Проект привода к шнековому прессу

Министерство сельского хозяйства Российской Федерации

ФГОУ СПО «Сарапульский техникум пищевой промышленности»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: «Детали машин»

Тема: «Проект привода к шнековому прессу»

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет конического прямозубого редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипников

9. Второй этап компоновки

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфты для привода

12. Выбор сорта масла

13. Посадки основных деталей редуктора

14. Сборка редуктора

Литература

Введение

В целом, в плодовой промышленности сохранилась устойчивая тенденция роста объемов производства, несмотря на некоторые снижения темпов роста по сравнению с предыдущими годами. Выработано 6.2 млрд. усл. банок плодовоовощных консервов.

В консервной промышленности прирост производства по-прежнему обеспечивается в основном за счет фруктовой группы консервов (темп 122%) и, в части, фруктовых соков (темп 123%) на долю которых в общем объеме фруктовых консервов приходится 97.3%, а в общем объеме плодовых импортных концентрированных соков. Сегодня с России по импорту поставляется порядка 200 тыс. т. соков, из которых 95% приходится на концентрированные соки. Объем российского экспорта соков ежегодно составляет порядка 1720 тыс.т. включая концентрированный. Более 85% экспорта соков приходится на страны СНГ.

Внутренний рынок соков и сокосодержащей продукции близок к насыщению. С 2004 года в соковой индустрии наблюдается снижение темпов роста.

Рентабельность производства в плодовоовощной промышленности составляет 15.9% с убытками с работами порядка 53% предприятий от общего их количества.

Привод для шнекового пресса (предназначенный для выдавливания сока из предварительно измельченных и обработанных ферментными препаратами плодов и ягод) состоит из следующих элементов: электродвигателя, клиноременной передачи, конического зубчатого редуктора, упругой втулочно-пальцевой муфты и винтового шнека.

К преимуществам клиноременной передачи относятся: плавность и бесшумность работы; простота конструкции и эксплуатации; возможность передачи мощности на дальние расстояния; возможность бесшумного регулирования скорости.

К недостаткам относятся: большие габариты; некоторое непостоянство передаточного числа из-за неизбежного упругого скольжения ремня; повышенные нагрузки на валы и подшипники от натяжения ремня; низкая долговечность ремня.

К преимуществам конического зубчатого редуктора относятся: высокая нагрузочная способность; малые габариты; постоянство передаточного числа; высокий КПД, простота в эксплуатации..

К недостаткам относятся: повышенные требования к точности изготовления и монтажа; шум при больших скоростях; возможность опасных перегрузок и недопустимость бесшумного регулирования скорости.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет

Выбор электродвигателя

Исходные данные:

1. Мощность на рабочем валу Р₃=1,3 кВт.

2. Частота вращения рабочего вала n₃=125 об/мин

3. Синхронная частота вращения электродвигателя n_c=1000 об/мин

1 - электродвигатель

2 - клиноременная передача

3 - конический зубчатый редуктор

4 - кулачково-дисковая муфта

I, II, III - валы привода

Принимаются следующие значения КПД по таблице[1,с.5]:

Клиноременной передачи - ₁=0,95;

Закрытой зубчатой конической передачи - ₂=0,96;

Пары подшипников - ₃=0,99.

Общий КПД определяется по формуле [1, с4, ф (1.2)]:

_общ=_{1 2 3}²=0,894

Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле [1,с4, ф (1.1)]:

По ГОСТ 19523-81, исходя из синхронной частоты вращения принимается электродвигатель марки 4АМ90L6У3. Мощность двигателя Р=1,5 кВт, частота вращения n_дв=935 об/мин

Кинематический расчет привода

Определяется общее передаточное число привода по формуле [1.c8]:

Производим разбивку [1, с7] общего передаточного числа на частные составляющие. Для зубчатых передач u2=2…6; для ременных передач u1=2…4.

Принимаем предварительно по ГОСТ передаточное число редуктора u2=2,5

Определяем передаточное число ременной передачи:



Определяем частоты вращения валов привода:

I вал n₁=n_дв = 935 об/мин;

II вал

III вал

Это соответствует заданию.

Определяем угловые скорости валов привода:

I вал ;

II вал

III вал

Силовой расчет привода

Мощность на валах привода определяется по формуле [1,с.107]:

I вал ;

II вал

III вал

Мощность на рабочем валу соответствует техническому заданию.

Определяются вращающие моменты на валах привода по формуле [1,с.189]:

I вал ;

II вал

III вал

Силовые и кинематические характеристики привода заносятся в таблицу.

Таблица 1 - Параметры привода

№ вала	n об/мин	, рад/с	Р, кВт	Т, Нм	Передаточное число
					u1	u2
I	935	97,8	1,45	14,8	2,99	2,5
II	312	32,6	1,36	41,7
III	125	13	1,3	100

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

1. Передаваемая мощность Р=1,45 кВт;

2. Вращающий момент на ведущем валу Т₁=14,8 Нм;

3. Частота вращения ведущего шкива n₁=935 об/мин;

4. Угловая скорость ведущего шкива ₁ = 97,8 рад/с;

5. Передаточное число u1=2,99;

6. Режим работы - средний;

7. Число смен работы - 2.

По номограмме [1,с.134] по частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимается клиновой ремень типа А

Определяется диаметр ведущего шкива по формуле [1, с130 (ф7.25)]:

По ГОСТ 20898-75 принимается d₁=90 мм.

Определяется диаметр ведомого шкива по формуле [1,с.120 (ф 7.3)]:

где - коэффициент проскальзывания. =0,02

По ГОСТ20898-75 принимается d₂=250 мм.

Уточняется передаточное число

Определяется межосевое расстояние по формуле [1,с.137]:

Минимальное

где Т_о - высота сечения ремня, Т_о=8 мм (тип А).

Максимальное

Расчетное

Принимаем а_р=270 мм.

Определяется расчетная длина ремня по формуле [1,с.137]:

По ГОСТ1284.1-80 принимается длина ремня 1060 мм тип А.

Определяется угол обхвата ведущего шкива по формуле:

=146^о > 120^о - угол обхвата достаточный.

Определяется число ремней в передаче по формуле [1,с137 (ф7.29)]:

где С_Р=1,2 - коэффициент, учитывающий режим и условия работы передачи, принимается по таблице 7.10 [1,с.136];

С_L=0,9 - коэффициент, учитывающий тип ремня и его длину, принимается по табл.7.9 [1., с.135];

С=0,9 - коэффициент, учитывающий угол обхвата ведущего шкива, принимается по табл. 7.8 [1. с.132];

Р_о=1,45 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем типа А, принимается по табл. 7.8 [1.с.132].

Принимаем число ремней в передаче z=3

Определяется ширина шкива по формуле [1. с.138]:

где е=15 - принимается по табл. 7.12 [1.,с.138]

f=10 - принимается по табл. 7.12 [1.,с.138]

Ширина шкива В=50 мм.

Определение натяжения ветвей.

Натяжение ветвей определяется по формуле [1, с.136,ф(7.30)]

где V - окружная скорость ремня, м/с;

- коэффициент, учитывающий центробежную силу при сечении «А» =0,1 [1,с.136]

Определение силы действующей на вал

По формуле [1, с.136,ф(7.31)]:

3. Расчет конического прямозубого редуктора

Расчет зубчатых колес редуктора

Исходные данные для расчета:

1. вращающий момент на колесе Т₂=100 Нм;

2. Передаточное число редуктора u=2,5;

3. Угловая скорость шестерни ₂=32,6 рад/с;

4. Материал для изготовления шестерни и колеса - Сталь 40Х. Допускаемое контактное напряжение [_Н]=485 МПа;

5. Режим работы передачи: нагрузка спокойная без толчков и вибраций

Определяется внешний делительный диаметр колеса по формуле [1.с.341 (ф.3.29)].

где К_d =99 - коэффициент для прямозубых передач;

К_Н=1,3 - коэффициент нагрузки принимаемый предварительно;

_вRe=0,285 - коэффициент ширины венца

Принимается по ГОСТ12289-76 d_е2=180 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁ =25.

Определяем число зубьев на колесе по формуле [1, с.341]:

Принимаемz₂ =63

Определяем действительное передаточное число по формуле[1,с.341]:

Определяем внешний окружной модуль по формуле[1, с.341]:

Определяем углы делительных конусов

Ctg ₁ = u = 2,5₁ = 21^о48^/

₂ = 90^о - ₁ = 90^о - 21^о48^/ = 68^о12^/

Определяется внешнее конусное расстояние по формуле[1. с.342]:

Определяется длина зуба по формуле[1, с.342]:

Принимается по ГОСТ 12289-76 b=28 мм

Определяется внешний делительный диаметр окружности шестерни по формуле [1,с342]:

Определяется средний делительный диаметр шестерни по формуле[1,с342]:

Определяются внешние диаметры шестерни и колеса по формуле [1,с342]:

Определяется средний окружной модуль по формуле[1,с342]:

Определяется коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру по формуле[1,с342]:

Определяется средняя окружная скорость и степень точности колес по формуле [1,с342]:

Для такой скорости следует принять 7-ю степень точности изготовления конических зубчатых колес.

Определяется действительное контактное напряжение по формуле [1,с.343]:

где - коэффициент нагрузки

К_Н - коэффициент, учитывающий твердость поверхности зубьев и расположение зубчатого колеса, принимается по таблице 3.5[1,с39.]. Для К_Н =1,18.

К_Н- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес и степень точности передачи. До 5м/с К_Н=1,05, по табл.3.4 [1,с.39].

К_НV- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, твердость поверхности зубьев и форму зуба. К_НV=1,0. по табл.3.6 [1,с.4]

Прочность зубьев обеспечена.

Определяются силы в зацеплении передачи.

Окружная сила:

где Т₁ - вращающий момент на шестерне Т₁ = 14,8 Нм

Определяется радиальная сила:

где - угол зацепления



Определяется осевая сила:

4. Предварительный расчет валов редуктора

Исходные данные для расчета:

1. Вращающий момент на шестерне Т₂=41,7 Нм

2. Вращающий момент на колесе Т₃=100 Нм

Расчет валов производим по пониженным допускаемым напряжениям по формуле [1,с.296]:

Определяется диаметр конца ведущего вала, []=20МПа

Принимаем диаметр конца вала d_В1 =22 мм.

Диаметр под подшипник принимаем d_П1 =25 мм т.к. диаметр впадин мал, то шестерню выполняем заодно с валом.



Рисунок 1 - Вал ведущий.

Определяется диаметр конца ведомого вала, []=20 МПа

Чтобы ведомый вал редуктора можно было соединить с помощью упругой втулочно-пальцевой муфты с валом вибросмесителя принимаем диаметр конца вала d_В2=30 мм.

Диаметр под подшипник принимаем d_П2 =35 мм; диаметр под зубчатым колесом d_к2 =dп2+5=40 мм.

Рисунок 2 - Вал ведомый

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d₁=61,35 мм

d_B1 = 22 мм

Диаметр вала под подшипник принимается d_П1=25 мм.

Колесо кованое, его размеры определены выше:

d_ae=182,1 мм

d_В2= 30 мм

Диаметр ступицы колеса d_ст=1,6d_К2 =1,640= 64 мм.

d_К2 = d_П2+5=35+5=40 мм - диаметр вала под колесом.

Длина ступицы l_ст = (1,2…1,5) d_К2 = 48….60 мм.

Принимаем l_ст = 50 мм.

Толщина обода _о=(3…4) m=7,35….9,8 мм

Принимаем _о=10 мм.

Толщина диска С = (0,1…0,17) R_е = 9,6…16,4 мм.

Принимаем С = 15 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяется толщина стенки корпуса редуктора:

= 0,05R_e +1 = 0,05*96,6+1 = 5,83 мм

Принимается = 8 мм.

Определяется толщина стенки крышки редуктора:

₁ =0,04R_e+1 = 0,04*96,6+1=4,8 мм.

Принимается ₁ =8 мм.

Определяется толщина пояса корпуса:

в = 1,5 =1,5*8=12 мм

Определяется толщина пояса крышки:

в₁ = 1,5 =1,5*8=12 мм

Определяется толщина пояса основания корпуса:

р=2,35 = 2,35*8=18,8 мм.

Принимается р=20 мм.

Определяются диаметры болтов фундаментальных:

d₁ =0,055R_e+12 = 0,055*96,6+12=17,3 мм.

Принимается М18.

Определяются диаметры болтов крепящих крышку к корпусу у подшипника.

d₂ = (0,7…0,75)d₁ = 12,6…13,5 мм.

Принимается М14

Определяются диаметры болтов соединяющих крышку к корпусу.

d₃ = (0,7…0,75)d₁ = 12,6…13,5 мм.

Принимается М14.

7. Первый этап компоновки редуктора

Выбираем способ смазывания; зацепление зубчатой пары - окунание зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один подшипник ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Намечаем для валов конические однорядные подшипники легкой серии в соответствии с ГОСТ 333-79 [1,с.402]. Выписываем основные параметры подшипников в таблицу:

Таблица 2 - Параметры подшипников

Вал	Условное обозначение подшипника	d, мм	D, мм	T, мм	C, мм	грузоподъемность	e
						Статич. кН	Динамич. кН
Ведущий	7205	25	52	16,25	13	17,6	23,4	0,360
Ведомый	7207	35	72	18,25	15	25,8	34,5	0,369

Наносим габариты подшипников ведущего вала (миллиметровка), наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 8 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у=8 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечениях нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. [1,с 217, табл.9.21].

Для однорядных конических роликоподшипников, по формуле [1,с.218, ф(9.11)]:



Размер среднего диаметра шестерни до реакции подшипника:

f₁ = 33+14 = 47 мм.

принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала:

С₁ = (1,4…2,3) f₁ = 64,4…105,8

Принимаем С₁ = 65 мм.

Намечаем положение шкива ременной передачи и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника:

l₃ =60 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 8 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у₂ = 8 мм.

Для подшипников 7205

а₁=13 мм

Определяем замером размер А - от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и применим размер А^/ = А = 63,5 мм.

Замером определяем расстояние f₂ = 40 мм и С₂ = 87 мм.

8. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Силы, действующие в зацеплении:

F_t = 482 H F_r1 = F_a2 = 163 H F_r2 = F_a1 = 65 H

Нагрузка на вал от ременной передачи F_в = 652,1 Н.

Составляющие этой нагрузки F_вх=F_ву = F_в sin45^о = 652,1*sin45^о = 461 Н.

Первый этап компоновки дал: f₁= 46 мм, С₁ = 65 мм, l₃ = 60 мм.

Определение нагрузок на опоры валов

Реакция опор.

В плоскости ХZ

Проверка:

В плоскости YZ



Проверка

Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала

Суммарные реакции:



Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле [1,с.216, ф (9,9)]:

здесь для подшипников 7205 параметр осевого окружения e=0,36 (таблица 2)

Осевые нагрузки подшипников.

В этом случае S₁ >S₂ , F_a >0, [1,с.217, таблица 921], тогда

Р_а1 = S₁ = 423 Н

Р_а2 = S₁ + F_a = 423+65 = 488 Н

Определение долговечности опоры валов

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение , осевую нагрузку можно не учитывать.

Эквивалентная нагрузка по формуле, [1,с 212,ф(9.3)]:

где V - коэффициент, при вращении внутреннего кольца, V=1;

для заданных условий Х=0,4; Y=1,67; К=К_Т = 1 [1, 212, таблица 9.18-9.20];

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность (млн. об.), по формуле [1,с211,ф9.1]:

где Р - показатель степени, для роликоподшипников Р = 10/3.

Расчетная долговечность, ч.

где n - частота вращения ведущего вала, n=302 об/мин

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

Расчетная долговечность (млн.об.):

Расчетная долговечность, ч.:

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов Ft=482 H; Fr2=65 H; Fa2=163Н

Первый этап компоновки дал f2=40 мм; С2=87 мм

Определение нагрузок на опоры валов.

Реакция опор.

В плоскости XZ

Проверка:

В плоскости YZ



Проверка

Суммарные реакции:



Рисунок 4 - Расчетная схема ведомого вала

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, по формуле (8.1):

S₃ < S₄

Осевые нагрузки подшипников.

В этом случае

S₄ -S₃ =110,2-52,3 = 57,9 < F_a =163Н

[1,с.217, табл. 921], тогда

Р_а3 = S₃ = 52,3 Н

Р_а4 = S₃ + F_a = 52,3+163 = 215,3 Н.

Определение долговечности опоры валов.

Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники легкой серии 7207, то долговечность определим по для более нагруженного правого подшипника.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность (млн. об.),

Расчетная долговечность, ч.



Полученные значения долговечности более требуемой. Подшипники приемлемы.

9. Второй этап компоновки

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М24х1,5 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают

Принимаем ее равной 0,15*25 = 4 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

где D - наружный диаметр подшипника, D = 52 мм.

Принимаем 5 мм.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки х=8 мм, у₂ = 8 мм.

Для фиксации зубчатое колесу упирается с одной стороны в утолщение вала 45 мм, а с другой стороны - в мазеудерживающие кольца; участок вала 40 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо 35 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 40 мм к 35 мм смешен на 2-3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса _К= 8мм и определяем размеры основных элементов корпуса [1,с240].

Определяем глубину гнезда под подшипник

где Т₂ - ширина подшипника 7207, Т₂ = 18,25 мм.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по СТ СЭВ189-75 [1,с169, табл.8.9].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле [1,170,ф(8.22)]:

где Т - передаваемый вращающий момент, Нмм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки;

h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза;

b - ширина шпонки.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице []_см=100…120Н/мм²

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице

[у]см=50…70 Н/мм

Ведущий вал.

Проверяем шпонку под шкивом:

d = 22 мм, bh=87 мм, t₁ = 4 мм, длина шпонки l = 40 мм, момент на ведущем валу Т = Т₂ = 41,710³ Нмм²

Ведомый вал

Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d= 40 мм, bh=128 мм, t₁ = 5 мм, длина шпонки l = 40 мм, момент на ведущем валу Т = Т₃ = 10010³ Нмм²

Проверим шпонку под муфтой:

d= 30 мм, bh=108 мм, t₁ = 5 мм, длина шпонки l = 70 мм, момент на ведущем валу Т = Т3 = 10010³ Нмм²

Условия выполняются во всех случаях.

11. Выбор муфты для привода

Исходные данные для расчета:

1. Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т₃ = 100 Нм.

2. Диаметр конца вала d_В2=30 мм.

3. Тип муфты: упругая втулочно-пальцевая.

В соответствии с кинематической схемой привода, передаваемым вращающим моментом по ГОСТ 21424 - 75 выбирается муфта типа I для посадки на цилиндрические концы валов и исполнения 2 на короткие концы валов.

Принимается муфта для передачи вращающего момента Т=125 Нм > Т₃=100 Нм, у которой диаметр посадки на вал 30 мм.

Условное обозначение муфты:

МУВП 125-30-I.2 ГОСТ 21424 - 75.

12. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба по табл. 10.8 [1,с253] при контактных напряжениях _Н<600МПа и средней скорости зубчатых колес до 5 м/с принимается кинематическая вязкость масла 28*10^-6 м²/с. По таблице 10.10 [1,с253] принимается масло индустриальное И-30А по ГОСТ 20799-75.

Определяем объем масляной ванны и количество масла заливаемое в корпус редуктора.

V=0,25Р₂ = 0,25*4,4 = 1,1 дм³

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 и периодически заменяем ее при технических обслуживаниях в соответствии с системой ППР.

13. Посадки основных деталей редуктора

Посадки редуктора назначаются по ГОСТ 25283-72 таблица 10.13 [1,с 263]

Посадка зубчатого колеса на валу -Н7/р6.

Посадка шкива на ведущий вал - Н7/h6.

Посадка муфты - Н7/r6.

Посадка мазеудерживающих колец - H7/r6.

Посадки внутренних колец подшипников на валы - k6.

Посадки наружных колец подшипников в корпус - Н7.

Посадки манжет в крышки подшипников - H8/h8.

14. Сборка 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 мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагреты в масле до 80-100 ^оС;

- В Ведомый вал закладывают шпонку 12х8х40 мм и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

- Затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники на ведомый вал, 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. Регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочное уплотнение, пропитанные горячим маслом.

Проверяют проворачиваем валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). И закрепляют крышки болтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1. С.А. Чернавский «Курсовое проектирование деталей машин»Учеб. Пособие для техникумов. М.:Машиностроение, 1988.-416 с.

2. В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя». В 3-х т. М.: Машиностроение,1979