Расчет и чертежи редуктора

rress.dwg

Компоновочный чертеж
КП.ДМ.МЭ-31.00.00.00.КЧ
КП.ДМ.МС-31.01.01.00.ВО
Схема расположения болтов крепления электродвигателя к раме
Схема расположения болтов крепления редуктора к раме
Схема крепления рамы к фундаменту
Ограждения сняты. Ограждения установить
на муфте и окрасить в оранжевый цвет
Обкатать без нагрузки в течении не менее
часа. Стук и резкий шум не допускается
После обкатки масло слить и залить в
редуктор индустриальное масло И-40А ГОСТ
799-75 в количестве 3
Грунтовка ГФ-021 ГОСТ 25129-82
Эмаль ПФ-115 черная ГОСТ 6465-76
Техническая характеристика
Мощность электродвигателя P=4 кВт
Частота вращения входного вала n=1500 обмин
Частота вращения выходного вала n=46 обмин
Крутящий момент выходного вала n=445 Нм
КП.ДМ.МС-31.00.00.00.КЧ
Сталь 40х ГОСТ 4543-88
Неуказанные предельные отклонения размеров охватываемых - h14
КП.ДМ.МС-31.01.03.00
КП.ДМ.МC-31.01.06.00
КП.ДМ.МC-31.01.05.00
КП.ДМ.МС-31.01.10.00
Формовочные уклоны - 1
Неуказанные радиусы 2мм max
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Неуказанные радиусы закруглений - 3 мм
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых - h14
Зубчатое колесо тихоходое
Зубчатое колесо быстроходное
Шестерня тихоходная
Шестерня быстроходная
Крышка подшипника ø170
Крышка подшипника ø170 для вала
Крышка подшипника ø140
Крышка подшипника ø100 для вала
Крышка подшипника ø100
Прокладка крышки смотровой
Прокладка крышки подшипника ø100
Прокладка крышки подшипника ø140
Прокладка крышки подшипника ø170
Подшипник 316 ГОСТ 333-71
Подшипник 313 ГОСТ 333-71
Подшипник 309 ГОСТ 333-71
Шпонка 14х9х90 ГОСТ 23360-78
Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х80 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х140 ГОСТ 23360-78
Шпонка 22х14х140 ГОСТ 23360-78
Шпонка 20х12х125ГОСТ 23360-78
Болт ø10х45 ГОСТ 7798-70
Болт ø12х45 ГОСТ 7798-70
Болт ø16х54 ГОСТ 7798-70
Болт ø16х134 ГОСТ 7798-70
Болт ø3х12 ГОСТ 7798-70
Шайба ø10 ГОСТ 11371-78
Шайба ø12 ГОСТ 11371-78
Шайба ø16 ГОСТ 11371-78
Шайба ø3ГОСТ 11371-78
Гайка ø16 ГОСТ 5915-70
Техническая характеристика 1. Частота вращения вала n=7550 обмин 2. Общее передаточное число u=20
Технические требование 1. Необходимые поверхности внутри редуктора красить маслостойкой краской
снаружи - серой нитроэмалью 2. Плоскость разъема при сборке покрыть герметиком
Крепить к корпусу конвейера
Схема расположения болтов крепления рамы к фундаменту
Ось электродвигателя
Схема расположения болтов крепления элементов привода к раме
* Размеры для справок
на муфты и окрасить в оранжевый цвет
Мощность электродвигателя P=7.5 кВт
Частота вращения входного вала n=150 обмин
Частота вращения выходного вала n=27 обмин
Технические условия
Болт ø12х55 ГОСТ 7798-70
Болт анкерный ø12 ГОСТ 7798-70
Гайка ø12 ГОСТ 5915-70
Крышка подшипника ø100
Балансировать статически. Допустимый дисбаланс - 6 г*м 2. Допуски размеров
массыи припуски на механическую обработку - ГОСТ 26645-85 3. Литейные уклоны - 3° 4.Неуказанные предельные отклонения размеров охватываемых - h14
КП.ЗЭ-23с.07.00.00.00 КЧ
КП.ЗЭ-23с.07.01.00.00 СБ
КП.ЗЭ-23с.07.00.00.00 СБ
КП.ЗЭ-23с.07.02.00.00
КП.ЗЭ-23с.07.03.00.00
КП.ЗЭ-23с.07.04.00.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.01.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.02.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.03.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.04.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.05.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.06.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.07.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.08.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.09.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.10.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.11.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.12.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.13.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.14.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.15.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.16.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.17.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.18.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.19.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.20.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.21.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.22.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.23.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.24.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.25.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.26.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.27.00
КП.ЗЭ-23с.07.01.28.00
КП.ЗЭ-23с.07.00.00.00 СП
КП.ЗЭ-23с.07.01.00.00 СП

rrssrresrrsrrs-rrryiresryer.docx

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ6
1 Определение потребной мощности электродвигателя для всего привода6
2 Определение общего передаточного числа привода6
3 Определение частоты вращения валов привода7
4 Определение мощности на валах привода7
5 Определение крутящих моментов на валах8
6 Определение ориентировочно диаметров всех валов привода8
ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ9
1 Материалы шестерни и зубчатого колеса9
2 Допускаемые контактные напряжения9
3 Допускаемые изгибные напряжения10
4 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки12
5 Выбор материалов и определения допускаемых напряжений для тихоходной ступени12
6 Допускаемые контактные напряжения12
7 Допускаемые изгибные напряжения14
8 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки15
ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ16
1 Расчет цилиндрических закрытых передач16
2 Проверка расчетных контактных напряжений18
3 Проверка расчетных напряжений изгиба20
4 Проверка прочности зубьев при перегрузках22
5 Расчет цилиндрических закрытых передач (вторая зубатая пара)23
6 Проверка расчетных контактных напряжений25
7 Проверка расчетных напряжений изгиба26
8 Проверка прочности зубьев при перегрузках28
ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ29
1 Сечение ремня и размеры сечения29
ВЫПОЛНЕНИЕ КОМПОНОВОЧНОГО ЧЕРТЕЖА32
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПОРНЫХ РЕАКЦИЙ34
1 Определяем силы действующие в зацеплении редуктора с косозубыми ступенями34
2 Расчет ведущего вала I35
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ВАЛОВ41
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ44
ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ СМЯТИЯ45
1 Смазывание зубчатых колес47
ПОРЯДОК СБОРКИ РЕДУКТОРА49
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» выполняется после завершения изучения блока общеобразовательных общетехнических и ряда технологических дисциплин и его целью является приобретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов на основе полученных теоретических знаний.
Основными задачами курсового проекта являются:
- ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проекта;
- изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;
- выбор наиболее простого варианта конструкции с учетом требований технического задания на проект;
- выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических характеристики проектируемого устройства шероховатости поверхностей необходимых допусков и посадок допусков формы и расположения;
- выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов ЕСКД;
- составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.
Задание: разработать привод элеватора (рисунок 1.1)
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода
– электродвигатель асинхронный; 2 – ременная передача; 3 – редуктор; 4 – муфта; 5 – приводной вал; 6 – барабан;
Исходные данные: Окружное усилие на звездочке F4=6500 H; скорость вращения барабана v=0.7 мс; диаметр барабана D=500мм
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
1 Определение потребной мощности электродвигателя для всего привода
Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле
где – окружная скорость вращения барабана;
– общий КПД привода;
где – КПД муфты [1 с. 36 табл. 4.2]
– КПД цилиндрической косозубой передачи [1 с. 36 табл. 4.2]
– КПД цилиндрической прямозубой передачи [1 с. 36 табл. 4.2]
– КПД плоскоременной передачи
– КПД пар подшипников [1 с. 36 табл. 4.2]
Подставив в (1.1) получим
Принимаем электродвигатель АИР132 M8 [Библиотека КОМПАС 3D] со следующими характеристиками: Рэд = 55 кВт; nэд = 750 обмин.
2 Определение общего передаточного числа привода
Общее передаточное число определяется по формуле
Принимаем передаточное отношение открытой ременной передачи uрем.пер.. = 5 [1 с. 36 табл. 4.2].
Тогда выразив из (1.4) uред получим
Выбираем стандартный редуктор 1ЦУ250-63-22-У2
Технические характеристики редуктора приведены в таблице
Таблица 1.1 – Технические характеристики редуктора
Межосевое расстояние
Номинальное передаточное число
Номинальный крутящий момент Нм
Номинальная радиальная нагрузка на валуН
3 Определение частоты вращения валов привода
4 Определение мощности на валах привода
5 Определение крутящих моментов на валах
6 Определение ориентировочно диаметров всех валов привода
ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Сечение ремня и размеры сечения
1.1 Определим сечение ремня и размеры сечения
сечение ремня = f(T1p) [2 с. 16 табл. 2.2.1]
где T1p=P1Ср – расчетный передаваемый момент Н·м;
Ср – коэффициент учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы [2 с. 17 табл. 2.2.2] Ср=17;
T1p=P1Ср=5.03·17=8.551 Н·м;
Далее примем следующие параметры и размеры ремня
Обозначение сечения ремня: О(Z);
Минимальный расчетный диаметр d1m
Вр=8.5 мм; В=10 мм; Нр=6; Н=2.5.
Расчетный диаметр ведомого шкива мм
1.2 Расчетный диаметр ведомого шкива мм ()
Действительный диаметр примем d2=315 мм [2 с. 17 табл. 2.2.4].
1.3 Действительное передаточное число проектируемой передачи
где =(001÷002) – коэффициент упругого скольжения
1.4 Минимальное межосевое расстояние мм ()
1.5 Расчетная длина ремня мм
Действительную длину ремня примем Lp=800 мм [2 c. 17 табл. 2.2.6].
1.6 Межцентровое расстояние мм
1.7 Коэффициент учитывающий длину ремня [2 с. 17 табл. 2.2.6]
1.8 Угол обхвата ремнем меньшего шкива град
Тогда [2 с. 14 табл. 2.1.3]
1.9 Скорость ремня мс
1.10 Число ремней передачи шт
где Р0 – мощность передаваемая одним ремнем [2 c. 17 табл. 2.2.7] Р0=0.49 кВт.
Ck – коэффициент учитывающий число ремней Ck=075.
1.11 Сила нагружающая валы передачи Н
где предварительное натяжение ремня Н
ВЫПОЛНЕНИЕ КОМПОНОВОЧНОГО ЧЕРТЕЖА
Компоновка редуктора выполняется для:
размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так чтобы получить размеры редуктора;
проверки не накладываются ли валы одной ступени на валы другой ступени;
Определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков;
определения точек приложения сил напруживающих вал.
Вычерчивание колёс и валов. Наносят межосевые расстояния проводят осевые линии окружностей делительных диаметров диаметров вершин зубьев линий ограничивающих ширину шестерни и колеса.
Вычерчивают валы (диаметры валов ориентировочно рассчитаны в месте посадки колеса или шестерни т.е. в опасном сечении).
Очерчивают наружную стенку корпуса толщина которого во всех случаях должна быть не менее 8 мм. Ширина стенки корпуса (фланца) W в месте посадки подшипника зависит от передаваемого крутящего момента Т.
Размещение подшипников качения. Зазор между подшипником и внутренней стенкой корпуса 0 5мм.
По диаметру вала выбирают шарикоподшипники ориентируясь на радиальные однорядные легкой или средней серии класса точности 0 как наиболее простых по конструкции и дешёвых. Подшипники очерчивают по их габаритным размерам.
Размеры зубчатых цилиндрических колес сводим в таблицу 3.1 и таблицу 3.2.
Таблица 3.1 – Размеры зубчатых цилиндрических колес первой ступени
Цилиндрическая передача
Делительный диаметр dw мм
Диаметр окружности вершин зубьев da мм
Диаметр окружности впадин зубьев df мм
Межосевое расстояние αw мм
Таблица 3.2 – Размеры зубчатых цилиндрических колес второй ступени
Цилиндрическая передача дача
Выбираем предварительно подшипники шариковые радиальные и радиально-упорные однорядные. Их геометрические параметры приведем в таблицу 3.3
Таблица 3.3 – Геометрические параметры подшипников
Условное обозначение подшипника
Внутренний диаметр подшипника d мм
Наружный диаметр подшипника D мм
Ширина подшипника B мм
Толщина стенки редуктора по литейным требованиям принимается равной min=8 мм.
После определения ориентировочных размеров выполняем компоновку.
РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПОРНЫХ РЕАКЦИЙ
Выполняем проектный расчет валов и их опор двухступенчатого цилиндрического редуктора с быстроходной и тихоходной косозубыми ступенями. Материал валов: Ведущего I - сталь 35 нормализованная B=550 МПа =315 МПа. Срок службы – 20000 ч нагрузка близка к постоянной. Промежуточного II - сталь 35 нормализованная B=550 МПа =315 МПа. Срок службы – 20000 ч нагрузка близка к постоянной. Ведомого III – сталь 35 нормализованная B=550 МПа =315 МПа. Срок службы –20000 ч нагрузка близка к постоянной.
Вал I: Т1=30764 Н·м; n1=150 обмин; d1=12445 мм; =15.37°; α=20°.
Вал II: Т2=79142 Н·м; n2=34758 обмин; d2=32355 мм; =15.37°; α=20°; n3=52 обмин; d3=190 мм; α=20°.
Вал III: Т3=160828 Н·м; n3=27 обмин; d4=390 мм; α=20°
где d1 d3 d2 d4 – диаметры шестерен и колес соответственно.
Размеры с компоновочного чертежа: а=1125 мм; b =71 мм; с=2305 мм; d=75 мм; g=132 мм; k=1455 мм; m=210 n=1055 мм.
1 Определяем силы действующие в зацеплении редуктора с косозубыми ступенями
На рис 4.1 представлена схема сил действующих в зацеплении редуктора с косозубыми ступенями
Рисунок 4.1 – Силы действующие в зацеплении редуктора с косозубой и прямозубой ступенями
1.2 Радиальные силы Н
1.4 Сила со стороны муфты
Для второй прямозубой пары
1.6 Радиальные силы Н
2 Расчет ведущего вала I
Строим расчетную схему сил действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов (рис. 4.2) где Т1=3076 Н.
а) в вертикальной плоскости – силы Fм и
б) в горизонтальной – силы Fr1 и Fa1. Эти силы изгибают вал соответственно в вертикальной и горизонтальной областях;
в) крутящий момент на участке от открытой передачи до шестерни
Рисунок 4.2 – Расчетная схема сил действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскости и эпюра крутящих моментов
Строим эпюры изгибающих моментов вала I в вертикальной плоскости отдельно от сил Fм и Ft1 (рис. 4.3).
Определяем опорные реакции (рис. 4.3):
Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала где приложена сила Ft1 (рис. 4.3)
Рисунок 4.3 –Схема сил Fм и Ft1 действующих на вал I в вертикальной плоскости и эпюра изгибающих моментов от этих сил
Строим эпюры изгибающих моментов вала I в горизонтальной плоскости от сил Fr1 и Fа1 (рис. 4.4)
Определим опорные реакции
Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала где приложена сила Fa1
Учитывая изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостях находим расчетный изгибающий момент в опасном сечении (в месте посадки шестерни)
Рисунок 4.4 –Схема сил Fr1 и Fa1 действующих на вал I в горизонтальной плоскости и эпюра изгибающих моментов от этих сил
Для подбора подшипников качения определяем опорные реакции. Находим общие реакции для вертикальной и горизонтальной плоскостей в опорах А и В
Кроме того на участке вала I между упорным подшипником и шестерней действует продольная сжимающая сила Fa1 (рис. 4.5).
Тогда в опоре В осевая реакция
Рисунок 4.5 – Схема действия продольной сжимающей силы Fa1 на валу I и эпюра продольных сил
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЗАПАСА ПРОЧНОСТИ ВЕДУЩЕГО ВАЛА
Определим коэффициенты прочности s в опасных сечениях валов или коэффициенты запаса прочности по усталости
где – запас сопротивления усталости только по изгибу (коэффициент запаса по нормальным напряжениям)
– запас сопротивления усталости только по кручению (коэффициент запаса по касательным напряжениям).
где – пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям.
Определим их для всех валов
Для ведущего и промежуточного вала
– максимальные напряжения изгиба и кручения в опасных сечениях валов
Напряжения изгиба определяются по формуле
Тогда для валов нашего редуктора
Напряжения кручения определяют по формуле
Рассчитаем для наших валов
– эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении [1 с. 121 табл. 6.3];
Kd – масштабный фактор: для вала I Kd=07; для вала II Kd=092; для вала III Kd=09 [1 с. 121 рис. 6.29];
KF – фактор шероховатости для всех валов KF=1 [1 с. 121 рис. 6.30];
и – коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости зависят от механических характеристик материала =005 и =0 – для углеродистых мягких сталей;
и – постоянные составляющие (средние напряжения цикла) =0 =0.
Тогда подставив в формулы 5.3-5.1 получим
Условие выполняется запас прочности большой.
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Подбор ПК для всех валов многоступенчатой передачи облегчается составлением таблицы 8.1 в которую заносятся все заданные справочные и расчетные значения. При этом многочисленные коэффициенты и результаты вычислений наглядно воспринимаются и легко сравниваются.
Таблица 6.1 – Сводные данные практического расчета подшипников качения для валов двухступенчатого цилиндрического редуктора
Обозначение параметров
Страницы в справочнике
Справочный коэффициент для заданных условий работы ПК
Справочные данные предварительно выбранного ПК
Результаты вычислений
Паспортное значение С превышает расчетное Ср %
ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ СМЯТИЯ
На валах в местах крепления деталей передающих крутящий момент выполняют шпоночный паз размеры которого а также размеры шпонок стандартизованы [1 c. 94 табл. 6.1]. По техническим соображениям рекомендуется для разных ступеней одного и того же вала назначать одинаковые шпонки по сечению и длине исходя из ступени меньшего диаметра.
для вала I на консольном участке шпонка 12х8x50 ГОСТ 23360-78
для вала I под шестерней шпонка 14х9x90 ГОСТ 23360-78
для вала II под колесом шпонка 20х12x80 ГОСТ 23360-78
для вала II под шестерней шпонка 20х12x140 ГОСТ 23360-78
для вала III под колесом шпонка 22х14x140 ГОСТ 23360-78
для вала III на консольном участке шпонка 20х12x125 ГОСТ 23360-78
Приведем геометрические параметры выбранных шпонок в таблицу 9.1
Таблица 7.1 – Параметры выбранных шпонок
Значение параметров шпонки и пазов на валу и втулке
Глубина паза вала t1
Глубина паза втулки t2
Выбранные шпонки проверяем на смятие
где Т – передаваемый крутящий момент Н·м;
[см] – допускаемое напряжение смятия принимаемое при стальной ступице 100-120 МПа а при чугунной 50-60 МПа.
Шпонка 1 на консольном участке вала I
Шпонка 2 на валу I под шестерней
Шпонка 3 на валу II под колесом
Шпонка 4 на валу II под шестерней
Шпонка 5 на валу III под колесом
Шпонка 6 на консольном участке вала III
1 Смазывание зубчатых колес
Смазывание зубчатых колес погружением в масляную ванну при скорости колес меньше 12 15 мс (наш случай).
При смазывании зубчатых колес погружением в масляную ванну приживаются следующих правил:
-объем масляной ванны составляет 03 08 дм3кВт что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положения дна;
-минимальное расстояние от вершин зубьев до дна масляной ванны должно быть не менее (5 10) m;
-рекомендуемая вязкость масла в градусах Энглера Е°50 для зубчатых передач [2 с. 232 табл. 12.13.1]
-для многоступенчатых редукторов разделение общего передаточного числа редуктора между отдельными его ступенями следует выполнить так чтобы диаметры колес (не шестерен) всех ступеней были приблизительно одинаковыми. Из этого условия следуют рекомендации по распределению передаточных чисел многоступенчатых редукторов.
Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями в приводном устройстве.
Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов которые они должны соединять.
На ведомый вал на основании рекомендации в литературе выбираем глухую фланцевую муфту передающей номинальный крутящий момент Т=158881 Н·м с диаметром отверстий полумуфт d=75 мм. Муфта фланцевая 63-24-11-У3 ГОСТ 20761-96.
ПОРЯДОК СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов вала:
- на ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретых в масле до 80-100 С;
- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала затем надевают распорную втулку маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники нагретые в масле;
- сборку промежуточного вала производят аналогично.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.
Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки болтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку устанавливают шкив и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленным техническими условиями.
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. БелГУТ Гомель: 2006.
Л.В. Курмаз А.Т. Скойбеда «Детали машин. Проектирование» Учебное пособие. Минск: УП «Технопринт» 2001.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин»
Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1985.