Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор с плоско-ременной передачей

3.dwg

Сталь 40Х ГОСТ4543-71
Нормальный исходный
размеров отверстий H14
Неуказанные предельные отклонения
Формовочные уклоны ~3°
Неуказанные радиусы 2мм max
Сталь 45 ГОСТ1015-74
* Размеры для справок
Неуказанные передаточные отклоне-
Номинальный крутящий момент 450 Нм

2.dwg

4.dwg

Техническая характеристика
Насосность валов электродвигателя и редуктора не
Радикальное смещение валов электродвигателя
Техническе требования
Общее передаточное число 35.7
частота вращения 1500 обмин
и редуктора до 0.2 мм

1.dwg

Частота вращения ведущего вала n = 1500 обмин
Техническая характеристика
Общее передаточное число U = 11
Плоскость разъема при сборки покрыть герметиком.
красить маслостойкой краской
Необработанные поверхности внутри редуктора
Технические требования

пояснительная готова1.doc

Расчет тихоходной ступени10
Расчет быстроходной ступени14
Расчет на прочность валов и определение опорных реакций17
Подбор подшипников качения32
Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора34
Расчет плоскоременной передачи35
Выбор посадок деталей41
Порядок сборки редуктора44
В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 обмин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую частоту вращения n = 20-100 обмин (барабан лебедки ведущий барабан ленточного транспортера и т. д.) или более высокую частоту вращения чем у электродвигателя.
Для преобразования вращательного движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи предназначенные для исполнения целого рода других функций основными из которых являются:
-повышение или понижение крутящего момента;
-изменение траектории или характера движения;
-регулирование и изменении скорости;
-предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.
В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспортера состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя муфты редуктора барабана опоры основания привода.
Определение потребной мощности
где NP – мощность на рабочем валу;
- общий КПД привода:
- КПД плоскоременной передачи = 0.96 (табл. 4.1 [1] );
- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами = 0.96 ;
- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами = 0.97;
- КПД подшипников =0.99
= 0.98 0.78 0.97 0.993 = 0.87;
По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения nэд = 1500 обмин. Отношение максимального момента к номинальному Тmax Tmin =2.0.
Определение общего передаточного числа привода
Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода
где Uрп- передаточное отношение плоско- ременной передачи Uрп = 3
Определяем передаточное отношение каждой ступени редуктора
Uк 2.0 3.0 принимаем Uк =2.5; (5)
Определяем частоту вращения каждого вала привода
n1 = nэд = 1500 обмин;
Расчет мощности на валах
Расчет крутящих моментов
Расчет ориентировочных диаметров валов
где [] – допускаемое напряжение кручения [] = 12 106 Па ;
Для того чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов выбираем для колеса и шестерни второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 8.8 [4] назначаем для колес термообработку: улучшение НВ 230 260; = 850 Мпа; =550 Мпа; для шестерни первой ступени – азотирование поверхности HRC 50 59 при твердости сердцевины HRC 26 30 =1000 Мпа; =800 Мпа.
Для шестерни второй ступени – улучшение 260 280 НВ при = 700 Мпа = 950 Мпа;
Определение допускаемых напряжений
Контактная прочность а следовательно предел контактной выносливости определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Для колес колес обеих ступеней:
= 2НВ + 70 = 2 240 + 70 = 550 Мпа.
Для шестерни первой ступени :
Для шестерни второй ступени :
= 2 240 + 70 = 610 Мпа.
Коэффициент безопасности (таблица 8.9 [4]) для второй ступени определяется: SH = 1.1; для первой SH = 1.2.
Число циклов напряжений для колеса второй ступени при С = 1 определяется по формуле
где n – частота вращения вала обмин;
- срок службы передачи тыс. ч.
По графикам ([4] рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) Nн0=1.5 107 для шестерни второй ступени HRC 50 59 ( =550 HB) Nн0=108.
По таблице 8.10 [4] КНЕ=0.25 так как редуктор работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении.
Эквивалентное число циклов определяется по формуле
Для колеса второй ступени
Сравнивая NHE и NH0 отмечаем что для колеса второй ступени NHE > NH0. Так как все другие колеса вращаются быстрее то аналогичным расчетом получим и для них NHE > NH0. При этом для всех колес передачи KHL=1.
Допускаемые контактные напряжения для колеса второй ступени определяем по материалу колеса как более слабому. По формуле
Для колеса первой ступени [H]1=500 Мпа а для шестерни
Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле 8.56 [4]
По таблице 8.9 [4] допускаемые напряжения изгиба
для колес обеих ступеней
для шестерни первой ступени:
для шестерни второй ступени:
Определим [] формуле
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
КFC- коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки так как передача не реверсивная КFC=1 [4];
КFL- коэффициент долговечности;
SF- коэффициент безопасности SF=1.75 (таблица 8.9).
Предварительно определяем по формуле
и по таблице 8.10 [4] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значениях получим
NFE= 0.14 1.26 107= 1.764 107 > NFG=4 106.
В этом случае KFL=1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим КFL=1.
для шестерни второй ступени
Допускаемые контактные напряжения при кратко временной перегрузке – таблица 8.9 [4]. Предельные контактные напряжения
для колес обоих ступеней
для шестерни первой ступени
Предельные напряжения изгиба
Расчет тихоходной ступени
Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполним по формуле:
где UT- передаточное отношение второй ступени UT=1.5;
Епр- приведенный модуль упругости;
-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;
Т2- крутящий момент на ведомом валу;
- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряжений.
Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом- штрихом.
По рекомендации [4] согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле
где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.
и по графику рисунка 8.15 [4] находим
Далее по формуле 8.3 [4] находим Епр=2.1 105 Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т4=294.66 Н м.
В результате получаем
По ряду Rа 40 определяем и принимаем а2=150 мм.
Находим bw- ширину колеса второй ступени
По таблице 8.5 [4] принимаем и находим модуль по формуле
По таблице 8.1 [4] назначаем m=2 мм.
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Z2 = - z1 = 150 – 26 =124
Фактическое передаточное число
Делительные диаметры шестерни и колеса
d1 = z1 m = 26 2 = 52 мм; (24)
d2 = z2 m = 124 2 = 248 мм. (25)
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям
Предварительно определяем
По таблице 8.2 [4] назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 [4] KHV=1.05. Ранее было найдено . При этом KH=1.125 1.05 = 1.18.
По формуле (26) учитывая что находим
Расхождение не более 4% поэтому ширину колес принимаем bw=60 мм:
Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба
где YF – коэффициент формы зуба;
KF – коэффициент расчетной нагрузки.
По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =3.95; для колеса YF2 = 3.75.
Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше отношение
Расчет выполняем по колесу
По графику (рисунок 8.15 [4]) =1.28. По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 1.28 = 1.33.
Отмечаем что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная а не изгибная прочность.
Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72 [4]
Условия прочности соблюдаются.
Расчет быстроходной ступени
По рекомендациям к формуле (31 [4]) принимаем
Определяем геометрические параметры.
Углы делительных конусов определяем по формуле 8.36 [4]
Деле расчет ведем по параметрам среднего сечения в котором для круговых зубьев нормальный модуль принимаем из стандартного ряда:
По графику рис 8.36[4] и далее .Округляем до целого значения
Округляем до стандартного и принимаем
Окончательно принимаем
Проверяем контактную прочность по формуле при .
Предварительно определяем
По таблице 8.2[4] назначаем 9 степень точности. По таблице 8.3 с понижением степени точности находим КHV=1.01 КFV=1.05. Получаем
КН=КНКНv=1.01 1.05=1.05(43)
Окончательно принимаем b=20 мм
По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =397; для колеса YF2 = 3.75.
По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 . По рекомендациям 8.9[4]
Расчет на прочность валов и определение опорных реакций
Построение схемы нагружения зубчатых колес
Рисунок 2-Схема нагружения зубчатых колес коническо-цилиндрического редуктора и силы действующие в зацеплении
Строим расчетную схему сил действующих на вал 1и эпюру крутящих моментов.
Рисунок 3-Расчетная схема ведущего вала и эпюра крутящих моментов
Определяем действующие на вал 1 силы:
-сила от несоосности валов
Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1 действующих на вал в вертикальной плоскости (рис 4).
Определяем опорные реакции:
Проверка: - реакции найдены верно.
Определяем наибольшие изгибающие моменты в опасных сечениях :
По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1 действующих в вертикальной плоскости (рис 4).
Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил Fм и Ft1 действующих на вал 1 в вертикальной плоскости
Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fr1 и Fa1 действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости (рис 5).
Определяем опорные реакции от силы Fr1:
опорные реакции найдены верно.
Наибольший изгибающие моменты в в сечениях:
Определяем опорные реакции от силы Fа1:
Для построения суммарной эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости определяем суммарные моменты в сечениях:
По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис5).
Рисунок 5 – Схема сил действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости
Определяем полный изгибающий момент:
Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах.
Реакции в опорах от сил Fr1Fa1 действующих в горизонтальной плоскости :
Суммарная реакция в опорах от сил действующих в горизонтальной и вертикальной плоскостях:
Продольные силы действующие на вал:
Расчет промежуточного вала
Строим расчетную схему сил действующих на вал 2 (рис.6).
Рисунок 6–Расчетная схема сил действующих на промежуточный вал
Определяем силы действующие в конической и цилиндрической парах:
На коническом колесе:
На цилиндрической шестерне:
Строим эпюру изгибающих моментов от сил и Ft1 действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рис 7).
Находим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:
-в месте посадки шестерни
-в месте посадки зубчатого колеса
Строим эпюру изгибающих моментов от сил действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости (рис 7).
Определяем опорные реакции от силы :
Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сечениях вала :
По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).
Рисунок 7– Схема сил действующих на промежуточный вал в вертикальной (аб) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(вге) и продольных сил (ж)
Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала С и D:
Строим расчетную схему нагружения вала 3 в вертикальной и горизонтальных плоскостях (8).Силы действующие на вал 3:
Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3 и Fм (рис. 8).
Проверка:-реакции найдены верно.
Находим значения изгибающего момента в горизонтальной плоскости в месте посадки зубчатого колеса :
Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3 и Fм (рис. 8).
Проверка: -реакции найдены верно.
Находим значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в характерных сечениях вала :
-в месте посадки подшипника Е:
По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис8).
Рисунок 8– Схема сил действующих на ведомый вал в вертикальной (аб) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(вге)
Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала E и F:
Определение запаса прочности валов
Определяем коэффициент прочности S в опасных сечениях валов
где - запас прочности на сопротивление усталости по изгибу;
- запас прочности усталости по кручению ;
Для всех валов выбираем легированную сталь 40Х с термообработкой- улучшение.
Определяем пределы выносливости для всех валов:
Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие .
Определяем коэффициенты для всех валов.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 15.6 [4] ).
- коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости зависят от механических характеристик материала:
Для вала 1 (d = 20 мм)
- условие не удовлетворяется (101) так как S1 не входит в промежуток 1.5 3.0.
Для вала 2 (d = 30 мм)
- условие удовлетворяется (104)
так как S2 входит в промежуток 1.5 3.0.
Для вала 3 (d =40 мм)
- условие выполняется (107)
Для вала 1 (d = 15 мм)
- условие удовлетворяется (110)
Подбор подшипников качения
При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициентами и формулами.
Данные об условиях работы подшипников качения:
n – частота вращения ч;
L – долговечность млн. об.;
Fr – радиальная нагрузка Н;
Fa – осевая нагрузка Н.
Справочные данные коэффициентов [4] для заданных условий работы подшипников качения:
fh – коэффициент долговечности;
fn – коэффициент определяемый по частоте вращения;
V – коэффициент вращения;
Kd – коэффициент динамический (безопасности);
Kt – коэффициент учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.
Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов вала.
Серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; при большой осевой силе – подшипник роликовый радиально упорный конический или радиально упорный шариковый);
С – динамическая грузоподъемность кН;
С0 – статическая грузоподъемность кН;
Х Y – соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок зависящий от типа подшипника и от l – параметра осевого нагружения подшипника характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.
Расчетные данные подбора подшипников качения.
Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия что расчетная динамическая грузоподъемность Ср С.
где Р – эквивалентная нагрузка
Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно представить в виде таблицы.
Таблица 1 – Подбор подшипников качения
Диаметры концов вала под подшипники
Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора
Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора приведены в таблице 2.
Таблица 2- Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора
Толщина стенки крышки
Толщина верхнего фланца корпуса
S = 1.5=1.5 8 =12мм.
Толщина нижнего фланца корпуса
S = 1.5= 1.5 8=12мм.
Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)
Р = 2.35= 2.35 8 =19мм.
Толщина ребер основания корпуса
р=(0.8 1)= 0.9 8=8мм
Толщина ребер крышки
р1=(0.8 1)1=0.8 8=6мм
-соединяющих основание корпуса с крышкой
-соединяющих смотровую крышку
d=(0.7 0.75)dф=0.7 16=12мм
d1=(0.5 0.6)dф=0.5 16=8мм.
ds=(0.3 0.4)dф=0.35 16=6мм.
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса
Ширина опорной поверхности нижнего фланца
Минимальный зазор между колесом и корпусом
= 1.2= 1.2 8= 10 мм.
Н0 =1.06аw= 1.06 160 = 170мм
Размеры элементов в зависимости от dф
dотв =17 мм D = 24 мм
Расчет плоскоременной передачи
Дано: N = 1.3 кВт; n1 = 1500 обмин; n2 = 500 обмин.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле Саверина:
Округляем до ближайшего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов D1 = 90 мм.
Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения :
Принимаем D2 = 270 мм.
Уточняем передаточное отношение
Расхождение с заданным 0.8 % (при допускаемом 3 %).
Определяем скорость ремня:
Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):
где k0 – коэффициент для горизонтально расположенных передач при [3].
С0 – для горизонтальных передач С0 = 1.
- коэффициент учитывающий влияние угла обхвата
предварительно определим межосевое расстояние:
а = 2(D1 + D2) = 2(90+270) =720 мм.
Угол обхвата на малом шкиве:
Зная определяем коэффициент :
Сv – коэффициент учитывающий влияние скорости V:
Ср – коэффициент учитывающий условия эксплуатации передачи в
нашем случае Ср = 1. [4].
Допускаемое удельное осевое окружное усилие будет
Необходимая площадь поперечного сечения ремня:
Из условия следует что толщина ремня должна быть не больше 12540 = 3 мм число прокладок толщиной 1.25мм (без прослоек) не больше 2
Принимая во внимание что с уменьшением толщины ремня его долговечность увеличивается выбираем ремень типа В с двумя прокладками и толщиной мм.
Ширина такого ремня:
Ближайшее значение по стандарту в = 60 мм.
Расчетная длинна ремня (без учета припусков на соединение концов)
Число пробегов ремня в секунду:
Расчет долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения описываемых уравнением:
где Nбаз – базовое число циклов Nбаз = 107
N - суммарное число циклов за весь расчетный срок службы ремня.
Сi – коэффициент учитывающий влияние передаточного отношения
для нашего случая Сi = 1.
Для плоских прорезиненных ремней Нмм2.
Максимальное напряжение возникающее в сечении ремня при на бегании его на шкив меньшего диаметра:
где - напряжения от предварительного натяжения в пределах от 1.6 до 2.0 Нмм2 среднее значение Нмм2.
- напряжение изгиба при огибании меньшего шкива Е = 200 Нмм2.
- напряжение от центробежных сил Нмм2
где р – плотность ремня р = 1100 кгм3.
Долговечность ремня:
Определяем силы действующие в ременной передаче.
Предварительное натяжение каждой ветви:
Натяжение ведущей ветви:
Натяжение ведомой ветви
Проверяем окружное усилие:
Р = S1 –S2 =613 – 144 = 469 H (129)
Максимальное начальное натяжение принимают в 1.5 раза больше:
На валах в местах крепления деталей передающих крутящий момент выполняют шпоночный паз размеры которого а также размеры шпонок стандартизованы.
На колесо ведомого вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.
Выбранную шпонку проверим на смятие:
где Т - передаваемый крутящий момент;
t1 – глубина паза вала;
[см] – допускаемое напряжение смятия [см] =120 МПа.
Принимаем симметрично 2 шпонки.
На коническое колесо промежуточного вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.
На шкив ведущего вала выбираем шпонку 6 х 6 х 25 СТ СЭВ 189-75.
На муфту ведомого вала выбираем шпонку 10 х 8 х 50 СТ СЭВ 189-75.
Принимаем симметрично 2 шпонки.
Выбор посадок деталей
На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма их точности условий сборки.
Согласно рекомендациям литературы [6] принимаем посадки:
- внутреннего кольца подшипника ведущего вала 17
- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 25
- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 30
- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 35 Н7;
- шестерни тихоходной ступени на вал 30 Н7;
- распорная втулка на ведущий вал 20
- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 30 Н7;
- шестерни быстроходной ступени на вал 21 Н7;
- распорной втулки на промежуточный вал 28
- распорной втулки на ведомый вал 32
- наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 40 Н7 62 Н7 72 Н7.
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 ставим муфту упругую втулочно-пальцевую МН5 с 450 Н м.
Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны принимаем из расчета 0.5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности Vм = 0.5 2.9 = 1.45 дм3. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.
Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости. В быстроходной паре V =2.19 мс при рекомендуемой вязкости масла
сСт; в тихоходной V = 0.5 мс при рекомендуемой вязкости масла
сСт. Среднее значение сСт. По рекомендации литературы [6] выбираем масло авиационное МС – 20.
Способ подвода масла к зацеплению – картерный.
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 12х8х25 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 винтами.
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. Ч. 1 БелГУТ-Гомель:1991-88с.
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 2 БелГУТ- Гомель: 1991-66с.
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 3 БелГУТ-Гомель:1991-84с.
Иванов М. Н. «Детали машин» Учебник для студентов высших технических учебных заведений – 5-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 1991-383с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин»
Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. Школа 1985 –416с.
Бейзельман Р. Д. Цыпкин Б. В. Перель Л. Я. «Подшипники качения. Справочник.» Изд – 6-е перераб. и доп. М.: Машиностроение 1975-572с.