передач Основные геометрические размеры элементов открытых передач (колес, шкивов, звездочек) определены в задаче 5 (см. табл. 5.3;

5.6; 5.10). Конструкция колес, шкивов и звездочек зависит от взаимо­ расположения и размеров редуктора и открытой передачи, способа изготовления и материала элементов открытой передачи, а также от способа крепления и осевого фиксирования на валу.

Аналогично колесам редукторной передачи (см. 10.1) открытые зубчатые колеса, шкивы и звездочки состоят из трех конструктив­ ных частей — обода, диска и ступицы (рис. 10.7).

1. Конструирование зубчатых колес. Шестерня открытой зубча­ той передачи изготовляется насадной из поковок (см. рис. А4, А18), а колесо, как правило, большого диаметра изготовляется литым или составным (см. рис. 10.1; 10.3). Нормы, правила и методы конструирования зубчатых колес открытых передач такие же, как и колес редукторной передачи (см. 10.1, п.1; табл. 10.2; 10.3) 2. Конструирование шкивов ременных передач. Шкивы изготав­ ливают из чугуна, легких сплавов, сварными из стали, а также из пластмасс. В проектируемых ременных передачах при окружной скорости г; ш1:к Рис. 10.59. Конструкции звездочек втулочно-роликовых цепей:

а — без проточек на диске; б — о, проточками на диске; в — со съемным ободом; г — с приварным ободом дует учесть, что так как звездочка в проектируемых приводах уста­ навливается на выходной конец тихоходного вала редуктора консольно, то для уменьшения изгибающего момента этого участка вала ее нужно располагать как можно блхгже к опоре (см. рис. А1, АН, А12, А14).

4. Установка элементов открытых пе^^едач HII? нал.

а) Сопряжение с валом. Элементы открытых передач сажают на цилиндрические или конические посадочные поверхности выход­ ных концов валов. Для передачи вращающего момента используют шпоночные соединения (см. 10.3, п. 1). При установке элементов открытых передач на цилиндрические концы валов применяют сле­ дующие посадки:

при нереверсивной работе без толчков и ударов — Н7/к6\ при нереверсивной работе с умеренными толчками — Н7/т6 (пб);

при реверсивной работе с большими толчками и ударами — Н7/п6(р6);

б) Осевая фиксация и осевое крепление. Зависит от конструк­ ции выходного конца вала (см. 10.2, п. 1), положения ступицы относительно обода элемента открытой передачи, а также от отно­ шения длины ступицы /^ к ее внутреннему диаметру d — IJd.

Посадка на цилиндрический конец вала. При относительно длин­ ной, односторонней выступающей ступице iljd > 0,8) деталь фик­ сируют установочным винтом (см. рис. 10.59,^; табл. КЗ).

При двусторонней выст\'пающей ступрще и отношении ljd=\... 1, деталь фиксируют с торца вала шестифанной гайкой и стопорной шайбой с носком (см. рис. 10.19, табл. К7, К37), круглой шлицевой гайкой и стопорной многолапчатой шайбой (см. рис. 10.22; А2;

АН; табл. К8, К36) или концевой шайбой (см. рис. 10.21, а\ А10, А12; табл. К34). Противоположный торец ступицы упирается в буртик между 1-й и 2-й ступенями Bajfa (см. рис. А1, А2, А5) или в распорную втулку между подшипником и ступицей детали (см. рис. 10.18). В этом случае должен быть предусмотрен за­ зор С между буртиком вала и торцом втулки.

Посадка на конусный конец вала. При больших нагрузках, работе с толчками, ударами и при реверсивном режиме работы с частыми пусками и остановками предпочтительно устанавливать колеса и другие детали на конусные концы валов, несмотря на большую слож­ ность их изготовления. При этом для создания натяга осевая фик­ сация осуществляется с торца вала гайкой и стопорной шайбой с носком (см. рис. 10.19; табл. К7, К37); круглой шлицевой гайкой и стопорной многолапчатой шайбой (см. рис. А8; табл. К8, К36);

концевой шайбой (см. рис. 10.17; табл. К34). При посадке детали на конический участок вала нельзя упирать ее з буртик вала, так как при этом не может быть гарантирован необходимый натяг, В проектируемых приводах применены компенсируюш;ие разъем­ ные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов двuгameJlя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муф­ ты обладают достаточными упругими свойствами и малым момен­ том инерции для уменьшения пусковых нафузок на соединяемые валы (см. табл. К21, К23).

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и при­ водного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной подат­ ливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции (см. табл. К25, К26).

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточ­ ности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осе­ вых Ай, радиальных Аг и угловых Ау смепдений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы F^, вызванной ради­ альным смещением валов ^r (см. 6.3, п. 7; рис. 8.3; 8.4). Угловые смещения валов незначительны и нафузку, вызванную ими на валы и опоры, можно не учитывать.

1. Определение расчетного момента и выбор муфты. Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный враща­ ющий момент Г, И м, установленный стандартом (см. табл.

К21...К26). Муфты выбирают по большему диаметру концов соеди­ няемых валов и расчетному моменту Гр, который должен быть в пределах номинального:

где А — коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26); Т^(Т^) — вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н*м (см.

табл. 2,5); Г— номинальный момент (см. табл. К21; К23; К25;

К26).

Таблица 10.26. Значения коэффициента режима нагрузки Конвейеры винтовые, цепные, скребковые 1,5...2, Стандартные муфты предусмотрены двух типов — с цилиндри­ ческим и коническим посадочным отверстием (муфта со звездоч­ кой — только с цилиндрическим), а каждый тип — двух исполне­ ний: для длинных и коротких концов валов. Рекомендуемые для проектируемых приводов муфты принимаются для коротких концов валов и указаны в технических заданиях (см. табл. Т31...Т318).

Стандарт допускает сочетание полумуфт с разлртчными диамет­ рами посадочных отверстий d, если эти муфты предназначены для передачи одного и того же номинального вращающего момента, а для цепных муфт в технически обоснованных случаях — для переда­ чи различных моментов. В отдельных случаях для упругртх втулочно-пальцевых муфт допускается диаметр одной из полумуфт умень­ шить до любого значения, установленного стандартом для других номинальных моментов.

2. Муфты упругие втулочно-пальцевые. Муфты получили широ­ кое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они имеют небольшую компен­ сирующую способность и при соединении несоосных валов оказы­ вают большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом ре­ зиновые втулки быстро выходят из строя.

Основные параметры, габаритные и присоединительные разме­ ры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по табл.

К21.

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412— 85) или стали ЗОЛ (ГОСТ 977—88); материал пальцев — сталь (ГОСТ 1050—88); материал упругих втулок — резина с пределом прочности или разрыве не менее 8 Н/мм Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, опреде­ ляется по соотношению где Ar — радиальное смещение, мм (см. табл. К21); с^^ — радиаль­ ная жесткость муфты, Н/мм (табл. 10.27), зависит от диаметра по­ садочного места полумуфты; для диаметров, не указанных в табли­ це, применить линейное интерполирование.

Таблица 10.27. Радиальная жесткость упругих втулочно-палыдевых муфт 3. Муфты упругое со звездочкой. Компенсирующие способности муфты невелики. При соединении несоосных валов муфта оказы­ вает на них значительное силовое воздействие, хотя и меньшее, чем втулочно-пальцевая муфта. Муфты со звездочкой обладают большой радиальной, угловой и осевой жесткостью и требуют точ­ ного монтажа узлов.

Основные параметры, габаритные и присоединительные разме­ ры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по табл.

К23. Полумуфты изготовляют из стали 35 (ГОСТ 1050—88); матери­ ал звездочек — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, опреде­ ляется по соотношению где Аг — радиальное смещение, мм (см. табл. К23); с^ — радиаль­ ная жесткость муфты, Н/мм (табл. 10.28), зависит от диаметра по­ садочного места полумуфты; для диаметров, не указанных в табли­ це, применить линейное интерполирование.

Таблица 10.28. Радиальная жесткость муфт со звездочкой 4. Муфты упругие с торообразной оболочкой. Муфты просты по конструкции и обладают высокой податливостью, что позволяет применять их в конструкциях, где трудно обеспечить соосность ва­ лов, при переменных ударных нагрузках, а также при значитель­ ных кратковременных перегрузках.

Основные параметры, габаритные и присоединительные разме­ ры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по табл.

К25.

Материал полумуфт — сталь СтЗ (ГОСТ 380—88); материал уп­ ругой оболочки — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм1 При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

5. Цепные муфты. Обладают хорошими компенсирующими свой­ ствами. В качестве соединительного элемента полумуфт-звездочек применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения узлов.

Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со звездочка­ ми имеются зазоры, то эти муфты не применяют в реверсивных приводах, а также в приводах с большими динамическими нафузками.

Основные параметры, габаритные и присоединительные разме­ ры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по табл.

К26. Размеры диаметров зубчатого венца полумуфт рассчитывают, как для звездочек цепной передачи роликовой цепью (см. 5.4) по шагу цепи р и количеству зубьев z, выбранных по стандарту муф­ ты. Конструирование звездочек — полумуфт — выполняют по ре­ комендациям табл. 10.25. Полумуфты изготовляют из стали 45 (ГОСТ 1050--88) или стали 45Л (ГОСТ 977-88).

В проектируемых муфтах применяют однорядные втулочно-роликовые цепи (ГОСТ 13568—75, табл. К32). Профиль зубьев полу­ муфт — по ГОСТ 591—69. Для удержания смазки муфту закрывают разъемным кожухом с встроенными уплотнениями и фиксирующим винтом или штифтом, обеспечивающим совместное вращение с муфтой и предотвращение смещения кожуха (см. рис. к табл. К26).

Радиальртую силу, с которой муфта действует на вал, принима­ где F^ — окружная сила на делительном диаметре звездочки (см.

5.4, п. 13).

6. Установка муфт на валах.

а) Сопряжение с валом. Проектируемые муфты состоят из двух полумуфт, устанавливаемых на выходные концы валов на шпоноч­ ном соединении призматическими шпонками (см. табл. К42).

Полумуфты соединяются между собой деталями (пальцами,, упру­ гой звездочкой, цепью, торообразным упругим элементом), пере­ дающими вращающий момет (см. рис. 10.1...10.3).

На цилиндрические концы валов полумуфты устанавливают по следующим посадкам:

при нереверсивной работе без толчков и ударов — Н7/к6;

при нереверсивной работе с умеренными толчками — Н7/т6{п6)\ при реверсивной работе с большими толчками и ударами — Н7/п6{р6).

Установка полумуфт на цилиндрические концы валов с натягом и снятие их вызывают затруднения, которые не возникают при конусных концах. Осевой затяжкой полумуфт на конусные концы валов можно создать значительный натяг в соединении и обеспе­ чить точное радиальное и угловое положение муфты относительно вала. Поэтому при больших нагрузках, работе с толчками, удара­ ми и при реверсивной работе предпочтительно полумуфты устанав­ ливать на конусные концы валов, несмотря на большую сложность их изготовления. При такой установке нельзя упирать полумуфту в буртик вала, так как при этом не может быть гарантирован необхо­ димый натяг (см. рис. 10.20).

б) Осевая фиксация и осевое крепление. Полумуфта должна быть закреплена на конце вала и зафиксирована от осевых смещений. Кон­ струкция полумуфт предусматривает одностороннюю выступающую ступицу; способы и методы закрепления и осевой фиксации полумуфт такие же, как и для элементов открытых передач с односторонней и двусторонней выступающими стугощами (см. 10.6, п. 4,6).

Примеры осевой фиксации и осевого крепления полумуфт:

на цилиндрический конец вала — установочным винтом (см. рис.

10.23; АН; табл. КЗ); концевой шайбой (см. рис. А17; табл. К34);

круглой шлицевой гайкой и многолапчатой шайбой (см. рис. А10;

табл. К8, К36);

на конический конец вала — гайкой и шайбой с носком (см. рис.

10.20; табл. К7, К37); концевой шайбой (см. рис. 10.17); круглой шлицевой гайкой и многолапчатой шайбой (см. рис. 10.22).

10.8. Смазывание. Смазочные устройства Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников при­ меняют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента тре­ ния, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от труш,ихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

1. Смазывание зубчатого (червячного) зацепления.

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения при­ меняют непрерывное смазывание жидким маслом картерным не­ проточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зуб­ чатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с; для чер­ вячных передач с цилиндрическим червяком смазывание окунани­ ем допустимо до скорости скольжения 10 м/с.

Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных ско­ ростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весь­ ма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта (при г; < 1,5 м/с), наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым ко­ лесом.

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контакт­ ного напряжения в зубьях о^ и фактической окружной скорости ко­ лес V (см. 4.1, п. 13; 4.2, п. 13; 4.3, п. 10; табл. 4.5; 4.8; 4.11).

Сорт масла выбирается по табл. 10.29.

Таблица 10.29. Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач Передача П р и м е ч а н и е. Обозначение индустриальных масел состоит из четырех знаков, каждый из которых показывает: И — индустриальное; второй — принад­ лежность к группе по назначению (Г — для гидравлических систем, Т — для тяжело нагруженных узлов); третий — принадлежность к подгруппе по эксплуа­ тационным свойствам (А — масло без присадок, С — масло с антиокислитель­ ными, антикоррозионными и противоизносными присадками, Д — масло с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками); четвертый (число) — класс кинематической вязкости:

Кинематичес­ кая вязкость при 40°С, MMVC (сСт) в) Определение количества масла. Для одноступенчатых редук­ торов при смазывании окунанием объем масляной ванны определя­ ют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности (см. табл. 2.5). Меньшие значения принимают для крупных редук­ торов.

г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах:

при окунании в масляную ванну колеса (см. рис. 10.60; АН) т < Л^< 0,25^^2' ^Д^ ^ ~ модуль зацепления; при нижнем рас­ положении шестерни h^= (0,1...0,5)fif,, при этом h^^'^l^lm — аналогично уровню масла при нижнем расположении червяка (см. рис. 10.61, а). Желательно, чтобы уровень масла проходил Рис. 10.61. Определение уровня смазывания в червячном одноступенчатом Рис. 10.62. Смазывание зацепления разбрызгивателями Рис. 10.63. Жезловый указатель и способы его установки на корпусе:

через центр нижнего тела качения подшипника (шарика или ро­ лика).

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни (см. рис.

А2, А14, А17).

В червячных редукторах: при окунании в масляную ванну колеса т < h^< 0,25d^, где т — модуль зацепления (см. рис. 10.60, б] А6, А10); при нижнем или боковом расположении червяка И^== (0,1...0,5)^^ при этом И.= 2,2т (см. рис. 10.60; А4, А12). Желательно, чтобы уровень масла проходил через центр нижнего тела качения под­ шипника (шарика или ролика).

При нижнем расположении червяка или шестерни цилиндри­ ческой передачи и высокой частоте вращения для уменьшения теп­ ловыделения и потери мощности уровень масла понижают так, чтобы вывести червяк (шестерню) из масляной ванны. В этом случае для смазывания на червяк (шестерню) устанавливают разбрызгиватели (см. рис. 10.62; А15; А16).

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в кор­ пусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями (см.

рис. 10.63...10.67).

Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра; конструкция их проста и достаточ­ но надежна (см. рис. 10.63; А1, А17).

Круглые маслоуказатели удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уровнем пола. В них через нртжнее отвер­ стие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя;

через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора (см. рис. 10.64; АН, А15).

Трубчатый маслоуказатель из оргстекла удобен для обзора, но хуже всего защищен от повреждений (см. рис. 10.65; А2, А12).

Крановые маслоуказатели ставят попарно в зоне верхнего и ниж­ него уровней смазки. О налртчии масла при данном уровне свиде­ тельствует вытекание его при открытии крана (см. рис. 10.66; А9, А10, А18).

е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязня­ ется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корРис. 10.65. Трубча тый маслоуказатель д — в пробке; б — в корпусе; в - установка в зоне верхнего и нижнего уровней масла пус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие (см. рис. 10.57), закрываемое пробкой с цилиндрической (см. табл. 10.30; рис. A3, AI7; табл.

10.32; рис. А8; А15) или конической (см. табл. 10.31; рис. А6, А13) резьбой.

Таблица 10.32. Проб»! с цилиндрической резьбой и магнитным уловителем ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках (рис. 10.67 и А11;

10.68 и А17; табл. 10.33 и рис. А7).

Ммш Рис. 10.67. Пробка-отдушина 2. Смазывание подшипников. В проектируемых редукторах для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластич­ ные смазочные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного мате­ риала, конструкцию уплотнений и вид смазочного материала в со­ пряженных узлах.

а) Смазывание жидкими материалами. При смазывании зубчатых и червячных колес окунанием подшипники качения обычно смазы­ ваются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, обра­ зования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях v>2 м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипни­ ка должна быть открыта внутрь корпуса (см. рис. А5, А6, А8).

Если при нижнем расположении быстроходных валов цилиндричес­ ких и червячных редукторов необходимо защитить подшипники от излишнего количества масла, то применяют внутренние уплотнения (см. 10.4, п. 6; рис. А1, А7, А16). Для смазывания подшипника вала конической шестерни, удаленного от масляной ванны, на фланце корпуса в полости разъема делают канавки (см. рис. А14).