Проектирование одноступенчатого редуктора общего назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне.

Назначение редуктора - понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Редуктор, как законченный механизм, соединяется с двигателем и рабочей машиной муфтами или через ременную или цепную передачи. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм.

В корпусе редуктора на валах неподвижно закрепляются зубчатые или червячные передачи. Валы опираются в основном на подшипники качения. Подшипники скольжения применяют в специальных случаях, когда к редуктору предъявляются повышенные требования по шуму и уровню вибрации, при очень высоких частотах вращения, при отсутствии подшипников качения нужно нужного размера или при очень близком расположении параллельных валов редуктора.

Редуктор широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи, с чем число разновидностей редукторов велико. Ориентироваться во всём многообразии редукторов поможет классификация их по типам и исполнениям.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от ведущего - быстроходного вала, обозначаемого на схеме буквой Б, к ведомому - тихоходному валу, обозначаемому буквой Т, и положением зубчатых колёс в пространстве. Для обозначения передач используют большие буквы русского алфавита: Ц - цилиндрическая, К - коническая, Ч - червячная. Если одинаковых передач две или более, то после буквы ставится соответствующая цифра. Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости. У червячных редукторов валы скрещиваются, оставаясь горизонтальными.

Обозначение редуктора, или его типоразмера складывается из его типа и главного параметра его тихоходной ступицы. Для цилиндрических передач главным параметром является межосевое расстояние.

Под исполнением понимают передаточное число, формы концов валов и вариант сборки.

Основная энергетическая характеристика редуктора - допускаемый вращающий момент на его ведомом валу при постоянной нагрузке.

Одноступенчатые конические редукторы применяют, кода необходимо передавать вращающий момент между валами со взаимно перпендикулярным расположением осей. Колесо целесообразно располагать между опорами, шестерню - консольно.

Установка шестерни между опорами значительно сложнее, хотя и позволяет уменьшать длину редуктора. В современных конических редукторах колёса выполняют с круговыми зубьями. Обозначение типоразмера конического редуктора складывается из его типа и внешнего делительного диаметра колёс.



1. Выбор электродвигателя, кинематический расчёт привода

По табл. 1.1 [2] принимаем:

КПД пары конических колес =0,92

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0,99

КПД открытой цепной передачи =0,92

Коэффициент, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана

=0,99

Общий КПД будет равен:

= Ч Ч = 0,97 Ч Ч 0,99 = 0,869

Определяем требуемую мощность электродвигателя

Pтр = = кВт

Частота вращения барабана =100 об/мин

Угловая скорость барабана

== = 10,47 рад/с

По таблице П1 приложения [2] по требуемой мощности =2,3 квт., выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый , обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, =3 квт., и скольжением 4,7%

Электродвигатель 4А112МА6У3 ГОСТ 19523-81: =32мм.

Номинальная частота вращения вала двигателя будет равна:

nдв. = 1000 - 47= 953 об/мин

Угловая скорость:

Общее передаточное отношение привода:

Назначаем для зубчатой передачи . По ГОСТ 12289-75

Тогда для цепной передачи

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов

Частота вращения ведомого вала редуктора

угловая скорость:



Определяем вращающие моменты на валах по требуемой мощности:

Вал I
Вал II
Вал III

2. Расчёт конической зубчатой передачи редуктора

Материал зубчатых колёс задан - сталь 40х ГОСТ 4543-71

Принимаем по таблице 9,2 [3] для шестерни и колёс одинаковою термообработку- улучшение с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49-65; при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D<200 мм и ширине заготовки колеса S<125 мм. Принимаем примерно среднее значение твёрдости зубьев 51.

Допускаемое контактное напряжение вычисляем по формуле

где - предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев см. табл. 9.3 [3]

- допускаемый коэффициент безопасности (см.стр. 188 [3])

= 1,2

- коэффициент устойчивости, учитывающий влияние срока службы и нагрузки передачи (см. стр.188 [3])

- при длительной работе передачи

Допускаемое напряжение изгиба по формуле 9.42

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний (табл.9,3 [3])

- допускаемый коэффициент безопасности

- для зубчатых колёс из поковок и штамповок (см. стр. 190 [3])

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

=1 (переда нереверсивная)

- коэффициент долговечности; при длительно работающей передаче

(см. стр. 190 [3])

Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле 9.77 [3]



Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

(см. табл. 9,5 стр. 192 [3])

Внешний делительный диаметр колеса определяем по формуле 9.73 [3]

По таблице (9.7 стр. 211 [3]), принимаем по ГОСТу 12289-76

Ширина зубчатого венца в = 15мм

Расчётные коэффициенты:

Для прямозубых колес:

при коэффициент см. табл.9.5 [3]

Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [3])

Принимаем =3мм. (с.157 [3])

Число зубьев колеса и шестерни



Принимаем:

Фактическое передаточное число

= = = 2,5;

Отклонение = 0

Определяем углы делительных конусов по формуле 9,49 [3]

;

Основные геометрические размеры:

Внешний делительный диаметр шестерни и колеса

Внешнее конусное расстояние

Среднее конусное расстояние

т.к. размеры колеса увеличились , принимаем в=25мм.

Пригодность размера ширины зубчатого венца



Условие 25<29,9 соблюдается

Средний модуль

Средние делительные диаметры по формуле 9,55 [3]

Внешние диаметры вершин зубьев:

Средняя окружная скорость колёс и степень точности:

По таблице 9.1 [3] принимаем 8 степень точности

Силы в зацеплении определяем по формуле 9,57……9,59 [3]

Окружная сила на колесе и шестерне

= = = 634 Н

Радиальная сила на шестерне и осевая на колесе



Осевая на шестерне и радиальная на колесе

==tgsin = 6340,3640,371=85,6 H

Коэффициент динамической нагрузки

см. табл. 9.6 [3]

- т.к. не изменяется

Расчётное контактное напряжение по формуле 9,74 [3]

Контактная прочность зубьев обеспечивается

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле 9.46 [3]

Коэффициенты формы зуба находим интерполированием (см. стр.185 [3])

Принимаем коэффициенты (см. стр. 193 [3])

Расчётное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле 9.78 [3]



Расчётное напряжение изгиба в основании зубьев колеса:

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается

3. Расчёт цепной передачи

Мощность, передаваемая ведущей звёздочкой,

частота вращения об/мин

передаточное число

Наклон линии центров звёзд к горизонту . Передача с нереверсивным межосевым расстоянием. Срок службы

Число зубьев ведущей звёздочки определяется по формуле 13.4 [3]

принимаем:

Число зубьев ведомой звёздочки:

принимаем:

Условие соблюдается (см. стр. 276 [3])

Коэффициент влияния частоты вращения на износостойкость шарниров:



Для однородной цепи (см. стр. 278 [3])

Шаг цепи по формуле 3,16 [3]

По стандарту (табл. 13,1 [3]) принимаем цепь с шагом для которой проекция опорной поверхности шарнира .

Для выбранной цепи об/мин, (стр. 280 [3]), т.е. соблюдается

Скорость цепи по формуле 13.2 [3]

м/c

Окружная сила, передаваемая цепью по формуле 13.10 [3]

Согласно условиям работы, принимаем коэффициенты (см. стр. 278 [3])

- коэффициент динамической нагрузки

- коэффициент наклона линии центров звёздочек

- коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи (для нерегулируемых )

- при внутришарнирном смазывании

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, по формуле 13.14 [3]

Среднее давление в шарнирах цепи определяем по формуле (13.13 [3])

Принимаем срок службы передачи и коэффициент работоспособности

Допускаемое среднее давление определяем по формуле 13,15 [3]

где с=4-коэфициент работоспособности

=5…-срок службы передачи

Коэффициент влияния частоты вращения ведущей звёздочки на износостойкость шарниров цепи.

Т.к. , то износостойкость шарниров обеспечена

Массовое расстояние передачи определяется по формуле 13.6 [3]



Число зубьев цепи по формуле 13.7 [3]

принимаем

Межосевое расстояние можно не уточнять. Для провисания цепи назначаем

Силы, действующие на валы звёздочек, по формуле 13.12 [3]

Размеры ведущей звёздочки

Ступица звёздочки

длина ступицы

принимаем

толщина диска звёздочки -

где - расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15 [4])

Диаметры ведущей звёздочки:

делительной окружности

Наружной окружности

Где - диаметр ролика (см. табл. 7,15 [4])

4. Проектный расчёт валов редуктора

Расчёт ведущего вала

Принимаем допускаемое напряжение на кручение

Определяем диаметр выходного конца ведущего вала по формуле 14.1 [1]

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью муфты с валом электродвигателя , принимаем

Диаметр под подшипниками принимаем

Диаметр под шестерней (стр. 279 [4])

Расчёт ведомого вала

Учитывая, что выходной конец ведомого вала кроме крепления, испытывает изгиб от напряжения цепи, принимаем

По формуле 13.1 [3] определяем диаметр выходного конца вала (под ведущую звёздочку)

По стандарту принимаем ; 35 мм

Диаметр вала под подшипниками под зубчатым колесом

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений.

Длина выходного конца вала равна длине ступицы звёздочки:=48мм

Длина ступицы зубчатого колеса мм

Принимаем по стандарту

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

Шестерня коническая

Длина посадочного участка

Диаметр ступицы - выполняем шестерню без ступицы т.к. она имеет небольшие размеры

=83,92

=72,54мм

Колесо коническое

Колесо коническое, зубчатое, кованное

его размеры:

Диаметр ступицы

длина ступицы

принимаем

толщина обода

принимаем

толщина диска

принимаем

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего колеса корпуса и крышки

принимаем

нижнего пояса корпуса

Диаметры болтов:

§ фундаментных

принимаем болты с резьбой М20.

§ болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

мм

принимаем болты с резьбой М16

§ болтов, соединяющих крышку с корпусом

мм

принимаем болты с резьбой М12

7. Подбор подшипников для валов редуктора и проверка на долговечность

Намечаем для валов роликоподшипники однородные, лёгкой серии.

(см. табл. П7 [4]) ГОСТ 333-79

7206 - на ведущем валу

7207 - на ведомом валу

Условное обозн. подш.	d	D	T	C			Y
7206	30	62	17,25	31,5	22	0,36	1,64
7202	35	72	18,25	38,5	26	0,37	1,62

Силы, действующие в зацеплении:

Н - окружная сила

Н - радиальная сила на шестерне = осевой силе на колесе

Н - осевая сила на шестерне = радиальной на колесе

Из первой компоновки: мм; мм; мм

Ведущий вал

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz

Н

Н

Проверка:

Реакции опор определены правильно

Определяем в горизонтальной плоскости xz:

слева = 31,7

справа

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости xy



H

Н

Проверка:

реакции найдены верно

Определяем в плоскости xy:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Строим эпюру крутящего момента

Проверка долговечности подшипников ведущего вала.

Суммарные реакции:

H

H

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9 [4] подшипник редуктор шпоночный зацепление



H

H

здесь - параметр осевого нагружения подшипника 7206

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9,21 [4])

тогда H

H

Рассмотрим левый подшипник:

Отношение

поэтому следует учитывать осевую нагрузку

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 [2]

Для заданных условий (вращается внутреннее кольцо)

для конических подшипников при

x=0,4; y=1,64 (см. табл. 9.18 и П7 [4])

Эквивалентная нагрузка:



H = 0,88 kH

Расчётная долговечность, млн. об. по формуле 9.1 [4]

млн.об.

Расчётная долговечность в часах:

где n = 953 об/мин - частота вращения ведущего вала

Рассмотрим правый подшипник:

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают

Эквивалентная нагрузка

Расчётная долговечность, млн. об.

млн. об.



Расчётная долговечность в часах

час

Найденная долговечность приемлема.

Подшипники 7206 подходят

Из предыдущих расчётов:

Н - окружная сила

Н - радиальная сила

Н - осевая сила

H - окружная сила от цепи

Материал ведомого вала - сталь 40Х, диаметр заготовки не ограничен; твёрдость не менее НВ 200;

предел прочности МПа

Предел выносливости при изгибе:

МПа

Предел выносливости при симметричном цикле кручения:

МПа

Вращающий момент

Средний делительный диаметр колеса мм.

Вычерчиваем конструктивную и расчетную схему нагружения ведомого вала.

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости xz от силы

Н

Н

Проверка:

реакции найдены правильно

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Нм

Н

Определяем реакции в вертикальной плоскости xy от сил и

H

Т.к. получилось со знаком минус, то изменяем её направление на схеме

Н

Проверка:

Реакции опор определены правильно.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Определяем реакции опор от консольной силы

Н

H

Проверка:

Реакции найдены верно

Строим эпюру изгибающих моментов от силы

= -38,33

=

Строим эпюру крутящего момента

Суммарные радиальные реакции.

Н

Н

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле 9.9 [2]

Н

Н

где - для подшипников 7207 (см. П7 [4])



Определяем суммарный изгибающий момент под колесом коническим.

Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Т.к. подшипник С более нагружен, чем А, то проверяем на долговечность только его.

Осевые нагрузки подшипников (по табл.9.21 [4])

тогда Н

Н

Отношение

Осевую нагрузку не учитываем

Эквивалентная нагрузка:

H = 1,65Kн

где: V=1 - коэффициент при вращающем внутреннем кольце подшипника.

(см. табл. 9.19 и стр. 212 [4])



Расчётная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчётная долговечность в часах:

час

Подшипники 7207 приемлемы

8. Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений редуктора

Размеры сечений шпонок и глубину паза вала выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78 (табл. 5.1 стр. 98 [3]).

Длину шпонки принимают конструктивно на 5-10 мм меньше длины ступицы и согласовывают со стандартом.

Призматическая шпонка для создания ведущего вала с шестернёй 10825 ГОСТ 23360-78.

Глубина паза вала мм; ступицы мм

Шпонка для соединения вала с полумуфтой 8Ч736 ГОСТ 23360-78

Проверяем шпонку на смятие под шестерней

(см.стр.170 [4])

где - окружная сила, передаваемая шпонкой.



- площадь смятия

Нм - передаваемый вращающий момент;

- рабочая длина шпонки.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и основной нагрузке

[] = 100 Мпа

МПа < 100 МПа

Шпонка 10825 ГОСТ 23360-78. Напряжение смятия выдерживает. Вторую шпонку 8 можно не рассчитывать , т.к. площадь смятия больше.

Ведомый вал

На ведомом валу установлены 2 шпонки:

Первая - для соединения ведомого вала с коническим зубчатым колесом.

Шпонка призматическая для мм

по ГОСТ 23360-78 (табл. 5.1 [3])

; мм

Вторая - для соединения ведомого вала со ступицей звёздочки при мм принимаем шпонку призматическую.

10Ч8Ч36; мм;

Расчитываем на смятие шпонку под звездочкой

МПа < []=100МПа

Шпонка напряжение смятия выдерживает.

9. Подбор муфты и её проверочный расчёт

Для соединения вала электродвигателя мм и ведущего вала редуктора мм, принимаем муфту упругую со звёздочкой ГОСТ 14084-76, которая передаёт вращающий момент до 125 Н, а у нас т.е муфта будет работать с большим запасом.

Муфта упругая со звёздочкой 125-32-1-25-2-Уз ГОСТ 14084-76.

10. Проверочный расчет валов редуктора на усталостную прочность

Ведущий вал

В соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов и наличии концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчёту на усталость.

Опасным является сечение под правым подшипником (1).

Проверяем сечение вала I-I

суммарный изгибающий момент в сечении I-I



Крутящий момент в сечении I-I

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

Материал вала - сталь 45 нормализированная,

МПа - предел прочности (табл.3,3 [4])

пределы выносливости

Определяем момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу:

где - суммарный изгибающий момент

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

= 1,96 (см. табл.8.2 стр.163 [4])

(см. стр. 166 табл. 8,8 [4]) - масштабный фактор для нормальных напряжений

Определяем амплитуду касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу:

МПа

где - момент сопротивления кручению

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(табл.8.2 [4])

(табл.8.8 [4])

(стр.166 [4])

(стр.162 [4])

Выполняем уточнённый проверочный расчёт по формуле 8,17 [4]

Ведомый вал.

В соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов и наличием концентрации напряжений, устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на усталость. Таких сечений 2:

I-I - под серединой зубчатого колеса

II - II - под правым подшипником

Проверяем сечение I - I (учитываем только наличие шпоночного паза, как наиболее опасного концентратора напряжений)

Суммарный изгибающий момент = 66,2 Нм крутящий момент в сечении Нм

Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза (см. сечение Б-Б).

Полярный момент сопротивления:

Определяем амплитуду нормальных напряжений, изменяющихся по симметричному циклу:

МПа

Среднее напряжение цикла (при симметричном цикле).

Определяем амплитуду касательных напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу:

МПа

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом. Коэффициент снижения предела выносливости определяем по формуле:

где по (табл.1.2 стр. 22 [3]) получаем линейной интерполяцией:

(табл. 1,5 [3])

(табл. 1,3 [3])

(табл. 1.6 [3])

Пределы выносливости для ведомого вала:

Мпа

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по формуле 1.9 [3]:

где коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

и по касательным напряжениям:

Прочность вала обеспечена.

11. Выбор посадок основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в (табл.10.13 [4])

Посадка зубчатых колёс на вал по ГОСТ 25347 - 82

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к 6. Отклонения в стаканах редуктора под наружные кольца подшипников - Н7

Посадки стаканов в корпус редуктора

Посадки крышек подшипников в стаканы редуктора отклонение выходного конца ведущего вала - h6; посадки мазеудерживающих колец на вал

12. Смазка зацеплений и подшипников редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По (табл.10,8 [4]) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и средней скорости V=3,62 м/с, вязкость масла принимается ~

По (табл.10.10 [4]) принимаем масло индустриальное И-50А по

ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластинчатым смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже редуктора.

Сорт смазки выбираем по (табл. 9,14 [4]) - солидол марки УС-2 по

ГОСТ 1033-79.

Для уплотнения сквозных крышек редуктора принимаем монтажные уплотнения, подбирая их по диаметру вала.

Для выходного конца вала выбираем манжету резиновую армированную

Для ведущего вала ГОСТ 8752-79.

Для ведомого вала выбираем манжету ГОСТ 8752-79

(см. стр. 209 [4]).



13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают роликовые конические подшипники с распорным кольцом между ними и мазеудерживающие кольца; подшипники предварительно нагревают в масле до . Затем устанавливают распорное кольцо и затягивают подшипники гайкой.

С правой стороны закладывают в вал шпонку и запрессовывают коническую шестерню до упора.

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и вал устанавливают в металлический стакан, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки. Предварительно в крышку устанавливают манжету.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно, и с другой стороны, чтобы в подшипниках не было зазоров.

Создание в подшипниках зазоров оптимальной величины производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может состоять из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором монтируют узел ведущего вала редуктора.

Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок , устанавливаемых под фланцы стаканов.

Стакан с ведущим валом устанавливают в корпус редуктора, предварительно покрывая поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком. Посадка стакана в корпус должна быть с зазором или с небольшим натягом.

На ведомый вал надевают колесо коническое, предварительно заложив в вал шпонку, затем мазеудерживающие кольца и напрессовывают подшипники, предварительно разогретые в масле. Затем устанавливают вал в стаканы, одевают распорные кольца, закладывают в подшипниковые камеры пластинчатую смазку и крышки подшипников устанавливают в корпус редуктора.

Зубчатое зацепление регулируют набором металлических прокладок, установленных между фланцем стакана ведущего колеса и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками на ведомом валу, которые могут изменять расположение зубчатого колеса.

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой, для уплотнения которой под неё ставят прокладку из технического картона.

Маслоспускное отверстие внизу корпуса закрывают пробкой и уплотняют прокладкой из маслостойкой резины.

На конец ведомого вала закладывают шпонку, устанавливают звёздочку и закрепляют её торцевым креплением.

Винт торцового крепления стопорят планкой.

Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами M20.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной ТУ.



Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т. - М.: Машиностроение, 1982.

2. Боголюбов С.К. Инженерная графика - М.: Машиностроение, 2002.

3. Фролов М.И. Техническая механика: Детали машин - М.: Высшая школа, 1990.

4. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Маши-ностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru