Вертикальный цилиндрический привод ленточного транспортера

Исходные данные для проектирования

Тяговая сила цепи F_t = 600 даН = 6 кН.

Скорость движения грузовой цепи v = 0,85 м/с.

Шаг грузовой цепи p = 125 мм.

Число зубьев звездочки z =7.

Тип редуктора — соосный вертикальный цилиндрический.

Передача привода — нет.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Требуемая мощность на выходе

.

1.2 КПД всего привода.

где _мс = 0,98 — КПД соединительной муфты;

_{з (бс)} = 0,97 — КПД закрытой зубчатой передачи (быстроходной ступени);

_{з (тс)} = 0,97 — КПД закрытой зубчатой передачи (тихоходной ступени);

_пк = 0,99 — КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;

.

1.3 Требуемая мощность электродвигателя

1.4 Частота вращения приводного вала

Здесь диаметр делительной окружности звездочки определяется следующим образом:

Тогда частота

1.5 Подбор электродвигателя

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 132S6 с синхронной частотой вращения n_c = 1000 об/мин., для которого номинальная мощность Р_дв = 5,5 кВт (допускаем перегрузку в 5,5%), асинхронная частота вращения n_дв = 965 об/мин.

1.6 Передаточное число привода

u=n_дв / n = u_р u_цп,

где частные передаточные отношения отдельных передач

u_р — передаточное отношение редуктора.

n_в — частота вращения выходного вала:

В итоге u=965/58,216.

1.7 Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

Для двухступенчатого соосного редуктора.

Передаточное число быстроходной ступени: u_б= u_р/u_т=16/4=4

Передаточное число тихоходной ступени: u_т= 0,95u_р=0,95 164

2. Кинематический расчет

Быстроходный вал редуктора:

мощность P₁=P_двмспк=55 000,980,99=5336,1 Вт.

частота вращения n₁= n_дв=965 об/мин.

угловая скорость ₁=n₁/30=965/30=101 c^-1.

крутящий момент T₁=P₁/₁=5336,1/101=52,8 Нм.

Промежуточный вал редуктора:

мощность P₂=P_1бпк=5336,10,970,99=5124,3 Вт.

частота вращения n₂= n₁/u_б=965/4=241,25 об/мин.

угловая скорость ₂=n₂/30=241,25/30=25,25 c^-1.

крутящий момент T₂=P₂/₂=5124,3/25,25=202,9 Нм.

Тихоходный вал редуктора:

мощность P₃=P_2тпк=5124,30,970,99=4920,9 Вт.

частота вращения n₃= n₂/u_т=241,25/4=60,3 об/мин.

угловая скорость ₃=n₃/30=60,3/30=6,3 c^-1.

крутящий момент T₃=P₃/₃=4920,9/6,3=781,1 Нм.

Приводной вал:

мощность P₄=P_3мспк=4920,90,980,99=4774,3 Вт.

частота вращения n₄= n₃=60,3 об/мин.

угловая скорость ₄=₃=6,3 c^-1.

крутящий момент T₄=P₄/₄=4774,3/6,3=757,8 Нм

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходная ступень)

Исходные данные:

Т₂ = 202,9 Нм — вращающий момент на колесе;

n_2Т = 241,25 об/мин — частота вращения колеса;

u = 4— передаточное число;

3.1 Материалы колеса и шестерни

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. колеса — улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.

Механические свойства: _T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни — улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

3.2 Допускаемые напряжения

Вычисляем допускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8+67 = 1,8285,5+67=580,9 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб:

[]_F = 1,03 = 1,3 285,5=294,07 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_F = 2,8750 =2100 МПа;

[]_Fmax = 2,74=2,74 285,5 =782,27 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8+67 = 1,8285,5+67=580,9 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб:

[]_F = 1,03 = 1,3 285,5=294,07 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_F = 2,8750 =2100 МПа;

[]_Fmax = 2,74=2,74 285,5 =782,27 МПа;

3.3 Межосевое расстояние

где K_a — коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 — для косозубых колес;

_a — коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, то _a = 0,315.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при постоянном режиме К_H = 1.

Эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2 = К_НдТ_2,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при постоянном режиме нагружения К_НЕ=1);

N_HG=()³=23 271 176,38 — базовое число циклов нагружений.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2 = Т₂ = 202,9 Н.

Межосевое расстояние в итоге:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния a_w=125мм.

3.4 Предварительные основные размеры колеса

— делительный диаметр:

— ширина колеса: ,

где _а — коэффициент ширины колеса, _а=0,315.

принимаем стандартное значение b₂ = 63 м.

3.5 Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для косозубых колес: K_m =5,8.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=410⁶— базовое число циклов. При N10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=202,9 Н.

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль передачи равным m = 1,0 мм.

3.6 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

_min = arcsin (3,5m/b₂);

_min = arcsin (3,51/63) = 3,18;

Суммарное число зубьев

z=2 a_wcos_min /m.

z=2125cos 3,18 /1 = 249

Определяем действительное значение угла

= arccos (zm / 2a_w).

= arccos (2491 / 2125) = 5,13.

привод ленточный транспортер редуктор зубчатый

3.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

z₁ = z/(u±l)z_1min.

Для косозубых колес z_1min = 17cos³=17;

z₁ = 249/(4+l) = 50 z_1min.

Число зубьев колеса: z₂ = z — z₁ = 249 — 50 = 199.

3.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ = 199 / 50 = 3,98.

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа 4%.

3.9 Диаметры колес

Делительные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cos = 501 / cos 5,13 = 50,2 мм;

колеса d₂ =2a_w— d₁ = 2125 — 50,2 = 199,8 мм.;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2(1 +x₁ — y) m = 50,2 + 211= 52,2 мм;

d_f1=d₁ — 2(1,25 — x₁)m= 50,2 — 21,251= 47,7 мм;

d_a2=d₂ +2(1 +x₂ — y) m= 199,8 + 211= 201,8 мм;

d_f2=d₂ — 2(1,25 — x₂)m= 199,8 — 21,251= 197,3 мм;

3.10 Размеры заготовок колес

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_заг D_пред; С_заг, S_заг S_пред;

Значения D_заг, S_заг, С_заг (мм) вычисляют по формулам:

для цилиндрической шестерни D_заг=d_а+6 мм = 52,2 + 6 = 58,2 мм 200 мм;

Для колеса с выточками принимают меньшее из значений С_заг= 0,5b₂ = 0,563= 31,5 мм. 125 мм; и S_заг=8m =8мм.

3.11 Силы в зацеплении

окружная F_t=2T₂/d₂ = 2202,9 / 0,1998 = 2031 Н;

радиальная F_r=F_ttg/cos = 20 310,364 / cos 5,13 = 742,3 Н.

(для стандартного угла =20° tg=0,364);

осевая F_a = F_ttg = 2031tg 5,13 = 182,3 Н.

3.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_FK_FvYY_F2F_tE/(b₂m) []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F, принимают для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке K_F=1.

Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1,07. Коэффициент Y вычисляют по формуле Y=1—°/140 = 0,96. Коэффициент формы зуба Y_F2 = 3,6, Y_F1 = 3,65.

F_tE = K_FдF_t — эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т. е. F_tE= F_t = 2031 Н.

В итоге имеем:

_F2=111,070,963,62 031/(0,0630,001) = 119,2 МПа < 294,07 МПа.

условие выполняется Расчетное напряжение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2 []_F1,

_F1=119,23,65 / 3,6 = 120,9 < 294,07 МПа.

условие выполняется

3.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение где для косозубых колес К_Н = 1,1; К_Н= 2,710⁵; К_Н = 1; K_Hv = 1,03.

условие выполняется

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи (тихоходная ступень)

Исходные данные:

Т₂ = 781,1 Нм — вращающий момент на колесе;

n_2Т = 60,3 об/мин — частота вращения колеса;

u = 4 — передаточное число;

4.1 Материалы колеса и шестерни

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: _T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

4.2 Допускаемые напряжения

Вычисляем допускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения: []_H = 14 + 170 = 835 МПа

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 40 = 1900 МПа;

[]_Fmax = 1260 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения: []_H = 14 + 170 = 835 МПа

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 40 = 1900 МПа;

[]_Fmax = 1260 МПа;

4.3 Межосевое расстояние

где K_a — коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 — для косозубых колес;

_a — коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, то _a = 0,315.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при постоянном режиме К_H = 1.

Эквивалентный момент на колесе

Т_НЕ2 = К_НдТ_2,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при постоянном режиме нагружения К_НЕ=1);

N_HG — базовое число циклов нагружений.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2 = Т₂ = 781,1 Н.

Межосевое расстояние в итоге:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния, равное значению межосевого расстояния быстроходной ступени a_w=125 мм.

4.4 Предварительные основные размеры колеса

— делительный диаметр:

— ширина колеса: ,

где _а — коэффициент ширины колеса, _а=0,315.

принимаем стандартное значение b₂ = 63 мм.

4.5 Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для косозубых колес: K_m =5,8.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=410⁶— базовое число циклов. При N10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=1973,6.

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль равным m = 2 мм.

4.6 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

_min = arcsin (3,5m/b₂);

_min = arcsin (3,52/63) = 6,38;

Суммарное число зубьев

z=2 a_wcos_min /m.

z=2125cos6,38 /2 = 124

Определяем действительное значение угла

= arccos (zm / 2a_w).

= arccos (1242 / 2125) = 7,25.

4.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни z₁ = z/(u±l)z_1min.

Для косозубых колес z_1min = 17cos³=17;

z₁ = 124/(4+l) = 25 z_1min.

Число зубьев колеса: z₂ = z — z₁ = 124 — 25 = 99.

4.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ = 99 / 25 = 3,96.

Отклонение от заданного передаточного отношения не превышает допускаемых 4%.

4.9 Диаметры колес

Делительные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cos = 252 / cos 7,25 = 50,4 мм;

колеса d₂ =2a_w— d₁ = 2125 — 50,4 = 199,6 мм.;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2(1 +x₁ — y) m = 50,4 + 212 = 54,4 мм;

d_f1=d₁ — 2(1,25 — x₁)m= 50,4 — 21,252 = 45,4 мм;

d_a2=d₂ +2(1 +x₂ — y) m= 199,6 + 212 = 203,6 мм;

d_f2=d₂ — 2(1,25 — x₂)m= 199,6 — 21,252 = 194,6 мм;

4.10 Размеры заготовок колес

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_заг D_пред; С_заг, S_заг S_пред;

Значения D_заг, S_заг, С_заг (мм) вычисляют по формулам:

для цилиндрической шестерни D_заг=d_а+6 мм = 50,4 + 6 = 56,4 мм 200 мм;

Для колеса с выточками принимают меньшее из значений С_заг= 0,5b₂ = 0,563 = 31,5 мм. 125 мм; и S_заг=8m = 16 мм.

4.11 Силы в зацеплении

окружная F_t=2T₂/d₂ = 2781,1 / 0,1996 = 7826,7 Н;

радиальная F_r=F_ttg/cos = 7826,70,364 / cos 7,25 = 2871,9 Н.

(для стандартного угла =20° tg=0,364);

осевая F_a = F_ttg = 7826,7tg7,25 = 995,7 Н.

4.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_FK_FvYY_F2F_tE/(b₂m) []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) степень точности 9-ая.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F, принимают для прирабатывающихся колес при постоянной нагрузке K_F=1.

Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1,01 Коэффициент Y вычисляют по формуле Y=1—°/140= =0,948. Коэффициент формы зуба Y_F2 = 3,6, Y_F1 = 3,9.

F_tE = K_FдF_t — эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т. е. F_tE= F_t = 7826,7 Н.

В итоге имеем:

_F2=111,010,9483,67 826,7/(0,0630,002) = 214,1 МПа < 370 МПа.

условие выполняется Расчетное напряжение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2 []_F1,

_F1=214,13,9 / 3,6 = 232 < 370 МПа.

условие выполняется

4.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение где для косозубых колес К_Н = 1,1; К_Н= 2,710⁵; К_Н = 1; K_Hv = 1,01.

условие выполняется

5. Проектный расчет

5.1 Диаметры валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:

Быстроходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (7…8) ³Т_Б = (7…8) ³52,8 = 26,26…30 мм.

Согласуя диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора с диаметром выходного конца вала электродвигателя, принимаем d = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t 34,4 мм, где высота буртика t = 2,2 мм;

Принимаем d_п = 35 мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r 42,5 мм.

где координата фаски подшипника r = 2,5 мм;

Принимаем d_бп = 42 мм.

Промежуточный вал

Диаметр d_к: d_к (6…7) ³Т_Пр = (6…7) ³202,9 = 35,25… 41,13 мм.

Принимаем d_к = 40 мм.

Диаметр d_бк: d_бк d_к + 3f = 43,6 мм.

где размер фаски f = 1,2 мм;

Принимаем d_бк = 45 мм.

Диаметр d_бп: d_бп d_п + 3r = 42,5 мм.

где координата фаски подшипника r = 2,5 мм;

Принимаем d_бп = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п = d_k — 3r = 32,5 мм, где координата фаски подшипника r = 2,5 мм;

Принимаем d_п = 35 мм.

Тихоходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (5…6) ³Т_Т = (5…6) ³781,1 = 46… 55 мм.

Принимаем d = 50 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t 55,6 мм, где высота буртика t = 2,8 мм;

Принимаем d_п = 55 мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r 64 мм.

где координата фаски подшипника r = 3 мм;

Принимаем d_бп = 64 мм.

Диаметр d_к d_бп = 64 мм.

5.2 Конструктивные размеры зубчатых колес

5.2.1 Быстроходная ступень

Цилиндрическая шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры: d₁ = 50,2 мм; d_a1 = 52,2 мм; b₁ = 67 мм.

Цилиндрическое зубчатое колесо кованое. Его размеры:

d₂ = 199,8 мм; d_a2 = 201,8 мм; b₂ = 63 мм.

Диаметр ступицы колеса: d_ст = 1,5*d + 10 мм = 1,5* 40 + 10 мм = 70 мм.

Длина ступицы колеса: l_ст = (1,2…1,5)*d = (1,2…1,5)* 40 = 48…60 мм.

принимаем l_ст = 63 мм.

Толщина обода: = (2,5…4)*m = (2,5…4)*1 мм = 2,5…4 мм.

принимаем = 4 мм.

Толщина диска: С = 0,3*b₂ = 0,3*63 мм = 18,9 мм. Принимаем С = 18 мм.

Диаметр центровой окружности: D_отв = (D_о + d_ст) * 0,5

D_o = d_a2 — [2 + 2(2,4m + 2m)] = 201,8 — [2*4 + 2(2,4*1 + 2*1)] = 185 мм.

D_отв = (185 + 70) * 0,5 = 127,5 мм.

Диаметр отверстий в колесе:

d_отв? (D_o — d_ст) =? (185 — 70) = 28,75 мм.

принимаем d_отв = 30 мм.

5.2.2 Тихоходная ступень

Цилиндрическая шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры: d₁ = 50,4 мм; d_a1 = 54,4 мм; b₁ = 67 мм.

Цилиндрическое зубчатое колесо кованое. Его размеры:

d₂ = 199,6 мм; d_a2 = 203,6 мм; b₂ = 63 мм.

Диаметр ступицы колеса: d_ст = 1,5*d + 10 мм = 1,5*64 + 10 мм = 106 мм.

Длина ступицы колеса: l_ст = (1,2…1,5)*d = (1,2…1,5)*64 = 76,8…96 мм.

принимаем l_ст = 83 мм.

Толщина обода: = (2,5…4)*m = (2,5…4)*2 мм = 5…8 мм.

принимаем = 8 мм.

Толщина диска: С = 0,3*b₂ = 0,3*63 мм = 18,9 мм. Принимаем С = 18 мм.

Диаметр центровой окружности: D_отв = (D_о + d_ст) * 0,5

D_o = d_a2 — [2 + 2(2,4m + 2m)] = 203,6 — [2*8 + 2(2,4*2 + 2*2)] = 170 мм.

D_отв = (170 + 106) * 0,5 = 138 мм.

Диаметр отверстий в колесе:

d_отв? (D_o — d_ст) =? (170 — 106) = 16 мм.

принимаем d_отв = 16 мм.

6. Подбор муфты

Для передачи момента с вала электродвигателя на быстроходный вал редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту.

6.1 Быстроходная ступень

По ГОСТ 21 424–75 для посадочного диаметра d=30 мм применяем муфту со следующими параметрами:

Передаваемый вращающий момент не более T= 125 Нм (в нашем случае 52,8 Нм).

Угловая скорость не более 480 с^-1. (в нашем случае 101 с^-1)

Длины отверстий: l_цил=58мм; l_кон =38 мм.

Габаритные размеры: L =121 мм; D=120 мм; d₀=28 мм.

Смещение осей валов не более: радиальное r=0,3; угловое =130.

Зазор между полумуфтами С=3…5мм.

Остальные параметры муфты рассчитываются по следующим соотношениям: B0,25D=30мм; b0,5B=15мм; D₀=D-(1,5…1,6)d₀=78мм; d_ст=1,6d=48 мм.

Размеры втулок и пальцев:

диаметр пальца d_п =14мм.

длина пальца l_п=33мм.

резьба выходного конца пальца d₀, М10.

количество пальцев z=6.

диаметр втулки упругой d_в =27мм.

длина втулки упругой l_в=28мм.

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитываем на изгиб:

Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:

Выбранная муфта подходит.

Консольная нагрузка от муфты: F_м?50T₁…125T₁= 363,3… 908,3 Н. Принимаем значение F_м=650 Н.

6.2 Тихоходная ступень

По ГОСТ 21 424–75 для посадочного диаметра d=50 мм применяем муфту со следующими параметрами:

Передаваемый вращающий момент не более T= 810 Нм (в нашем случае 781,1 Нм).

Угловая скорость не более 315 с^-1. (в нашем случае 6,3 с^-1)

Длины отверстий: l_цил=82мм; l_кон =56 мм.

Габаритные размеры: L =170 мм; D=190 мм; d₀=36 мм.

Смещение осей валов не более: радиальное r=0,4; угловое =1.

Зазор между полумуфтами С=3…5мм.

Остальные параметры муфты рассчитываются по следующим соотношениям: B0,25D=47,5 мм; b0,5B=23,75 мм; D₀=D-(1,5…1,6)d₀=136мм; d_ст=1,6d=80 мм.

Размеры втулок и пальцев:

диаметр пальца d_п =18мм.

длина пальца l_п=42мм.

резьба выходного конца пальца d₀, М12.

количество пальцев z=8.

диаметр втулки упругой d_в =35мм.

длина втулки упругой l_в=36мм.

Пальцы муфты, изготовленные из стали 45, рассчитываем на изгиб:

Упругие элементы муфты проверяют на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами:

Выбранная муфта подходит.

Консольная нагрузка от муфты: F_м?200T₂=5590 Н.

7. Подбор шпонок

Шпонки призматические, со скругленными торцами. Материал — сталь 45, термообработка — нормализация. Напряжения смятия и условия прочности Допускаемые напряжения смятия:

при стальной ступице: [_см] = 100 120 МПа.

при чугунной ступице: [_см] = 60 80 МПа.

7.1 Ведущий вал

Диаметр вала под полумуфту 30 мм.

Сечение шпонки bh = 87 мм.

Глубина паза t₁ = 4 мм.

Длина шпонки l = 50 мм.

т.к. материал полумуфты — чугун.

Условие прочности выполняется.

7.2 Промежуточный вал

Диаметр вала под цилиндрическое колесо 40 мм.

Сечение шпонки bh = 128 мм.

Глубина паза t₁ = 5 мм.

Длина шпонки l = 56 мм.

т.к. материал цилиндрического колеса — сталь.

Условие прочности выполняется.

7.3 Тихоходный вал

Диаметр вала под цилиндрическое колесо 64 мм.

Сечение шпонки bh = 1811 мм.

Глубина паза t₁ = 7 мм.

Длина шпонки l = 76 мм.

т.к. материал цилиндрического колеса — сталь.

Условие прочности выполняется.

Диаметр вала под звездочку 50 мм.

Сечение шпонки bh = 149 мм.

Глубина паза t₁ = 5,5 мм.

Длина шпонки l = 76 мм.

т.к. материал полумуфты — чугун.

Условие прочности не выполняется. Ставим вторую шпонку, из расчета симметричности распределения нагрузки имеем _см= ?165=72МПа — нагрузка воспринимаемая одной шпонкой. Таким образом _см[_см], т. е. условие выполняется.

8. Проверочный расчет подшипников

8.1 Ведущий вал

Силы в зацеплении: F_t = 2031 Н, F_r = 742,3 Н. F_a= 182,3 Н.

Консольная сила от муфты: F_м=650 Н.

Частота вращения вала n = 1390 об/мин.

Расстояния: l_б = 120 мм, l_м = 60 мм Приемлемая долговечность подшипников L_h = 20 000 часов.

8.1.1 Определение опорных реакций

В вертикальной плоскости:

M_Dx =0, -R_By· l_б + F_r · ?l_б + F_a· ?d₁ = 0;

M_Bx =0, R_Dy· l_б — F_r · ?l_б + F_a· ?d₁ = 0;

Проверка:

Y =0, R_Dy — F_r +R_By = 0;

432 — 950,1 + 518,1 = 0.

В горизонтальной плоскости:

M_Dy =0, R_Bx· l_б — F_t · ?l_б + F_м· (l_б + l_м) = 0;

M_Вy =0, -R_Dx· l_б + F_t· ?l_б + F_м· l_м = 0;

Проверка:

X=0, R_Dx -F_t +R_Bx+F_м = 0;

1676,5−2603+176,5+750=0.

8.1.2 Определение суммарных реакций опор

Для опоры B:

Для опоры D:

8.1.3 Выбор типа подшипника

Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.

Для быстроходного вала d_п = 45 мм. принимаем наиболее дешевый шарикоподшипник радиальный однорядный № 209 легкой серии с параметрами: d = 45 мм, D = 85 мм, В = 19 мм, r = 2 мм; грузоподъемность: C_r = 25,7 кН, C_or = 18,1 кН.

8.1.4 Выбор коэффициентов

Первоначально задаемся коэффициентами:

К_к — коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца К_к = 1.

K — коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузке K =1,2.

K_T — температурный коэффициент, K_T =1.

8.1.5 Определение осевых составляющих реакций

Отношение осевой нагрузки подшипника R_a=F_a к статической грузоподъемности: R_a/C₀ = 194,3/18 100 = 0,01. По табличным данным определяем e=0,18.

Отношение осевой нагрузки к радиальной:

Для опоры D: R_a/K_кR_D=194,3/(11 731,3)= 0,112.

Т.к. R_a/K_кR_D < e X=1; Y=0.

Для опоры B: R_a/K_кR_B=194,3/(1547,3)= 0,355.

Т.к. R_a/K_кR_B > e X=0,56; Y= 2,49.

8.1.6 Определение эквивалентной нагрузки

где R — радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.

F_a — осевая нагрузка, действующая на опору, Н.

X — коэффициент радиальной нагрузки.

Y — коэффициент осевой нагрузки;

8.1.7 Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры D

Полученный вариант устраивает.

8.2 Промежуточный вал

Силы в цилиндрическом зацеплении быстроходной ступени: F_t2 = 2603 Н, F_r2 = 950,1 Н, F_a2= 194,3 Н.

Силы в цилиндрическом зацеплении тихоходной ступени: F_t1 = 13 083,2 Н, F_r1 = 4829,9 Н. F_a1= 2212,9 Н.

Частота вращения вала n = 167,2 об/мин.

Расстояния: l₁ = 60 мм, l₂ = 150 мм, l₃ = 120 мм.

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 20 000 часов.

8.2.1 Определение опорных реакций

Вертикальная плоскость.

В вертикальной плоскости имеем

M_A =0, R_Dy· (l₁+l₂+l₃) — F_r1· (l₂ + l₃) + F_r2 · l₃ + F_a1 · ?d₁ + F_a2 · ?d₂= 0;

M_D =0, -R_Ay· (l₁+l₂+l₃) — F_r2· (l₁ + l₂) + F_r1 · l₁ +F_a1 · ?d₁+F_a2 · ?d₂= 0;

Проверка:

Y =0, R_Dy + F_r2 — F_r1 +R_Ay = 0;

3320,5 + 950,1 — 4829,9 +559,3 = 0.

Горизонтальная плоскость.

В горизонтальной плоскости имеем:

M_A =0, -R_Dx· (l₁+l₂+l₃) + F_t1· (l₂ + l₃) — F_t2 · l₃ = 0;

M_D =0, R_Ax· (l₁+l₂+l₃) +F_t2· (l₁ + l₂) — F_t1 · l₁ = 0;

Проверка:

X =0, R_Dx + F_t2 — F_t1 + R_Ax = 0;

9757,9 + 2603,4 — 13 083,2 + 722,1 = 0.

82.2 Определение суммарных реакций опор

Для опоры A:

Для опоры D:

Дальнейший расчет для более нагруженной опоры D.

8.2.3 Выбор типа подшипника

Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.

Для опор промежуточного вала d_п = 45 мм. принимаем наиболее дешевый шарикоподшипник радиальный однорядный № 209 легкой серии с параметрами: d = 45 мм, D = 85 мм, В = 19 мм, r = 2 мм; грузоподъемность: C_r = 25,7 кН, C_or = 18,1 кН.

8.2.4 Выбор коэффициентов

Первоначально задаемся коэффициентами:

К_к — коэффициент, учитывающий вращение колец; при вращении внутреннего кольца К_к = 1.

K — коэффициент безопасности, при кратковременной перегрузке K =1,2.

K_T — температурный коэффициент, K_T =1.

8.2.5 Определение осевых составляющих реакций

Отношение осевой нагрузки подшипника R_a=F_a1+F_a2 к статической грузоподъемности: R_a/C₀=2407,2/18 100=0,13. По табличным данным определяем e=0,19.

Отношение осевой нагрузки к радиальной:

R_a/K_кR_D=2407,2/(110 307,4)= 0,234.

Т.к. R_a/K_кR_B > e X=0,56; Y=2,3.

8.2.6 Определяем эквивалентную нагрузку

где R — радиальная нагрузка, действующая на опору, Н.

F_a — осевая нагрузка, действующая на опору, Н.

X — коэффициент радиальной нагрузки.

Y — коэффициент осевой нагрузки;

R_E = (1· 0,56·10 307,4+2,3·2407,2)·1,2·1= 13 570,5 Н.

8.2.7 Расчетная долговечность в часах

Полученный вариант недостаточен используем конические однорядные роликоподшипники № 7308 со следующими параметрами: d = 45 мм, D = 100 мм, T_max= 27,5 мм, b=26 мм, с=22 мм, r = 2,5 мм; r₁ = 0,8 мм; грузоподъемность: C_r = 76,1 кН, C_or = 59,3 кН. Схема установки — «врастяжку». Фактор нагрузки: e=0,29.

Находим осевые составляющие реакций.

S_A=0,83eR_A=0,830,29 913,4=220;

S_D=0,83eR_D=0,830,2 910 307,4=2481;

Т.к. S_A< S_D и R_a=2407,2 Н > S_D — S_A = 2261 Н, то

F_aA = S_A =220; F_aD = R_a+S_D = 4888,2;

При, принимаем X=1; Y=0.

При, принимаем X=0,4; Y=2,09.

Определяем эквивалентную нагрузку.

Опора A: R_E = 913,4· 1,2·1= 1096 Н.

Опора D: R_E = (1· 0,4·10 307,4+2,09·2407,2)·1,2·1= 10 984,8 Н.

Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры D.

Полученный вариант устраивает.

9. Тихоходный вал

Силы в цилиндрическом зацеплении тихоходной ступени: F_t2 = 13 083,2 Н, F_r2 = 4829,9 Н., F_a2= 2212,9 Н.

Частота вращения вала n = 32,2 об/мин.

Консольная сила от муфты: F_м= 8885 Н.

Расстояния: l_ц = 80 мм, l_б = 180 мм.

Приемлемая долговечность подшипников L_h = 20 000 часов.

Определяем опорные реакции.

В вертикальной плоскости:

M_Gx =0, -R_Ey· l_б + F_r2 · ?l_б + F_a2· ?d₂ + F_цy· l_ц = 0;

M_Ex =0, -R_Gy· l_б — F_r2 · ?l_б + F_a2· ?d₂ + F_цy· (l_ц+l_b) = 0;

Проверка:

Y =0, F_цy — R_Gy — F_r2 +R_Ey = 0;

1789,38 — 1346 — 2340 + 2264,4 = 0.

В горизонтальной плоскости:

M_Gy =0, R_Ex· l_б — F_t2 · ?l_б — F_цх · l_ц = 0;

M_Ey =0, R_Gx· l_б + F_t2· ?l_б — F_цx· (l_ц+l_b) = 0;

Проверка:

X=0, F_цx — R_Gx — F_t2 +R_Ex = 0;

3099,3 — 2217 — 4519,5 + 3637,2 = 0.

Определяем суммарные реакции опор.

Для опоры E:

Для опоры G:

Как видно опора E является более нагруженной, поэтому по ней ведем дальнейшие расчеты.

Выбор типа подшипника

Тип подшипника выбираем в соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин.

Для опор промежуточного вала d_п = 75 мм, применяем компактные конические однорядные роликоподшипники легкой серии № 7215 со следующими параметрами: d = 75 мм, D = 130 мм, T_max= 27,5 мм, b= 26 мм, с=22 мм, r = 2,5 мм; r₁ = 0,8 мм; грузоподъемность: C_r = 97,6 кН, C_or = 84,5 кН. Схема установки — «врастяжку». Фактор нагрузки: e=0,39.

Находим осевые составляющие реакций.

S_E=0,83eR_E=0,830,414 284,5=1458;

S_G=0,83eR_G=0,830,413 223,5=1097;

Т.к. S_E< S_G и R_a=1525,4Н > 0 Н, то

F_aE = S_E =1458; F_aG = R_a+S_E = 2983,4;

При, принимаем X=1; Y=0.

При, принимаем X=0,4; Y=1,45.

Определяем эквивалентную нагрузку.

Опора E: R_E = 4284,5· 1,2·1= 5141,4 Н.

Опора G: R_G = (1· 0,4·3223,5+1,88·2983,4)·1,2·1= 8277,8 Н.

Расчетная долговечность в часах для более нагруженной опоры D.

для роликоподшипников параметр a₂₃ = 0,7

Полученный вариант устраивает.

10. Проверочный расчет валов на прочность

10.1 Быстроходный вал

Проверочный расчет проводится для проверки прочности в опасном сечении в зависимости от направления и величины действующих на него нагрузок. Напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения по пульсирующему.

10.1.1 Выбор материала вала

Для изготовления быстроходного вала выбрали материал сталь 40Х, твердость не менее 200НВ; _-1 = 320 МПа и _-1 = 200МПа — пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

10.1.2 Строим расчетную схему вала

Из предыдущих разделов имеем

Силы в зацеплении: F_t = 1512,4 Н, F_r = 555,5 Н. F_a= 203,4 Н.

Консольная сила от муфты: F_м=500 Н.

Реакции: R_Dy = 226,4 Н, R_By =329,1 Н, .

Расстояния: l_б = 100 мм, l_м = 40 мм

10.1.3 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях А, B, С, D.

В горизонтальной плоскости.

слева: M_Dy = 0;

M_Сy = -R_Dx· ?l_б = -956,2· 50·10^-3 = -47,81 Н· м;

M_By = -R_Dx· l_б + F_t· ?l_б = -956,2· 100·10^-3 + 1512,4· 50·10^-3 = -20 Н· м;

M_Аy = 0;

Проверка:

справа: M_By = - F_м· l_м = - 500· 40·10 ^-3= -20 Н· м;

В вертикальной плоскости.

слева: M_Dx = 0;

M_Cx1 = R_Dy· ?l_б = 226,4· 50·10^-3 = 11,32 Н· м;

M_Cx2 = R_Dy· ?l_б + F_а· ?d₁ = 226,4· 50·10^-3+?·203,4·50,5·10^-3= 16,5 Н· м;

справа: M_Ax = 0;

M_Bx = 0 Н· м;

Проверка:

справа: M_Сx = ?R_By· l_б = 329,1· 50=16,5

10.1.4 Крутящий момент в сечениях вала

Строим эпюру крутящих моментов.

10.1.5 Определение опасного сечения

Как видно из эпюр изгибающих моментов опасным сечением вала является сечение С. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С.

10.1.6 Осевой момент сопротивления сечения С

10.1.7 Полярный момент сопротивления сечения С.

10.1.8 Амплитуда симметричного цикла по изгибу

10.1.9 Амплитуда касательных напряжений

10.1.10 Среднее напряжение цикла при изгибе

_m = 0, _m = _a = 0,88 Н/мм².

10.1.11 Принимаем коэффициенты

концентрации напряжений: K = 1,9; K = 1,6;

масштабных факторов: Е = 0,85; Е = 0,73;

коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность: = 0,1, = 0,5.

10.1.12 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям изгиба

10.1.13 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям кручения

10.1.14 Расчетный коэффициент запаса прочности

s [s] = 1,5.

Сопротивление усталости обеспечивается.

10.2 Промежуточный вал.

10.2.1 Выбор материала вала

Для изготовления быстроходного вала выбрали материал сталь 40Х, твердость не менее 200НВ; _-1 = 320 МПа и _-1 = 200МПа — пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

10.2.2 Строим расчетную схему вала

Из предыдущих разделов имеем

Силы в цилиндрическом зацеплении быстроходной ступени: F_t2 = 1512,4 Н, F_r2 = 555,5 Н. F_a2 = 203,4 Н.

Силы в цилиндрическом зацеплении тихоходной ступени: F_t1 = 4519,5 Н, F_r1 = 1714 Н. F_a1= 1322 Н.

Реакции: R_Dy = 803,5 Н, R_Ay =355 Н, .

Расстояния: l₁ = 50 мм, l₂ = 70 мм, l₃ = 90 мм

10.2.3 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях А, B, С, D

В горизонтальной плоскости.

слева: M_Dy = 0;

M_Сy = -R_Dx· l₁ = -2795,3· 50·10^-3 = -139,77 Н· м;

M_By = -R_Dx· (l₁+l₂)+F_t1·l₂ = -2795,3· 120·10^-3 + 4519,5· 70·10^-3 = -19 Н· м;

M_Аy = 0;

Проверка:

справа: M_By = -R_Ax· l₃ = -211,8· 90·10 —³ = -19 Н· м;

В вертикальной плоскости.

слева: M_Dx = 0;

M_Cx1 = R_Dy· l₁ = 803,5· 50·10^-3 = 40,12 Н· м;

M_Cx2 = R_Dy· l₁ + F_а1· ?d₁ = 803,5· 50·10^-3+?·1322·57,3·10^-3=78 Н· м;

M_Bx1 = R_Dy· (l₁+l₂) + F_а1· ?d₁ — F_r1· l₂ =

= 803,5· 120·10^-3+?·1322·57,3·10^-3-1714·70·10^-3= 14,3 Н· м;

M_Bx2 = R_Dy· (l₁+l₂) + F_а1· ?d₁ — F_r1· l₂ +F_а2· ?d₂ =

=803,5· 120·10^-3+?·1322·57,3·10^-3-1714·70·10^-3+?·203,4·173,5·10^-3=32 Н· м;

справа: M_Ax = 0;

Проверка:

справа: M_Bx = R_Ay· l₃ = 355· 90·10^-3 =32 Н· м;

10.2.4 Крутящий момент в сечениях вала

Строим эпюру крутящих моментов.

10.2.5 Определение опасного сечения

Как видно из эпюр изгибающих моментов опасным сечением вала является сечение С. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении С.

10.2.6 Осевой момент сопротивления сечения С

10.2.7 Полярный момент сопротивления сечения С

10.2.8 Амплитуда симметричного цикла по изгибу

10.2.9 Амплитуда касательных напряжений

10.2.10 Среднее напряжение цикла при изгибе

_m = 0, _m = _a = 1,78 Н/мм².

10.2.11 Принимаем коэффициенты

концентрации напряжений: K = 1,9; K = 1,6;

масштабных факторов: Е = 0,785; Е = 0,685;

коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность: = 0,1, = 0,5.

10.2.12 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям изгиба

10.2.13 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении С по напряжениям кручения

10.2.14 Расчетный коэффициент запаса прочности

s [s] = 1,5.

Сопротивление усталости обеспечивается.

10.3 Тихоходный вал

10.3.1 Выбор материала вал

Для изготовления тихоходного вала выбрали материал сталь 40Х, твердость не менее 200НВ; _-1 = 320 МПа и _-1 = 200МПа — пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения.

10.3.2 Строим расчетную схему вала

Из предыдущих разделов имеем

Силы в цилиндрическом зацеплении: F_t2=4519,5 Н; F_r2=1714 Н; F_a2=1322 Н.

Консольная нагрузка от цепной передачи F_ц=3578,76 Н. Проекции на оси соответственно: F_цy=F_цsin30=1789,38 Н; F_цx=F_цcos30= 3099,3 Н;

Реакции: R_Ey = 2264,4 Н, R_Gy =2340 Н, R_Ex = 3637,2 Н, R_Gx =2217 Н.

Расстояния: l_ц = 80 мм, l_б = 180 мм.

10.3.3 Определим величину изгибающих моментов в характерных сечениях E, F, G, H

В горизонтальной плоскости.

M_Hy = 0;

M_Gy = -F_цx· l_ц = -3099,3· 80·10^-3 = -248 Н· м;

M_Fy = -F_цx· (l_ц+?l_б)+R_Gx·?l_б = -3099,3· 170·10^-3 + 2217· 90·10^-3 = -327,4 Н· м;

M_Ey = 0;

Проверка:

M_Fy = - R_Ex· ?l_б = -3637,2· 90·10^-3= -327,4 Н· м;

В вертикальной плоскости.

M_Hx = 0;

M_Gx = F_цy· l_ц = 1789,38· 80·10^-3 = 143,2 Н· м;

M_Fx1 = F_цy· (l_ц+?l_б)-R_Gy·?l_б =1789,38· 170·10^-3 — 2340· 90·10^-3=93,6 Н· м;

M_Fx2 = F_цy· (l_ц+?l_б)-R_Gy·?l_б+F_a2·?d₂ =

= 1789,38· 170·10^-3 — 2340· 90·10^-3+1322·?·166,7·10^-3=203,8 Н· м;

M_Ex = 0;

Проверка:

M_Fx = R_Ey· ?l_б = 2264,4· 90·10^-3=203,8 Н· м;

10.3.4 Крутящий момент в сечениях вала

Строим эпюру крутящих моментов.

10.3.5 Определение опасного сечения

Как видно из эпюр изгибающих моментов опасным сечением вала является сечение F. Определяем суммарный изгибающий момент в сечении F.

10.3.6 Осевой момент сопротивления сечения F

10.3.7 Полярный момент сопротивления сечения F

10.3.8 Амплитуда симметричного цикла по изгибу

10.3.9 Амплитуда касательных напряжений

10.3.10 Среднее напряжение цикла при изгибе

_m = 0, _m = _a = 6,4 Н/мм².

10.3.11 Принимаем коэффициенты

концентрации напряжений: K = 1,9; K = 1,6;

масштабных факторов: Е = 0,81; Е = 0,7;

коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность: = 0,1, = 0,5.

10.3.12 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении F по напряжениям изгиба

10.3.13 Определяем коэффициенты запаса прочности вала в сечении F по напряжениям кручения

10.3.14 Расчетный коэффициент запаса прочности:

s [s] = 1,5.

Сопротивление усталости обеспечивается.

11. Выбор смазки

Смазывания зубчатого зацепления и подшипников качения производится маслом, заливаемым внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 4 = 1 дм³ = 1 л.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _H = 693 МПа и скорости v = 2,5 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна 50 · 10^-6 м²/с.

Выбираем масло индустриальное И — 50А, с кинематической вязкостью (47…55) · 10^-6 м²/с по ГОСТ 20 799–75.

12. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначают в соответствии с ГОСТ 25 347– — 82.

посадка полумуфты на ведущий вал: ;

посадка зубчатого колеса на вал: ;

посадка звездочки цепной передачи на ведомый вал: ;

посадка подшипников качения:

отклонение вала k6;

отклонение отверстия Н7;

— посадка распорных колец: .

— посадка шпоночных соединений: .

— посадка крышек подшипниковых узлов: .

13. Сборка редуктора

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности:

Установить корпус редуктора на стенд (посредством кран-балки или вручную).

Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный быстроходный вал (т.е. на валу запрессованы подшипники).

Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный промежуточный вал (т.е. на вал запрессованы подшипники, посредством шпонки зафиксировано цилиндрическое колесо). На этом этапе предполагается организация конического зацепления.

Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный тихоходный вал (т.е. на валу посредством шпонки зафиксировано зубчатое колесо, одеты втулки и запрессованы подшипники). На этом этапе предполагается организация зубчатого зацепления.

Установить крышку редуктора с помощью кран-балки.

Разметить 2 отверстия под штифты (линейка, штангенциркуль).

Просверлить 2 отверстия под штифты (электродрель).

Заштифтовать (молоток).

Закрепить смотровое окошко.

Установить две глухие крышки подшипников.

Установить две сквозные крышки подшипников в сборе (т.е. в крышки вмонтированы манжеты).

Установить шпонку под полумуфту (молоток).

Установить шпонку под звездочку (молоток).

Залить масло.

Далее следует проверить вращение колеса от руки, проконтролировать биение выходного вала. Также следует контролировать болтовые соединения в момент затяжки. Осуществить контроль герметичности.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для ВУЗов.- М.: Высшая школа, 1984.

Куклин Н.Г., Куклина Г. С. Детали машин: Учебник для ВТУЗов — М.: Высшая школа, 1999.

Устюгов И. И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся ВТУЗов. — 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Высшая школа, 1981.

Чернавский С.А., Боков К. Н., Чернин И. М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей.- 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1988.