Содержание
1. Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2
2. Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4
3. Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12
4. Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16
5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18
6. Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20
7. Подбор подшипников……………………………………………..……...22
8. Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32
9. Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33
10. Выбор муфты…………………………………………………...…………45
11. Смазка редуктора………………………………………………...……….46
12. Сборка редуктора……………………………………………………...….47
Библиографический список ………………………………………….............…49
1. Кинематический и энергетический расчёт привода
Определяем требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных.
где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;
h - КПД привода, равный произведению частных КПД;
где по [1, табл. 1.1]
hЦ. = 0,9 – КПД цепной передачи,
h1,2 = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,
hП. = 0,99 – КПД в подшипниках.
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт, n =750 об/мин.
Передаточное отношение
где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,
n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.
Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи редуктора .
Разбираем общее передаточное отношение редуктора i: принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.
Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:
Ведущий вал редуктора
;
Промежуточный вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Вал барабана
Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:
2. Расчёт передач редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.
Рассчитываем допускаемые контактные напряжения
где =2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];
KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;
[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.
Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .
Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени ybaБ =0,25 и для тихоходной ybaТ =0,4.
Расчёт тихоходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения
колёс по [1, табл. 3.1];
ybaT =0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwТ =140 мм.
Нормальный модуль
По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z3=28.
Тогда .
Уточняем значения угла b:
; .
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
Ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс тихоходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
где КНb =1,072 – по [1, табл. 3.5];
КНa =1,06 – по [1, табл. 3.4];
КНn =1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
где - коэффициент нагрузки,
здесь KFb =1,12 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,611 – коэффициент формы зуба;
Допускаемое напряжение и отношения
где - предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба;
- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];
- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;
KFa =0,75.
Проверяем зуб колеса .
Расчёт быстроходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл. 3.1 [1];
ybaБ =0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwБ =125 мм.
Нормальный модуль
По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b = 10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1=22.
Тогда .
Уточняем значения угла b:
;.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
Ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс быстроходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
где КНb =1,07 – по [1, табл. 3.5];
КНa =1,09 – по [1, табл. 3.4];
КНn =1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
где - коэффициент нагрузки,
здесь KFb =1,07 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,605 – коэффициент формы зуба;
Допускаемое напряжение и отношения
где - предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба;
- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];
- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;
KFa =0,75.
Проверяем зуб колеса .
3. Расчёт цепной передачи
Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].
Вращающий момент на ведущей звёздочке
.
Передаточное число было принято .
Числа зубьев: ведущей звёздочки
;
Ведомой звёздочки
.
Расчётный коэффициент нагрузки
;
где kД =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния;
kН =1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;
kР =1,25 – при периодическом регулировании натяжении цепи;
kС = 1,4 – при периодической смазке;
kП =1,25 – при двухсменной работе.
Определяем шаг однорядной цепи:
,
где [p] =32,9 – допускаемое среднее давление по [1, табл. 5.15].
Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6 кг/м; F =179,7 мм2.
Определяем скорость цепи:
.
Окружное усилие
.
Проверяем давление в шарнире:
Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление
.
Условие выполнено.
Усилия в цепи:
от провисания
,
где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи по [1, табл. 5.12]; аЦ =1,106 – межосевое расстояние.
.
от центробежных сил
.
Расчётная нагрузка на валы
.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:
.
Основные размеры ведущей звёздочки:
где d1 = 15,88 – диаметр ролика.
Толщина диска звёздочки:
,
где Ввн = 15,88 - расстояние между пластинками внутреннего звена по [1, табл. 5.12].
Основные размеры ведомой звёздочки:
Число звеньев цепи:
где at =40 – коэффициент по межосевому расстоянию;
zS =98 – суммарное число зубьев;
.
Уточняем межосевое расстояние:
Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётное межосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.
4. Предварительный расчёт валов
Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении
Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и вала dВ1.
Примем мм; диаметры шеек под подшипники мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
У промежуточного вала определяем диаметр по пониженным допускаемым напряжениям
Шестерню выполним за одно целое с валом. Принимаем диаметр под колесом мм; под подшипниками мм.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомый вал рассчитываем при .
Диаметр выходного конца вала
Принимаем мм; диаметры под подшипниками мм; под колесом мм.
5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса
Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс по следующим формулам и сводим результаты в табл. 1.
Диаметр ступицы стальных колёс:
,
где dВ – диаметр вала;
Длина ступицы:
.
Толщина обода цилиндрических колёс:
,
где mn – нормальный модуль.
Толщина диска:
,
где b – ширина венца.
Диаметр центровой окружности:
,
где
- внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
.
Фаска: .
Таблица№1 Конструктивные размеры зубчатых колёс, мм.
№ Колеса |
mn | z | b | da | d | dВ | dСТ | lСТ | d0 | C | D0 | Dотв | dотв | n |
| Z1 | 2,25 | 22 | 36 | 54,5 | 50 | - | 1 | |||||||
| Z2 | 88 | 32 | 204,5 | 200 | 36 | 60 | 46 | 8 | 10 | 178 | 120 | 30 | ||
| Z3 | 2,75 | 28 | 62 | 85,5 | 80 | - | 1,5 | |||||||
| Z4 | 70 | 56 | 205,5 | 200 | 56 | 90 | 56 | 8 | 17 | 178 | 134 | 22 | ||
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок:
Принимаем мм.
Толщина фланцев
мм;
мм; принимаем мм.
Толщина рёбер основания корпуса
мм.
Диаметр фундаментных болтов
мм; принимаем мм.
Диаметр болтов: у подшипников
мм; принимаем мм.
соединяющих основания корпуса с крышкой
мм; принимаем мм.
Размер, определяющий положение болтов d2
мм.
Размеры штифта:
диаметр
; принимаем мм.
длина
мм; принимаем мм.
6. Эскизная компоновка редуктора
Компоновку проводим в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выявляем расстояния между опорами и положение зубчатых колёс относительно опор. Выполняем чертёж в масштабе 1 : 1, рис.1.
Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления – окунанием зубчатых колёс в масляную ванну, подшипники – консистентной смазкой.
Последовательность выполнения компоновки такова:
Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии awБ = 125мм и слева от второй третью на расстоянии awТ =140мм.
Рис.1. Предварительная компоновка двухступенчатого цилиндрического редуктора.
Ориентировочно намечаем для ведущего вала радиальные шарикоподшипники особо мелкой серии и конические роликовые лёгкой серии для промежуточного и ведомого валов, подбирая их по диаметрам посадочных мест.
Таблица№2 Подобранные подшипники по ГОСТ 8338-75 и ГОСТ 27365-87.
| № вала | Обозначение подшипника | d, мм. | D, мм. | B, мм. | C, кН. | С0, кН. |
| 1 | 7000106 | 30 | 55 | 9 | 11,2 | 5,85 |
| 2 | 7207А | 35 | 72 | 18,25 | 48,4 | 32,5 |
| 3 | 7210А | 50 | 90 | 20,75 | 51,9 | 39,8 |
Принимаем зазоры между торцами колёс и внутренней стенкой корпуса 10мм.
Вычерчиваем зубчатые колёса в виде прямоугольников и очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.
Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 10мм.
Для предотвращения вытекания внутрь корпуса и вымывания п
Замером устанавливаем расстояния, определяющие положения звёздочки, подшипников и зубчатых колёс.
7. Подбор подшипников
Ведущий вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис. 2. Схема ведущего вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка:
,
где Fa =PaБ =154 Н – осевая нагрузка;
V =1 – коэффициент, учитывающий вращение колец;
Kб = 1,1 – коэффициент безопасности по [1, табл. 7.2];
KТ = 1 – температурный коэффициент по [1, табл. 7.1].
Отношение
;
этой величине по [1, табл. 7.3] соответствует .
Отношение
; .
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Промежуточный вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис.3. Схема промежуточного вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:
Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда
.
Рассмотрим левый подшипник:
;
поэтому осевую нагрузку учитываем .
Эквивалентная нагрузка
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Рассмотрим правый подшипник:
;
осевую нагрузку не учитываем.
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Ведомый вал.
Из предыдущих расчётов имеем:
Реакции опор:
в плоскости XZ
Проверка:
.
в плоскости YZ
Рис.4. Схема ведомого вала.
Проверка:
.
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических радиально-упорных подшипников:
Осевые нагрузки подшипников в данном случае тогда
.
Рассмотрим левый подшипник:
;
поэтому осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
Рассмотрим правый подшипник:
;
осевую нагрузку учитываем .
.
Расчётная долговечность, млн. об.
Расчётная долговечность, ч
8. Проверка прочности шпоночных соединений
Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скруглёнными торцами по СТ СЭВ 189-75 и вычерчиваем их:
Ведущий вал - Æ24 мм, b´h´l = 8´7´36 мм;
,
где Мк – крутящий момент на валу;
dк – диаметр колеса;
t1 – глубина шпоночного паза на валу;
- допускаемое напряжение смятия.
Промежуточный вал - Æ42 мм, b´h´l = 12´8´32 мм;
;
Ведомый вал :
Æ55 мм, b´h´l = 16´10´45 мм;
;
Æ42 мм, b´h´l = 12´8´56 мм;
;
Вал барабана - Æ50 мм, b´h´l = 16´10´80 мм;
.
9. Проверочный расчёт валов редуктора
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).
Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнений их с требуемыми значениями [n]. Прочность соблюдена при
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 45, термообработка – улучшение. По [1, табл. 3.3] при диаметре заготовки до 90мм (dа1=85,5мм) среднее значение
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. В этом сечении при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
,
где - амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла;
= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,8 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,1 – для углеродистых сталей;
Wк нетто – момент сопротивления кручению.
,
где d = 25мм – диаметр вала;
b = 8мм – ширина шпоночного паза;
t1 = 4мм – глубина шпоночного паза.
.
.
Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала увеличен при конструировании для соединения его муфтой с валом электродвигателя. По этой же причине проверять прочность в остальных сечениях вала нет необходимости.
Промежуточный вал:
Материал вала – сталь 45 нормализованная,
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
относительно оси y
;
относительно оси x
.
Результирующий изгибающий момент
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Æ45мм к Æ34,5мм: при и коэффициенты концентрации напряжений . Масштабные факторы .
Осевой момент сопротивления сечения
.
Амплитуда нормальных напряжений
,
где MXY = 49,56´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме вала).
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Ведомый вал:
Материал вала – сталь 45 нормализованная,
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающие моменты:
относительно оси y
;
относительно оси x
.
Результирующий изгибающий момент
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,805 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,688 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Изгибающий момент (положим x1= 20,5мм)
.
Моменты сопротивления сечения нетто:
Амплитуда номинальных напряжений изгиба
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
,
где
= 1,79 – эффективный коэффициент нормальных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,844 – масштабный фактор для нормальных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,21 – для углеродистых сталей;
,
где
= 1,68 – эффективный коэффициент касательных напряжений по [1, табл. 6.5];
= 0,724 – масштабный фактор для касательных напряжений по [1, табл. 6.8];
= 0,1 – для углеродистых сталей.
Общий коэффициент запаса прочности
.
Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом от Æ63мм к Æ55мм: при и коэффициенты концентрации напряжений . Масштабные факторы .
Осевой момент сопротивления сечения
.
Амплитуда нормальных напряжений
,
где MXY = 176,5´103 Н*мм – изгибающий момент (эпюр моментов в схеме вала).
Полярный момент сопротивления
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
.
Среднее напряжение цикла нормальных напряжений
.
Коэффициенты запаса прочности:
;
.
Общий коэффициент запаса прочности
.
10. Выбор муфты
При выборе муфт руководствуемся следующими соображениями. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует предусматривать упругие муфты. Упругие муфты рекомендуется применять при не строго выдержанной соосности соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации. Широкое распространение получили муфты с неметаллическими упругими элементами. Примем наиболее простую из них – муфта упругая втулочно- пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 с цилиндрическим отверстием на концы валов по ГОСТ 12080-66. Упругие втулки из специальной резины, стойкой в минеральном масле, воде, бензине и керосине. Муфты выдерживают кратковременные двукратные перегрузки. Материал полумуфт – чугун СЧ 21-40. Материал пальцев – сталь 45. Муфту выбираем по диаметру вала и по величине расчётного момента
,
где k = 1,4 – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия;
Мном .= 26,75 Нм – номинальный передаваемый момент.
.
Для согласования вала электродвигателя и вала редуктора выбираем муфту с номинальным крутящим моментом . Полумуфту для вала электродвигателя выбираем по второму ряду (d = 30мм) и растачиваем до диаметра 32мм.
11. Смазка редуктора
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на высоту зуба (примерно 10мм). Объем масляной ванны VM определяем из расчета 0,5 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности дм3.
По [1, табл. 8.8] устанавливаем вязкость масла в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре при скорости м/с рекомендуемая вязкость ; в тихоходной м/с рекомендуемая вязкость . Среднее значение . По [1, табл.8.10] принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799—75 с вязкостью .
Уровень масла контролировать жезловым маслоуказателем при остановке редуктора.
Подшипники смазывать пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополнять шприцем через пресс-маслёнки, заполняя на 2/3 объёма узла. Сорт смазки — УТ-1 ГОСТ 1957-73 [1, табл. 7.15].
12. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80— 100° С;
в промежуточный вал- шестерню закладывают шпонку 12´8´32, напрессовывают быстроходное зубчатое колесо до упора в зубчатый венец вал- шестерни, насаживают распорную втулку и мазеудерживающие кольца, устанавливают предварительно нагретые в масле конические роликоподшипники;
в ведомый вал закладывают шпонку 16´10´45 и напрессовывают тихоходное зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
На ведущий и ведомый валы насаживаются распорные втулки и крышки сквозные с впрессованными в них манжетами.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, вкладывают регулировочные шайбы, регулировочные крышки (ранее собранные с регулировочным винтом и стопорным рычагом) и надевают крышку корпуса; покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, регулируют натяг подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и фиксируют её шайбой. Шайба крепится болтом М6, который фиксируется стопорной шайбой и штифтом.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Библиографический список
1. С. А. Чернавский, Курсовое проектирование деталей машин, М.: «Машиностроение», 1980г.
2. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, М.: «Высшая школа», 1998г.