Привод ленточного конвейера с двухступенчатым редуктором

Крышка А3.dwg

Неуказанный радиусы 2 мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров поверхностей

Вал А2.dwg

Сталь45 ГОСТ 1050-88
кроме места указанного особо
**Размер обеспеч. инстр.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

колесо А3.dwg

Сталь45 ГОСТ 4543-71
Направление линии зуба
Нормальный исходный
Коэффициент смещения
Ралиусы скруглений 6 мм max
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Спецификация2.dwg

Пояснительная записка
Муфта втулочно пальцевая
А132М4 ТУ 16-525.564-84

Редутор-2 А1.dwg

общий вид Формат А1.dwg

Технические требования
Смещения валов электродвигателя и редуктолра не более:
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
редуктора не более 1500 Н
Техническая характеристика
Окружная сила на барабане 5000 Н
Скорость движения ленты конвейера 0.75 мс
Общее передаточное число привода 20.14
Мощность электродвигателя 5.5 кВт
Частота вращения вала электродвигателя 1445 обмин

Спецификация.dwg

Редуктор-1 А1.dwg

Редуктор цилиндрический
Редуктор залить маслом:
индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ17479
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением
от горизонтального положения на угол до 5
Передаточное число редуктора u =6.71
Вращающий момент на тихоходном валу T
Частота вращения быстроходного вала n
Технические требования
Техническая характеристика

Записка.doc

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ3
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА4
1 Выбор электродвигателя4
2 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода5
3 Определение мощности и крутящих моментов на валах6
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.7
1 Расчет тихоходной ступени10
1.1. Выбор материала10
1.2 Проектный расчет12
1.3 Проверочный расчет13
2 Расчет быстроходной ступени15
2.1 Выбор материала15
2.2 Проектный расчет17
2.3 Проверочный расчет19
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ21
1 Расчет диаметров быстроходного вала:21
2. Расчет диаметров промежуточного вала:21
3 Расчет диаметров тихоходного вала:22
4 Предварительный выбор подшипников качения:22
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ23
1. Быстроходная ступень23
2 Тихоходная ступень23
1 Расчет быстроходного вала24
2 Расчет промежуточного вала26
3 Расчет тихоходного вала28
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ30
1 Быстроходный вал.30
2 Промежуточный вал.31
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ32
1. Проверочный расчет быстроходного вала32
2. Проверочный расчет промежуточного вала32
3. Проверочный расчет тихоходного вала34
1 Соединение колеса на тихоходном валу36
2 Соединение колеса на промежуточном валу36
3 Соединение шестерни на промежуточном валу36
4 Соединение муфты на тихоходном валу36
5 Соединение шкива на быстроходном валу36
6 Соединение шкива на быстроходном валу36
КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА.37
1 Уплотнение подшипниковых узлов37
2 Конструирование корпуса и крышки37
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:38
Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя 4A132S4 мощности 7.5 кВт двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора с моментом на тихоходном валу 430 Н·м и передаточным отношением 942. Входной вал редуктора соединен с электродвигателем упругой втулочно-пальцевой муфтой. Цепная передача передает момент от тихоходного вала редуктора к валу привода. Приводной вал конвейера установлен на подшипниках шариковых радиальных сферических двухрядных. Двигатель и редуктор крепятся к общей раме. Она сварная состоит из швеллеров и крепится на бетонное основание. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.
Задача: Спроектировать привод ленточного конвейера.
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1 Выбор электродвигателя
1.1 Определение мощности на выходе РВ :
где - окружная сила на барабане в кН -скорость конвейера в мс.
1.2 Определение частоты вращения барабана nб:
1.3 Определение общего КПД привода:
где h1=096 – КПД открытой ременной передачи; таблица 1.1 1 с. 6
h2=097 – КПД пары закрытых цилиндрических колес с учетом потерь в опорах; таблица 1.1 1 с. 6
h3=098 – КПД муфты; таблица 1.1 1 с. 6
h4=0993 – КПД подшипников качения на валу барабана; (таблица 1.1 1 с. 6
1.4 Определение требуемой частоты электродвигателя РЭ.ТР:
1.5 Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя
где uрем = 3 - передаточное число ременной передачи; таблица1.2 1 с.7
uред = 6- передаточное число цилиндрического двухступенчатого редуктора; таблица 1.2 1 с.7
1.6 Выбор двигателя: По таблице 2П 3 с.86 выбираю электродвигатель: 4А112M4 : Р = 55 кВт n = 1445 обмин. MмаксМном=22
1.7 Уточненное передаточное отношение привода
1.8 Определяем передаточное число редуктора :
где передаточное число ременной передачи ирем = 3
1.9 Определяем передаточное число ступеней редуктора
Тихоходная ступень редуктора по таблице 1.3 1 с.8:
Быстроходной ступень редуктора по таблице 1.3 1 с.8:
2 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
2.2 Быстроходного вала редуктора
n1=nдвигuрем=14453=481.6 обмин
2.3 Частота вращения промежуточного вала
n2=n1uБ=481.62.95=163.25 обмин
2.4 Тихоходного вала
n3=n2uТ=163.25227=71.92 обмин
2.6 Погрешность что допустимо
3 Определение мощности и крутящих моментов на валах
3.1 Вал электродвигателя
3.2 Быстроходный вал редуктора
3.3 Промежуточный вал редуктора
3.4 Тихоходный вал редуктора
Силовые и кинематические параметры привода по валам Таблица № 1
Момент расчетный T Н·м
Передаточное число передач
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
1. Выбор сечения ремня
Выбираем ремень нормального сечения А
2. Согласно табл. 5.4 2 минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min=90 мм
3. Определяем расчетный диаметр ведущего шкива d1
По нормальному ряду принимаем d1 = 112 мм.
4. Определяем диаметр ведомого шкива d2
По нормальному ряду принимаем d2 = 315 мм.
– коэффициент скольжения
5. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного u
6. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а
По нормальному ряду принимаем a = 245мм
где – высота сечения клинового ремня (см. табл. К31 2);
7. Определяем расчетную длину ремня
Полученное значение принимаем из стандартных значений по табл. К31 2: мм
8.Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине
9. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива
10. Определяем скорость ремня
11. Определяем частоту пробегов ремня
12. Определяем допускаемую мощность передаваемую одним клиновым ремнем
где кВт – допускаемая приведённая мощность передаваемая одним клиновым ремнём С – поправочные коэффициенты выбираются по табл. 5.2 2
13.Определяем количество клиновых ремней z
14.Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня
15.Определяем окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней
16.Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей
17.Определяем силу давления ремней на вал
18.Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви :
а)Напряжения растяжения
мм2 – площадь сечения ремня по табл. К31 2
Еи=80 100 – модуль продольной упругости при изгибе
в)Напряжения от центробежных сил
ρ =1250 1400 кгм3 – плотность материала ремня
Условие прочности соблюдается
Параметры клиноременной передачи Таблица № 2
Клиновой нормального сечения
Межосевое расстояние а мм
Угол обхвата ведущего шкива α1 °
Частота пробегов ремня U с-1
Диаметр ведущего шкива d1 мм
Диаметр ведомого шкива d2 мм
Максимальное напряжение Нмм2
Предварительное натяжение ремня F0 Н
Сила давления ремней на вал Fоп Н
1 Расчет тихоходной ступени
Исходные данные: Вращающий момент на тихоходном валу T3=515.9 Нм; угловая скорость шестерни тихоходной ступени 2=17.08 рад-1 угловая скорость колеса тихоходной ступени 3=7.52 рад-1 передаточное число тихоходной ступени редуктора u=2.27
1.1. Выбор материала
1.1.1 Выбор материала колес редуктора:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 термообработка улучшение твердость HB 235 262 при диаметре заготовки до D=125 мм для колеса сталь 45 термообработка – нормализация твердость HB 179 207 при любом диаметре заготовки.
1.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и ;
где - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; таблица 3.3 2 с.55
при HB1ср=2485 – для шестерни
при HB2ср=192 – для колеса
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы
где – угловая скорость вала Lh – срок службы привода
б) По таблице 3.1 2 с.52 определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .
1.1.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба :
а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
где = 4·106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
значит KFL1=1 и KFL2=1
б) Допускаемое напряжение изгиба [s]F0 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений таблица 3.1 2 с. 52
[s]F01 = 103HBср = 103·2485=25595 Нмм2
[s]F02 = 103HBср = 103·193=19879 Нмм2
в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[s]F1 и колеса [s]F2.
[s]F1 = KFL1[s]F01 = 1·255.95 = 255.95 Нмм2
[s]F2 = KFL2[s]F01 =1·198.79 = 19879 Нмм2
1.2 Проектный расчет
1.2.1 Определяем межосевое расстояние по формуле 2 с.61:
Где: Кa=495 так как колесо прямозубое
yba=04 – коэффициент ширины венца шестерни
КНb =1- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для колёс из прирабатывающихся металлов и при постоянной нагрузке
T3=515.9 Нм – момент вращения на тихоходном валу
UТ=227 – передаточное число тихоходной ступени
Принимаем: аw=180 мм по ГОСТ 6636-69
1.2.2 Определяем модуль передачи m мм:
Принимаем стандартный модуль: т=2.5 мм
1.2.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
1.2.4 Определяем число зубьев шестерни:
1.2.5 Определяем число зубьев колеса :
1.2.6 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U:
uф = z2z1=100 44 = 227
1.2.7 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи мм:
1.2.8 Определяем основные геометрические параметры передачи
da1=d1+2m=110+22.5=115 мм
da2=d2+2m=250+22.5=255 мм
df1=d1-2.4m=110-2.42.5=104 мм
df2=d2-2.4m=250-2.42.5=244 мм
1.3 Проверочный расчет
1.3.1 Проверяем межосевое расстояние мм:
1.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
1.3.3 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
где К = 436 вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи; 2 с.64
По таблице 4.2 2 с. 64 определяем степень точности которая равна 8
КНn =101 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения таблица 4.3 2 с. 64
КНb =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий для прирабатывающихся зубьев
КНa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КНa=11; график 4.2 2 с. 66
1.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
1.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.60 при Zv2=Z2=100
Yb =1 – для прямозубых колес
KFα=1 при 8-й степени точности колеса;
KFb =1 – для прирабатывающихся колес;
KFv=1.06 – при 9-й степени точности и v=1.76 мс
где YF1=3.8 при Zv1=Z1=44
Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью
1.3.6 Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случает частого включения электродвигателя при
МПа – придел текучести материала
2 Расчет быстроходной ступени
Исходные данные: Вращающий момент на промежуточном валу T2=234.2 Нм; угловая скорость шестерни быстроходной ступени 1=50.4 рад-1 угловая скорость колеса тихоходной ступени 2=17.08 рад-1 передаточное число быстроходной ступени редуктора u=2.95
2.1 Выбор материала
2.1.1 Выбор материала колес редуктора:
2.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений:
2.1.3 Определяем допускаемое напряжение изгиба :
2.2 Проектный расчет
2.2.1 Определяем межосевое расстояние
Где: Кa=43 так как колесо косозубое
yba=0315 – коэффициент ширины венца шестерни
T2=234.2 Нм – момент вращения на промежуточном валу
UБ=2.95 – передаточное число тихоходной ступени
Принимаем: аw=140 мм по ГОСТ 6636-69
2.2.2 Определяем модуль передачи m мм:
Принимаем стандартный модуль: т=2 мм
2.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
где -ширина венца колеса;
Принимаем =120 из рекомендуемого интервала 8º 20º
2.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
2.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:
2.2.6 Определяем число зубьев шестерни:
2.2.7 Определяем число зубьев колеса :
2.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U:
uф = z2z1=102 35 =2.91;
2.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи мм:
2.2.10 Определяем основные геометрические параметры передачи
da1=d1+2m=71.53+22=75.53 мм
da2=d2+2m=208.47+22=212.47 мм
df1=d1-2.4m=71.53-2.42=66.73 мм
df2=d2-2.4m=208.47-2.42=203.67 мм
b2=aaw=0.315140=44 мм
2.3 Проверочный расчет
2.3.1 Проверяем межосевое расстояние мм:
2.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес: Для шестерни Dmin=125 мм что значительно больше da1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.
2.3.3 Проверяем контактные напряжения Нмм2:
где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; 2 с.64
По таблице 4.2 2 с. 64 определяем степень точности которая равна 9
КНa=105; график 4.2 2 с. 66
2.3.4 Определяем недогруз перегруз передачи:
2.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса:
где YF2=3.60 при Zv2=Z2cos3=102cos311.882=108.8
Yb =1-b100=1-11.882100=088118
KFv=1.06 – при 8-й степени точности и v=1.76 мс
где YF1=3.81 при Zv1=Z1cos3=35cos311.882=37
2.3.6 Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случает частого включения электродвигателя при
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
В качестве материла валов выбираем сталь 45 термическая обработка-улучшение. При диаметре заготовки до 80 мм sB=890 МПа; sT=650 МПа; sB=380 МПа; B=890 МПа; t-1=058·380=2166 МПа
1 Расчет диаметров быстроходного вала:
Все ниже перечисленные значения диаметров и длин округляем в ближайшую сторону до стандартных; таблица 7.1 2 с.112
2. Расчет диаметров промежуточного вала:
3 Расчет диаметров тихоходного вала:
4 Предварительный выбор подшипников качения:
Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338-75) Таблица№5
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
1. Быстроходная ступень
угол зацепления a=20°.
а) Окружная сила на колесе
б) Окружная сила на шестерне
в) Радиальная сила на колесе
г) Радиальная сила на шестерне
д) Осевая сила на колесе
е) Осевая сила на шестерне
2 Тихоходная ступень
1 Расчет быстроходного вала
Определение реакций опор и построение эпюр
y Ft1=22468 Н; Fr1=8357 Н; Fa1=4727 Н; Fоп=9738 Н
Эпюры изгибающего и крутящего момента для быстроходного вала
Определение реакций в подшипниках
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции Н
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
MA=0; MB=-Fоп· MC(лев)=-Fоп· MС(прав)=RDy MD=0;
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
MA=0; MB=0; MС=-RB MD=0
Строим эпюру крутящих моментов
Суммарные радиальные реакции
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
2 Расчет промежуточного вала
y Ft2=22468 Н; Fr2=8357 Н; Fa2=4727 Н; Ft3=41272 Н
Fr3=15022 Н; d=20847 мм
Эпюры изгибающего и крутящего момента для промежуточного вала
MA=0; MB(лев)=RAy MB(прав)=RAy MС=-RAy( MC=RDy MD=0;
MA=0; MB=-RA MС=-RA MD=0; MC=RD
3 Расчет тихоходного вала
Ft4=41272 Н; Fr4=15022 Н; Fм=2840 Н
Эпюры изгибающего и крутящего момента для тихоходного вала
MA=0; MB=-RAy MC=-RAy( MC=0;
MA=0; MB=-RA MС=-RA MC=-Fоп
Подшипник 306 (d=30 мм; D=72 мм; Cr=22000 Н Cor=15100 Н)
а) по соотношению определяем e=0.21 X=1 Y=2.1. табл. 20 с. 77 3
где V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника
Определяем эквивалентную нагрузку
Для D RED=(VRD+YFa)KТKб=(1561.7+2.1·472.7)1.31=2020.7 Н
Для B REB=VRBKТKб=12471.71.31=3213.2 Н
Kб=1.3 по таблице 7.4 1 (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)
Определяем динамическую грузоподъемность
Определяем долговечность
2 Промежуточный вал.
Подшипник 308 (d=40 D=90 Cr=57800 Н Cor=26200 Н)
Нагружение подшипников
а) e=0.22 X=056 Y=2 табл. 9.2 с. 104 2
Для D RED=VRDKТKб=13304.31.31=4295.6 Н
Для A REA=VRAKТKб=13231.41.31=4200.8 Н
Kб=1.3 по таблице 9.4 [2] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)
Подшипник 312 (d=60 D=130 Cr=64100Н Cor=49400 Н)
Осевая сила равна нулю
Для A REA=VRAKТKб=13495.91.41=4894.3 Н
Для C REC=VRCKбKТ=121601.41=3024 Н
Kб=1.3 по таблице 7.4 [2] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
1. Проверочный расчет быстроходного вала
2.2.1 Опасное сечение B-B диаметром d=30 мм
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2)
а) нормальные напряжения
б) касательные напряжения
в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений
K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения
по таблице 11.2 [2] выбираем KKd=3.5 KKd=2.5
KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [2] KF=1.30
г) предел выносливости в расчетном сечении вала
д) коэффициент запаса прочности
е) общий коэффициент запаса прочности
Коэффициент запаса в пределах рекомендуемого диаметр вала не уменьшаем
2. Проверочный расчет промежуточного вала
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2 ) d=45 мм;
по таблице 11.2 [2] выбираем K=2.15 K=2.05
по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.85 для (K)D ; Kd=0.73 для (K)D
3. Проверочный расчет тихоходного вала
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2 ) d=70 мм;
по таблице 11.2 [2] выбираем K=1.7 K=2
по таблице 11.3 [2] выбираем Kd=0.75 для (K)D ; Kd=0.67 для (K)D
материал вала: Сталь 45 (-1=380 Нмм2 t-1=2166 Нмм2 ) d=60 мм;
в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений
По таблице 11.2 [2] (посадка с натягом) выбираем ;
1 Соединение колеса на тихоходном валу
Шпонка 20x12x80 (ГОСТ 23360-78) d=75 мм
2 Соединение колеса на промежуточном валу
Шпонка 14x9x56 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм
3 Соединение шестерни на промежуточном валу
Шпонка 14x9x80 (ГОСТ 23360-78) d=45 мм
4 Соединение муфты на тихоходном валу
Шпонка 18x11x70 (ГОСТ 23360-78) d=60 мм
5 Соединение шкива на быстроходном валу
Шпонка 8x7x40 (ГОСТ 23360-78) d=30 мм
6 Соединение шкива на быстроходном валу
Шпонка 12x8x40 (ГОСТ 23360-78) d=40 мм
КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА.
1 Уплотнение подшипниковых узлов
Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли грязи паров кислот и других вредных веществ вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.
В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.
2 Конструирование корпуса и крышки
Корпусные конструкции с целью снижения массы как правило выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер перегородок (диафрагм) приливов (бобышек) и т.п.
Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно закрываемое крышкой для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае если в редукторе выделяется большое количество тепла для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.
В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.
На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.
Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.
Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 мс.
В многоступенчатых редукторах диаметры колес отдельных ступеней могут значительно отличаться по величине это вызовет погружение в масло некоторых колес на большую глубину. Погружение колеса тихоходной ступени в масло на глубину более одной трети радиуса не допускается. Если окружные скорости велики то для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание уровень масла устанавливается по колесу с максимальным диаметром а смазка других ступеней осуществляется с помощью масляного тумана.
При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 05-10 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.
Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 2 с255. При контактном напряжении sН 600 Нмм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 мс выбираем масло И-Г-А-68.
П.Ф. Дунаев О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин.- М Высшая школа 1998.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие.– Калининград: Янтарный сказ 1999.
Воробьева В.В. Детали машин: общие требования к выполнению оформлению и защите курсового проекта. Пермь ПГТУ 2002