Курсовая работа: Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру
СОДЕРЖАНИЕ
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА… 3
1.2 Подбор электродвигателя. 3
1.3 Разбивка передаточного числа. 4
1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов. 4
1.5 Крутящие моменты на валах. 5
2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ… 5
3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ… 6
3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 6
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям… 7
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям… 9
3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 10
4 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ… 12
4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. 12
4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям… 13
4.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям… 14
4.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба. 15
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА… 17
5.1 Определение диаметров участков вала: 17
5.2 Расстояние между деталями передач. 17
6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала. 18
6.2 Проверочный расчет валов. 19
6.3 Определение опорных реакций на быстроходном валу. 20
7 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ… 21
7.1 Расчет подшипника тихоходного вала. 21
7.2 Расчет подшипника быстроходного вала. 22
8.1 Расчет шпоночных соединений. 23
9.1 Выбор сорта смазки. 26
9.2 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну 26
9.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес. 26
10 ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА… 27
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК… 28
РЕФЕРАТ
Курсовая работа по деталям машин посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная записка содержит 31 лист формата А4, включает 3 рисунка, 3 наименований источников использованной литературы.
Графическая часть включает сборочный чертеж редуктора 1 лист формата А1, рабочий чертеж выходного вала редуктора А2, рабочий чертеж колеса выходного вала редуктора А3.
В ходе выполнения курсовой работы использовались материалы многих технических дисциплин: инженерная графика, теоретическая механика, сопротивление материалов, допуски-посадки и технические измерения, детали машин, материалы многих справочников и стандартов. Выполнение курсовой работы являлось важным этапом в получении практических навыков самостоятельного решения сложных инженерно – технических задач.
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Мощность на валах
где -три пары подшипников;
-КПД ременной передачи;
-КПД зубчатой передачи;
-КПД муфты;
,
1.2 Подбор электродвигателя
где
,
,
где DБ =0.6 — диаметр барабана (мм)
V=1.2 м/с.
Выбираем электродвигатель серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81 ) типоразмер :4А100L4
1.3 Разбивка передаточного числа
где — передаточное число ременной передачи,
— передаточное число редуктора (коробки передач).
;
;
=2,5;
1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов
;
1.5 Крутящие моменты на валах
1.6 Проектный расчет валов
2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. принимаем сечение ремня
Сечение – Б
Ориентировочный размер малого шкива:
Принимаем по ГОСТ 17383 dpI =180 (стр 272/2/)
мм
Принимаем dpII =450 мм
Фактическое передаточное отношение
Межосевое расстояние
Определяем длину ремня
Частота пробегов ремня
Что меньше 5 с-1 для плоских ремней.
Полезная окружная сила:
Толщина ремня для резинотканевых ремней
3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.
По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:
Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC;
твердость сердцевины 26-30HRC;
бв =1000 МПа;
бт =800 МПа.
Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Колесо
твердость 260-280HB;
бв =950 МПа;
бт =700 МПа.
Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
— коэффициент долговечности.
— коэффициент безопасности.
Для шестерни (таблица 8.9/2/)
Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;
в сердцевине 24…40HRC.
Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.
бН01 =1050 МПа; SH1 =1,2.
бF0 =12HRCсерд +300; SF =1,75.
Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;
в сердцевине 180-350HB.
Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.
бН02 =2НВ+70=540+70=610 МПа; SH2 =1,1.
бF0 =1,8HB; SF =1,75; KHL =1
МПа
МПа
В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае: МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC =1;
KFL –коэффициент долговечности KFL =1.
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2 =TIII =274,082
Нм
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.
— коэффициент концентрации нагрузки;
— коэффициент ширины к межосевому расстоянию;
-коэффициент ширины к диаметру;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.
Ширина колеса:
Принимаем:
Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 .
Угол наклона зубьев :
где — коэффициент осевого перемещения (постоянная);
Принимаем :
Принимаем :
Передаточное число:
Фактический наклон зубьев:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр вершин:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин:
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
где — коэффициент повышения нагрузки.
По формуле 8.28/2/
— коэффициент неравномерной нагрузки.
— коэффициент динамической нагрузки;
— угол зацепления;
;
По таблице 8.7/2/
(/2/, стр.142)
По формуле 8.25/2/
прочность по контактному напряжению выполняется.
3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,
где — коэффициент формы зуба.
Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
— коэффициент повышения прочности.
,
где — коэффициент торцевого перекрытия;
— коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
— коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.
Определяем эквивалентное число зубьев:
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
(по рис.8.15/2/)
(по таблице 8.3/2/)
Определяем окружное усилие:
— (таблица 8.7/2/)
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
4 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.
По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:
Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC;
твердость сердцевины 26-30HRC;
бв =1000 МПа;
бт =800 МПа.
Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Колесо
твердость 260-280HB;
бв =950 МПа;
бт =700 МПа.
Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
— коэффициент долговечности.
— коэффициент безопасности.
Для шестерни (таблица 8.9/2/)
Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;
в сердцевине 24…40HRC.
Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.
бН01 =1050 МПа; SH1 =1,2.
бF0 =12HRCсерд +300; SF =1,75.
Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;
в сердцевине 180-350HB.
Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.
бН02 =2НВ+70=540+720=610 МПа; SH2 =1,1.
бF0 =1,8HB; SF =1,75; KHL =1
МПа
МПа
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае: МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC =1;
KFL –коэффициент долговечности KFC =1.
4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2 =TIV =918.244 Нм
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.
— коэффициент концентрации нагрузки;
— коэффициент ширины к межосевому расстоянию;
-коэффициент ширины к диаметру;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.
Ширина колеса:
Принимаем:
Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .
Фактическое число зубьев :
Принимаем :
Принимаем :
Передаточное число:
Находим межосевое расстояние фактическое:
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Диаметр вершин:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин:
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
4.3 o Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
— коэффициент неравномерной нагрузки.
— коэффициент динамической нагрузки;
— угол зацепления;
;
По таблице 8.3/2/ принимаем
(/2/, стр.142)
прочность по контактному напряжению выполняется.
4.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,
где — коэффициент формы зуба.
Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
— коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
(по рис.8.15/2/);(по таблице 8.3/2/)
Определяем окружное усилие:
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
5.1 Определение диаметров участков вала:
а) для быстроходного вала:
Принимаем . (табл. 19.1/1/)
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
(формула 3.2/1/)
r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
а) для промежуточного вала:
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
в) для тихоходного вала:
Принимаем .
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,5 мм .
5.2 Расстояние между деталями передач
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
L= 508,61 мм.
Принимаем а = 11 мм .
Расстояние между колесом и днищем редуктором.
Диаметр под колесо:
.
5.3 Выбор подшипников
Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.
Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)
для быстроходного вала № 306 B=19 мм;
для промежуточного вала № 209 B=19 мм.
для тихоходного вала № 214 B=24 мм.
Схема установки – враспор.
5.4 Длины участков валов
а) для тихоходного вала: Диаметр под колесо:
–длина ступицы: ;
–длина посадочного конца вала: .
–длина промежуточного участка: .
Принимаем 63,8 мм.
–длина цилиндрического участка: .
б) для быстроходного вала:
–длина посадочного конца вала: .
–длина промежуточного участка: .
Принимаем 60,8 мм.
–длина цилиндрического участка: .
6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала
1)
x1 =0 Mx1 =0;
x1 =137,5мм Mx1 =0;
Mx2 =YA ∙x2
x2 =0 Mx2 =0;
x2 =48мм Mx2 =405,22∙48∙10-3 =19,45Нм;
Mx3 =YA ∙(x3 +48)-Fr ∙x3
x3 =0 Mx3 =405,22∙48∙10-3 -810,44∙0∙10-3 =19,45Нм ;
x3 =63мм Mx3 =405,22(48+48)∙10-3 -810,44∙48∙10-3 =0 ;
2) Mx1 = FМ ∙x1 ;
x1 =0 Mx1 =0;
x1 =137,5мм Mx1 =1677,05∙137,5∙10-3 =230,59Hм;
Mx2 = FМ ∙(x2 +137,5)+ ZA ∙x2
x2 =0 Mx2 = =1677,05∙137,5∙10-3 =230,59Hм;
x2 =36мм Mx2 =1677,05(137,5+48)∙10-3 -3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
Mx3 = FМ ∙(x3 +137,5+48)+ ZA ∙( x3 +48)-FМ ∙x3
x3 =0 Mx3 =1677,05(137,5+48)∙10-3 -3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
x3 =63мм Mx3 =1677,05(137,5+48+48)∙10-3 -3157,54∙(48+48)∙10-3 -1884.82∙48=0.
6.1.1
6.1.2 Определение суммарных изгибающих моментов:
6.2 Проверочный расчет валов
Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/
где (формула 15.4/2/)
— запас сопротивлению усталости только изгибу
— запас сопротивлению усталости только кручению
— формула 15.5/2/
Сталь 45 бв =600 МПа
бт =340 МПа
(рекомендация 15.6/2/)
— формулы 15.7/2/
( таблица 15.1/2/)
(рисунок 15.5/2/)
(рисунок 15.6/2/).
Проверка статической прочности:
(формула 15.8/2/)
(формула 15.9/2/)
— условие выполняется.
6.3 Определение опорных реакций на быстроходном валу
а)
б)
7 Р АСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
7.1 Расчет подшипника тихоходного вала
Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.
По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:
динамическая грузоподъемность: Cr = 43,6 кН
статическая грузоподъемность: Со =25 кН
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку
Рr = (Х. V. Fr + Y. Fa ). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К= 1 – температурный коэффициент;
Кб = 1 – коэффициент безопасности;
Рr = (1. 1. 810,44 + 0). 1. 1 = 810,44Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
где L – ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2 –коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
(формула 16.28/2/)
Lh = 12000 ч (табл. 16.4/2/)
млн.об.
а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл. 16.3 /2/);
Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка
Ро =Хо. Fr0+ Yo. Fa0(формула16.33 [2])
где
Fr0 =к Fr Fа0 =к Fа
к=3 – коэффициент динамичности
Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6
Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5
Ро = 0,6. 3. 810,44 + 0= 1458,8 Н < 17800 Н
Условия выполняются.
7.2 Расчет подшипника быстроходного вала
Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.
По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:
динамическая грузоподъемность: Cr = 25,5 кН
статическая грузоподъемность: Со =13,7 кН
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
Находим отношение:
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку
Рr = (Х. V. Fr + Y. Fa ). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К= 1 – температурный коэффициент;
Кб = 1 – коэффициент безопасности;
Рr = (1. 1. 3434 + 0. 596). 1. 1 = 3434Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
где L – ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2 –коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
(формула 16.28/2/)
Lh = 12000 ч (табл. 16.4/2/)
LhE =Lh. kHE (формула 16.31/2/)
kHE =0,5 (табл. 8.10/2/)
млн.об.
а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл. 16.3 /2/);
Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка
Ро =Хо. Fr0+ Yo. Fa0(формула16.33 [2])
где Fr0 =к Fr Fа0 =к Fа
к=3 – коэффициент динамичности
Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6
Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5
Ро = 0,6. 3. 3434 + 0,5. 3. 596 = 7075,2 Н < 13700 Н
Условия выполняются.
8.1 Расчет шпоночных соединений
Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l =48 мм на тихоходном валу.
Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):
Длину шпонки принимаем 45 мм, рабочая длина l р= l- b= 37 мм.
Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной l =45мм на быстроходном валу.
Шпонка призматическая (таблица 19.11/1/):
Длину шпонки принимаем 40 мм, рабочая длина l р= l- b= 32 мм.
8.2 Выбор муфты
Для данного редуктора выберем упруго-втулочную пальцевую муфту. Ее размеры определяем по таблице 15.2/1/
Нагрузка между пальцами:
Расчет на изгиб:
9 ВЫБОР СМАЗКИ
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
9.1 Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала: V2 =0,53м/сек. Контактное напряжение [н ]= 694 МПа.
Теперь по окружной скорости и контактному напряжению из таблицы 8.1/1/ выбираем масло И-Г-С-100.
9.2 Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну
2m ≤ hM ≤ 0,25d2
3 ≤ hM ≤ 0,25. 160 = 40 мм
Наименьшую глубину принято считать равной 2 модулям зацепления.
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
Уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0+ hм =27 + 40 = 67 мм
в0= 27 мм – расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
9.3 Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить круглый маслоуказатель.
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора – отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе.
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла.
10 ПОРЯДОК СБОРКИ И РАЗБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100ºС;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, 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.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из привулканизированной резины, отдушиной и фильтром; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Разборка редуктора проводиться в обратном порядке.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов.– М.: Высшая школа, 1990 г. – 399с.
2. М.Н. Иванов Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 383с.
3. С.А. Чернавский, К.Н. Боков. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.: Альянс, 2005г. – 416с.