|  СОДЕРЖАНИЕ
1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 3
1.1 Мощность на валах. 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
1.6 Проектный расчет валов. 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
5.3 Выбор подшипников. 17
5.4 Длины участков валов. 18
6 РАСЧЕТ ВАЛОВ.. 18
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 РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ.. 23
8.1 Расчет шпоночных соединений. 23
8.2 Выбор муфты.. 24
9 ВЫБОР СМАЗКИ.. 26
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
где  -три пары подшипников;
 -КПД ременной передачи;
 -КПД зубчатой передачи;
 -КПД муфты;
 ,
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
 
где  - передаточное число ременной передачи,
 - передаточное число редуктора (коробки передач).
 ;
 ;
=2,5;
 ;
 
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
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; SH
1
=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; SH
2
=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.
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:
 
Делительные диаметр
ы.
Шестерни: 
Колеса: 
Диаметр вершин:
Шестерни: 
Колеса: 
Диаметр впадин:
Шестерни: 
Колеса: 
Проверка межосевого расстояния:
По формуле 8.29/2/
где  - коэффициент повышения нагрузки.
По формуле 8.28/2/
 - коэффициент неравномерной нагрузки.
 - коэффициент динамической нагрузки;
 - угол зацепления;
 ;
По таблице 8.3/2/ принимаем 
По таблице 8.7/2/ 
 (/2/,стр.142)
По формуле 8.25/2/
 
 прочность по контактному напряжению выполняется.
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
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; SH
1
=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; SH
2
=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.
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.
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
а) для быстроходного вала:
 (формула 3.1/1/)
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
.
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:
.
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.
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 РАСЧЕТ ВАЛОВ
 
 
 
 
1)
x1
=0 Mx
1
=0;
x1
=137,5мм Mx
1
=0;
Mx
2
=YA
∙x2
x2
=0 Mx
2
=0;
x2
=48мм Mx
2
=405,22∙48∙10-3
=19,45Нм;
Mx
3
=YA
∙(x3
+48)-Fr
∙x3
x3
=0 Mx
3
=405,22∙48∙10-3
-810,44∙0∙10-3
=19,45Нм ;
x3
=63мм Mx
3
=405,22(48+48)∙10-3
-810,44∙48∙10-3
=0 ;
2) Mx
1
= FМ
∙x1
;
x1
=0 Mx
1
=0;
x1
=137,5мм Mx
1
=1677,05∙137,5∙10-3
=230,59Hм;
Mx
2
= FМ
∙(x2
+137,5)+ ZA
∙x2
x2
=0 Mx
2
= =1677,05∙137,5∙10-3
=230,59Hм;
x2
=36мм Mx
2
=1677,05(137,5+48)∙10-3
-3157,54∙48∙10-3
=159,61Hм;
Mx
3
= FМ
∙(x3
+137,5+48)+ ZA
∙( x3
+48)-FМ
∙x3
x3
=0 Mx
3
=1677,05(137,5+48)∙10-3
-3157,54∙48∙10-3
=159,61Hм;
x3
=63мм Mx
3
=1677,05(137,5+48+48)∙10-3
-3157,54∙(48+48)∙10-3
-1884.82∙48=0.
6.1.2 Определение суммарных изгибающих моментов:
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.
 а)
 
б)
7 Р
АСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
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
.
Fr
0
+ Yo
.
Fa
0
(формула16.33 [2])
где
Fr
0
=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.
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
–коэфф ициент 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
.
Fr
0
+ Yo
.
Fa
0
(формула16.33 [2])
где Fr
0
=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 РАСЧЕТ 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.
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.
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.
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
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.
|
