Привод к конвейеру

Привод к конвейеру

Пояснительная записка

Привод к ленточному конвейеру (см. задание) состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора с прямозубыми колесами через муфты и электродвигателя. Привод необходимо по данным условиям рассчитать и спроектировать.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Требуемую мощность электродвигателя находим по формуле:

(1.1)

где — общий КПД привода.

Общий КПД привода

(1.2)

где — КПД муфты;

— КПД зубчатой цилиндрической передачи с опорами;

По табл. :

Тогда Требуемая мощность электродвигателя

(1.3)

Частота вращения выходного вала редуктора

(1.4)

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

(1.5)

где — передаточное число быстроходной ступени;

— передаточное число тихоходной ступени.

По табл. := 4, = 4,5.

Тогда

По табл. выбираем электродвигатель 112МА6/950:; ;

кинематический передача электродвигатель привод

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Уточним передаточные числа привода. Общее передаточное число привода

(1.6)

По формулам из табл. 1.3 имеем:

. (1.7)

Принимаем стандартное

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени Вращающий момент на приводном валу

. (1.8)

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени

. (1.9)

Вращающий момент на валу малого шкива ременной передачи

(1.10)

2. Расчет быстроходной прямозубой цилиндрической передачи

2.1Выбор материала и вида термической обработки зубчатых колес

Согласно табл. 8.7 выбираем для изготовления колеса и шестерни легированную сталь 40Х (поковка). По табл. 8.7 назначаем для шестерни и колеса термообработку: улучшение. При этом средняя твердость зубьев Н₁ = 270 НВ (у_В = 950 МПа; у_Т = 700 МПа); средняя твердость зубьев колеса Н₂ = 245 НВ (у_В = 850 МПа; у_Т = 550 МПа).

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

[у_Н] = (у_Hlim /S_H) Z_N, (2.1)

где у_Нlim = 2НВ + 70 (см. табл. 8.8) — предел выносливости;

S_H = 1,1 (см. табл. 8.8) — коэффициент безопасности;

Z_N = - коэффициент долговечности. (2.2)

Предел выносливости по контактным напряжениям:

для шестерни ;

для колеса ;

Базовое число циклов перемены напряжений

N_HG =30НВ_ср^2,412· 10⁷; (2.3)

для шестерни N_HG1 = 30· 270^2,4 = 2,05· 10⁷ 12· 10⁷,

для колеса N_HG2 = 30 · 245^2,4 = 1,6· 10⁷ 12· 10⁷.

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения, и времени работы передачи ч:

(2.4)

где — число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым В нашем случае = 1; частоты вращения n:

шестерни n₁ = 950 мин ^-1; колеса n₂ = 197,2 мин —¹. Принимаем время работы передачи L_h

Число циклов перемены напряжений: для шестерни

Nк₁ = 60?950?20 000 = 11,4? 10⁸, для колеса Nк₂ = 60?197,2?20 000 = 2,3?10⁸.

В зубчатой передаче для шестерни и колеса получили N_HE> N_HG. Поэтому, согласно (2), Z _N1 = Z_N2 =1.

Допускаемые контактные напряжения: для шестерни

[у_Н]₁ =610· 1/1,1= 555 МПа, для колеса — [у_Н]₂ = 560· 1/1,1 = =509,1МПа.

За расчетное принимаем меньшее из [у_Н]₁ и [у_Н]₂.

Принимаем [у_Н] = 509,1 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

[у_F] = у_Flim Y_AY_N/S_F, (2.5)

где у_Flim = 1,8 НВ (см. табл. 8.8, [2]) — предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; Y_A = 1 — односторонняя нагрузка; Y_N — коэффициент долговечности; S_F = 1, 75 (см. табл. 8.8, [2]).

Предел выносливости по напряжениям изгиба:

для шестерни — у_Flim1 = 1,8· 270 =486 МПа, для колеса — у_Flim2 = 1,8· 245= 441МПа.

Коэффициент долговечности Y_N:

Y_N =, (2.6)

где N_FG = 4· 10⁶ — базовое число циклов; N_k — ресурс передачи, вычисляемый так же, как и при расчетах на по контактным напряжениям.

В зубчатой передаче имеем N_k > N_FG

Согласно уравнения (5) Y_N1 =1, Y_N2 = 1.

Допускаемые напряжения изгиба: для шестерни [у_F]₁ =486· 1·1/1,75 = 277,1 МПа, для колеса [у_F]₂ = 441,1· 1·1/1,75 = 252 МПа.

Максимальные допускаемые напряжения для расчетов статической прочности зубьев при кратковременных перегрузках

Максимальные допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[у_Н]_max = 2,8у_Т (2.7)

Для шестерни — [у_Н]_1max = 2.8· 700 = 1960 МПа, для колеса [у_Н]_2max = 2,8· 500 ==1540 МПа.

Допускаемые максимальные напряжения изгиба

[у_F]_max = у_Flim· Y_Nmax·K_st/S_st, (2.8)

где Y_Nmax = 4 — предельное значение коэффициента долговечности; K_st = 1,3 — коэффициент учета частоты приложения пиковой нагрузки (Т_пик) [2, с. 183]; S_st = 2 — коэффициент запаса прочности [2, с. 183].

Для шестерни [у_F]_1max = 486· 4·1,3/2 = 1263,6 МПа, для колеса [у_F]_2max = 441· 4·1,3/2 = 1146,6 МПа.

2.3 Проектный расчет

Межосевое расстояние

а_w = 0,85 (u ± 1), (2.9)

где Е_пр = 2,1· 10⁵ МПа; К_Нб = 1+ 0,06 (8 — 5) = 1,18 (<1,25) — см. [2, с 133]; _ba = 0,315 (табл. 8. 4, [2]); К_Нв =1,06 — рис. 8.15, график V при _bd = 0, 5 _ba (u ± 1) = 0,5? 0,315 (5+1) = 0,83; [у_Н] =509,1 МПа; Т₂ = 0,5*148,86= 74,43 МПа.

а_w = 0,85 (5+1) =108 мм

Округляя по ряду принимаем а_w=125 мм

Ширина венца колеса

b₂ == 0,315? 125 = 40. (2.10)

Принимаем b₂ =40 мм.

Модуль зацепления

m = b₂/_m = 40/25 = 1.6 мм, (2.11)

где = 25 согласно табл. 8.5. Принимаем стандартный модуль m = 2 мм.

Суммарное число зубьев колес

z₁ + z₂ = 2а_w / m = 2? 125 /2 =125. (2.12)

Тогда число зубьев шестерни z₁ == 125/6=21. Принимаем z₁ = 21> z_min = 17. Число зубьев колеса z₂ = - z₁ = 125 — 21 =104.

Фактическое передаточное число u = z₂/ z₁ = 104/21 = 4,95. Отклонение величины u от заданной (u = 5) составляет [(5 — 4.95)/5] 100% =1.01%, что меньше допускаемого ± 4%.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса:

делительный диаметр

d₁ = z₁m = 21· 2= 42 мм; (2.13)

d₂ = z₂m = 104· 2= 208 мм, (2.14)

межосевое расстояние

а_w = (d₁ +d₂)/2 = (42 + 208)/2 = 125 мм; (2.15)

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m = 42 + 2· 2= 46 (2.16)

d_a2 = d₂ + 2m = 208 + 2· 2= 212 мм;

ширина шестерни

кинематический передача электродвигатель привод

b₁ = b₂ +(5…10) мм, (2.17)

принимаем b₁ = 48 мм.

Силы в зацеплении:

окружная сила

F_t = 2 T_1Б /d₁ = 2? 29.93? 10³ / 42 = 1425.23 Н (2.18)

радиальная сила

(2.19)

2.4 Проверочный расчет

Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

. (2.20)

Здесь б_W = б =20⁰; sin2б = 0,6428; Для определения К_нх необходимо предварительно определить скорость: v = рd₁n₁ /60 = 3.14 ?42? 10^-3? 950 /60 =2.088 м/сек. По табл. 8.3 для прямозубой передачи 8-й степени точности при Н₁ <350 НВ и

Н₂ < 350 НВ — К_Нv = 1,1. Раннее было определено К_Нб = 1,18; К_нв =1,08.

Тогда

К_н = К_Нб? К_нв? К_нх = 1,18? 1,08? 1,08 = 1,4; (2.21)

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Выполняем проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба по формуле:

. (2.22)

По графику рис. 8.20 при х =0 находим: для шестерни Y_FS1 = 3,9, для колеса Y_FS2 = 3,75. Проверку выполняем по тому из колес пары, для которого меньше отношение: [у_F] / Y_FS

Для шестерни [у_F]₁ / Y_FS1 = 277,1/3,9 = 71,05; колеса — [у_F]₂ / Y_FS2= 252/3,75 = 67,2, т. е. — по колесу.

По графику рис. 8.15, К_Fв = 1,08 (_bd = 0,826; график V); по табл. 8.3 К_FV = 1,16. Коэффициент расчетной нагрузки при К_Fб = К _Нб = 1,18: К_F = 1,18? 1.08? 1.2 = 1.53.

Тогда

у_F = 3.75? 1,53? 1425.23 / 40?2 = 102,26 МПа< [у_F]₂ = 252 МПа. — условие прочности выполняется.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения

(2.23)

Максимальные напряжения изгиба

(2.24)

3. Расчет тихоходной ступени цилиндрического редуктора

3.1 Материал колес, их термообработку тихоходной ступени принимаем такими же как и у быстроходной ступени. Тогда одинаковыми будут и допускаемые напряжения.

3.2 Проектный расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние

а_w = 0,85 (u ± 1), (3,1)

где Е_пр = 2,1· 10⁵ МПа; К_Нб = 1+ 0,06 (8 — 5) = 1,18 (<1,25) — см. [2, с 133]; _ba = 0,315 (табл. 8. 4, [2]); К_Нв =1,03 — рис. 8.15, график V при _bd = 0, 5 _ba (u ± 1) = 0,5? 0,315 (3,55+1) = 0,71; [у_Н] =509,1 МПа; Т₂ = 522,5 МПа.

а_w = 0,85 (3,55+1) =195 мм

Округляя по ряду принимаем а_w=200 мм

Ширина венца колеса

b₂ == 0,315? 200 = 63 мм. (3,2)

Принимаем b₂ =65 мм.

Модуль зацепления

m = b₂/_m = 65/25 = 2.6 мм, (3,3)

где = 25 согласно табл. 8.5. Принимаем стандартный модуль m = 2,5 мм.

Суммарное число зубьев колес

z₁ + z₂ = 2а_w / m = 2? 200 /2,5 =160. (3,4)

Тогда число зубьев шестерни z₁ == 160/4,55=35. Принимаем z₁ = 35> z_min = 17. Число зубьев колеса z₂ = - z₁ = 160 — 35 =125.

Фактическое передаточное число u = z₂/ z₁ = 125/35 = 3,57. Отклонение величины u от заданной (u = 3,55) составляет [(3,55 — 3,57)/3,55] 100% =0,56%, что меньше допускаемого ± 4%.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса:

делительный диаметр

d₁ = z₁m = 35· 2,5= 87,5 мм; (3,5)

d₂ = z₂m = 125· 2,5= 312,5 мм, (3,6)

межосевое расстояние

а_w = (d₁ +d₂)/2 = (87,5 + 312,5)/2 = 200 мм; (3,7)

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m = 87,5 + 2· 2,5= 92,5 мм; (3,8)

d_a2 = d₂ + 2m = 312,5 + 2· 2,5= 317,5 мм;

ширина шестерни

b₁ = b₂ +(5…10) мм, (3,9)

принимаем b₁ = 70 мм

Силы в зацеплении:

окружная сила

F_t = 2 T_1Т /d₁ = 2? 148.86? 10³ / 92,5 = 3218.6 Н (3,10)

радиальная сила

(3,11)

3.4 Проверочный расчет

Проверка зубьев по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

. (3,12)

Здесь б_W = б =20⁰; sin2б = 0,6428; Для определения К_нх необходимо предварительно определить скорость: v = рd₁n₁ /60 = 3.14 ?92,5? 10^-3? 197.2 /60 =0,954 м/сек. По табл. 8.3 для прямозубой передачи 8-й степени точности при Н₁ <350 НВ и Н₂ < 350 НВ — К_Нv = 1,05. Раннее было определено К_Нб = 1,18; К_нв =1,03.

Тогда

К_н = К_Нб? К_нв? К_нх = 1,18? 1,03? 1,05 = 1,28; (3,13)

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Выполняем проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба по формуле:

. (3,14)

По графику рис. 8.20 при х =0 находим: для шестерни Y_FS1 = 3,78, для колеса Y_FS2 = 3,75. Проверку выполняем по тому из колес пары, для которого меньше отношение: [у_F] / Y_FS

Для шестерни [у_F]₁ / Y_FS1 = 277,1/3,78 = 73,3; колеса — [у_F]₂ / Y_FS2= 252/3,75 = 67,2, т. е. — по колесу.

По графику рис. 8.15, К_Fв = 1,08 (_bd = 0,67; график V); по табл. 8.3 К_FV = 1,1. Коэффициент расчетной нагрузки при К_Fб = К _Нб = 1,18: К_F = 1,18? 1.08? 1.1 = 1.4.

Тогда

у_F = 3.75? 1,4? 3218.6 / 65?2,5 = 103,99 МПа< [у_F]₂ = 252 МПа. — условие прочности выполняется.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения

(3,15)

Максимальные напряжения изгиба

(3,16)

4. Эскизное проектирование

4.1 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Рис. 4.1

диаметр выходного конца вала при

(4.1)

Примем

Примем под подшипниками:

— высота заплечика, принимаемая в зависимости от диаметра

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Диаметры остальных участков вала назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Промежуточный вал (рис. 4.2):

Рис. 4.2

диаметр вала под колесом при

.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда.

.

Диаметр вала под подшипниками принимаем: .

Ведомый вал (рис. 4.3)

диаметр выходного конца вала при

Принимаем:

Диаметр вала под подшипниками

— высота заплечика, принимаемая в зависимости от диаметра

Принимаем

Диаметр вала под колесом принимаем:

Диаметры остальных участков вала назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников;; .

По табл. 24.10 имеем:

Для обоих валов принимаем схему установки подшипников «враспор», которая конструктивно наиболее проста и она рекомендуется при относительно коротких валах (см. рис. 3.9, 2а [1]).

Для смазки подшипников применим жидкое масло.

3.3 Составление компоновочной схемы

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Проводим горизонтальную линию, затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии ;

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников;

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса по формуле 3.1 [1]).

(4.4)

где — расстояние между внешними поверхностями деталей передачи, мм; = 515 мм (см. рис. 3.5 [1]). Тогда

. Принимаем ;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

;

в) принимаем расстояние между торцовыми поверхностями колес на промежуточном валу. Принемаем:

Путем измерений определяем (рис. 4.4):

; ;

;

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Быстроходная ступень:

Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 5. 14).

Размеры шестерни: d₁ = 42 мм; d_a1 = 46 мм; b₁ =48 мм.

Колесо кованое (см. рис. 5.1, в). Размеры колеса: d₂ = 208 мм, d_a2 = 212 мм; b₂ = 40 мм.

Диаметр ступицы; (5.1)

длина ступицы (5.2)

Ширина S торцов зубчатого венца. (5.3)

Тихоходная ступень:

Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 5. 14).

Размеры шестерни: d₁ = 87,5 мм; d_a1 = 92,5 мм; b₁ =70 мм.

Колесо кованое (см. рис. 5.1, в). Размеры колеса: d₂ = 312,5 мм, d_a2 = 317,5 мм; b₂ = 65 мм.

Диаметр ступицы ;

длина ступицы

Ширина S торцов зубчатого венца .

6. Расчет шпоночных соединений

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и длины выбираем по ГОСТ 23 360 78 (см табл. 24.29).

Ведущий вал.

;;; длина шпонки (при длине ступицы полумуфты 55 мм).

Напряжения смятия и условие прочности

: (6.1)

Ведомый вал.

Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под звездочкой:

;; длина шпонки .

Тогда

7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

Ведомый вал (рис. 4.3). Из предыдущих расчетов имеем:

F_t2 =3218.6 Н; ;; (см. рис. 4.4).

Необходимо учесть и консольную нагрузку на вал от несоотности валов, соединяемых муфтой.

. (7.1)

Расчетная схема подбора подшипников приведена на рис 7.1.

Рис. 7.1

1. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении:

— реакции и в опорах вала в вертикальной плоскости (рис. 7.1).

— реакции и в опорах вала в горизонтальной плоскости (рис. 7.1)

Радиальные реакции опор от действия консольной нагрузки цепного конвейера

— реакции и

; (7.2)

. (7.3)

Отсюда

Тогда Определяем максимальные реакции в опорах

(7.4)

. (7.5)

Условие подбора подшипников:

(7.6)

где — требуемая величина динамической грузоподъемности, Н; - базовая динамическая грузоподъемность подшипника.

Требуемую величину динамической грузоподъмности определяют по формуле:

(7.7)

где — ресурс, млн. оборотов; - эквивалентная динамическая нагрузка; = 3;- коэффициент долговечности (при Р (t) =0,9, = 1);

— обобщенный коэффициент совместного влияния металла и условий эксплуатации; (табл. 16.3 [2]).

(7.8)

где , — радиальная и осевая силы; - коэффициенты радиальной и осевой сил;; - коэффициент вращения, = 1; - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки: = где , — радиальная и осевая силы; - коэффициенты радиальной и осевой сил;; - коэффициент вращения, = 1; - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки:; температурный коэффициент; =1.

Тогда

.

.

Так как, то подбор подшипников проводим для левой опоры, как более нагруженной.

(7.9)

где — ресурс в часах; принимаем .

Тогда

.

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщину стенок корпуса редуктора назначаем в зависимости от приведенного габарита корпуса.

(8.1)

где и — длина, ширина и высота корпуса, м (см. стр. 289).

Ориентировочно принимаем и. Тогда .

Принимаем (см. стр. 289).

Толщина стенки крышки корпуса. Принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки (см. рис. 17.9):

Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

;. (8.2)

Нижний пояс корпуса

. (8.3)

Диаметр винтов крепления крышки

(8.4)

.Принимаем винты с резьбой М12.

Длину подшипникового гнезда принимаем

(рис. 17.11).

Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме):

. (8.5)

Принимаем болты с резьбой М16.

9. Расчет валов на сопротивление усталости и статическую прочность

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений для ведомого вала.

Ведомый вал (рис 4.1).

Вал изготовлен из стали марки 45 со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости (см. табл. 10.2): временное сопротивление; предел текучести; предел выносливости при изгибе; предел выносливости при кручении; коэффициент чувствительности к асимметрии цикла нагружения Вал изготовлен без поверхностного упрочнения. Расчетная схема вала показана на рис. 9.1.

Реакции опор от сил, нагружающих вал, определены выше при подборе подшипников.

Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рис. 9.1, при этом вращающий момент равен:

.

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

Рис. 9.1

1−1 — место под срединой зубчатого колеса; сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами, концентратор напряжений — шпоночный паз на участке вала;

11−11 — место установки правого по рисунку подшипника на вал; сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений — посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал:

111 — 111 — место под срединой ступицы звездочки; сечение нагружено крутящим моментом.

Определим силовые факторы для опасных сечений Сечение 1−1.

Изгибающие моменты:

— в вертикальной плоскости

(9.1)

— в горизонтальной плоскости

(9.2)

— в плоскости смещения валов

(9.3)

Для первого сечения изгибающий момент

.

Вращающий момент

.

Сечение 11−11

Изгибающий момент

. (9.5)

Крутящий момент Сечение 111−111

Вращающий момент Расчет вала на сопротивление усталости Сечение 1−1

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений определяют коэффициент запаса сопротивления усталости по формуле

(9.6)

где — запас сопротивления усталости по изгибу; (9.7) — запас сопротивления усталости только по кручению; (9.8)

и пределы выносливости (табл. 10.2 [1]:

и — коэффициенты снижения предела выносливости в расчетном опасном сечении при изгибе и кручении соответственно.

Значения и вычисляют по зависимостям:

(9.9)

(9.10)

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений; и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

и — коэффициенты влияния качества поверхности; - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. При отсутствии такового

Здесь и (табл. 10.11); и (табл. 10.7); и — (табл. 10.8); - коэффициент влияния поверхностного упрочнения; (табл. 10.9). Тогда Определим амплитуды переменных составляющих циклов напряжений и постоянные составляющие

(9.11)

(9.12)

Тогда

.

.

Общий коэффициент запаса прочности Учитывая большой запас прочности нет смысла проверять прочность вала в сечении 111−111.

Расчет вала на статическую прочность Проверочный расчет на статическую прочность по условию

(9.13)

где = коэффициент перегрузки (табл. 24.9).

Предельное допускаемое напряжение — предел текучести материала.

Сечение 11−11

; .

.

10. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения тихоходного колеса примерно на 10 мм.

По табл. 11. 1 устанавливаем вязкость масла. При скорости рекомендуемая вязкость. По табл. 11. принимаем масло индустриальное И-Г-А-46.

11. Сборка редуктора

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до ;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 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.

Крышки подшипников ставят с комплектом металлических прокладок для регулировки Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстия с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку винтами. Собранный редуктор подвергается стендовым испытаниям.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов/ - 10-е изд. перераб. и доп. — М.: Издательский центр «Академия», 2009. — 496 с.

2. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин: Учебник для студ. высших техни. учебных заведений/. — 10-е изд. испр. — М.: Высшая школа, 2008. — 408 с.

3. Курмаз Л. В. и др. Детали машин. Проектирование. Справочное учено-методическое пособие./ - М.: Высшая школа, 2004. — 310 с.