Проектирование зубчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчет привода

Проведем кинематический анализ схемы привода [1].

Привод содержит две ступени передач:

быстроходная степень редуктора, состоящая из двух зубчатых цилиндрических косозубых колес (1 и 2) передающих мощность от первого вала (I) ко второму (II).

тихоходная ступень редуктора, которая состоит из двух зубчатых цилиндрических косозубых колес (3 и 4) передающих мощность от второго вала (II) к третьему (III).

Вычислим мощность на приводном валу (вал IV) звездочки (мощность полезных сил сопротивления на звездочке):

Р_вых = Р_IV = FV/1000 = 3250 0,75 / 1000 = 2,44 (кВт). (1)

Определим общий коэффициент полезного действия:

_{о = пспкпкпкцкпцкп} = 0,98 0,99³ 0,97² = 0,89 (2)

где _пс - к.п.д. пары подшипников скольжения;

_пк - к.п.д. пары подшипников качения;

_цкп - к.п.д. цилиндрической косозубой передачи.

Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления):

Р_пот = Р_вых / _о = 2,44 / 0,89 = 2,73 (кВт). (3)

Частота вращения звездочки (четвертого вала)

n_вых = n_IV = V601000/(zp) (4)

n_IV = 0,75601000/(8 125) = 45 (об/мин).

Определим ориентировочное передаточное число привода, назначая передаточные числа отдельных ступеней:

U_o' = U₁'U₂' = 55 = 25 (5)

где U₁' - ориентировочное значение предаточного числа тихоходной ступени редуктора.

U₂' - ориентировочное значение предаточного числа быстроходной ступени редуктора;

Найдем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя

n_дв' = n_выхU_o' = 45 25 = 1125 (об/мин). (6)

По расчетным значениям Р_пот = 2,73 кВт и n_дв'= 1125 об/мин выбираем электродвигатель 4А112МА6У3, мощность которого Р_дв = 3 кВт, частота вращения n_дв = 955 об/мин, отношения Т_п / T_н = 2,0 и Т_max / T_н = 2,5.

Определяем передаточное число редуктора:

U_р = n_дв/n_вых = 955/45 21,22. (7)

Общее передаточное число редуктора разобьем на передаточные числа быстроходной U₁ и тихоходной U₂ ступеней:

U₁ = 0,8 ³ U_p ² - 0,015 U_p = 5,8 (8)

U₂ = U_p/U₁ = 21,22/5,8 = 3,66 (9)

Определим частоты вращения валов привода:

Для первого вала n₁ = n_дв = 955 об/мин;

Для второго вала n₂ = n₁/ U₁ = 955/5,8 164,655 об/мин;

Для третьего вала n₃ = n₂/U₂= 164,655/3,66 = 45 об/мин;

Мощности на валах определяем с учетом потерь в элементах привода. Мощность на валу двигателя принимаем равной потребной мощности.

Р_дв = Р_пот = 2,73 кВт;

Мощность на первом валу

P_I = P_{двцкппк} = 2,730,990,97=2,62 кВт;

Мощность на втором валу

Р_II = Р_Iцкппк = 2,620,990,97 = 2,52 кВт;

Мощность на третьем валу

Р_III = Р_IIпк = 2,520,99 = 2,49 кВт;

Мощность на четвертом валу

Р_IV = Р_IIIпс = 2,490,98 = 2,44 кВт.

Определим вращающие моменты на валах, момент на i вычисляем по формуле:

Т = 9550Р_i/n_i (10)

T₁ = 95502,62/955 = 26,2 Нм;

T₂ = 95502,52/164,655 = 146,2 Нм;

T₃ = 95502,49/45 = 528,4 Нм;

T₄ = 95502,44/45 = 517,8 Нм.

Результаты кинематического расчета приведены в таблице 1.

Таблица 1

Результаты кинематического расчета

Расчетный параметр	Номер вала
	I	II	III
Передаточное число	5,8	3,66
Частота вращения, об/мин	955	164,655	45
Передаваемая мощность, кВт	2,62	2,52	2,49
Вращающий момент, Нм	26,2	164,2	528,4

2. Расчет передач зацеплением

Материалы для изготовления зубчатых колес выбираются в зависимости от требований предъявляемых к размерам и массе передачи, а также в зависимости от мощности, окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.

Практикой эксплуатации и исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью, а следовательно, и наименьшие габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке.

Допускаемые контактные напряжения [_H1] для шестерни и [_H2] для колеса определяем по формуле [2]:

[_Hi] = (_Hlimbi/S_Hi)Z_kiK_Hli (11)

где _Hlimb - предел контактной выносливости, МПа;

S_H - коэффициент безопасности;

Z_k - коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев;

K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = ⁶N_HO/N_HE 1, но 2,4 (12)

где N_HO - базовое число циклов напряжений;

N_HE - эквивалентное число циклов напряжений при работе передачи с переменными нагрузками:

N_HE = 60nct_h[(T_i/T_max)³t_hi/t_h] (13)

где T_max - максимальный из длительно действующих вращающих моментов, передаваемым колесом за весь срок службы передачи;

T_i - передаваемый зубчатым колесом вращающие моменты в течение времени t_hi;

c - число зубчатых колес, находящихся в зацепление с рассчитываемым;

n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса;

t_h - продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы в часах.

t_h= L_летK_год365K_сут24 (14)

t_h = 50,453650,2924 = 5716 часов

Допускаемые напряжения [_F1] для шестерни и [_F2] для колеса определяем при расчете на усталость при изгибе по формуле:

[_Fi] = (_Flimbi/S_Fi)Y_RiK_FliK_FC (15)

где _Flimb - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

S_F - коэффициент безопасности;

Y_R - кэффициент, учитывающий шероховатость переходных поверхностей зубьев;

K_FC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, K_FC =1, для односторонней нагрузки

K_FL - коэффициент долговечности

При НВ < 350, а также для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью

K_FL = ⁶N_FO/N_FE 1, но 2 (16)

При НВ > 350, а также для зубчатых колес с не шлифованной переходной поверхностью

K_FL = ⁶N_FO/N_FE 1, но 1,6 (17)

где N_FO - базовое число циклов напряжений N_FO = 410⁶;

N_HE - эквивалентное число циклов напряжений при работе передачи с переменными нагрузками:

N_HE = 60nct_h[(T_i/T_max)^mt_hi/t_h] (18)

Где m =6 при НВ <350; m=9 при НВ>350.

Расчет первой передачи

Расчет на контактные напряжения

Расчет для шестерни:

N = 60nct_пик = 6095510,0035716 9,810⁵ > 510⁴,

следовательно T_max = T_пик

N_HE = 60nct_h(Ti/T_max)³(t_hi/t_h)

N_HE = 6095515716[1³0,003 + 0,625³0,2 + 0,375³0,8] 3,110⁷ циклов.

Выбираем:

N_HO = 6,8 млн. циклов; HRC = 45, HB = 450.

В соответствии с этим выбираем материал:

Сталь 40Х (закалка ТВЧ)

_T = 1300 Мпа, _В = 1600 Мпа, _Hlimb1 = 565 Мпа, _Flimb1 = 800 МПа,

S_H = 1,2; S_F = 2; Y_R = 1,1.

K_HL= ⁶ N_HO /N_HE = ⁶6,8/3,1 = 1,14.

[_H1] = (565/1,2)11,14 = 536 МПа.

Расчет для колеса:

N = 60nct_пик = 6016510,0035716 1,710⁵ > 510⁴,

следовательно T_max=T_пик

N_HE = 60nct_h(Ti/T_max)³(t_hi/t_h)

N_HE = 6016515716[1³0,003 + 0,625³0,2 + 0,375³0,8] 5,310⁶ циклов

Выбираем

N_HO = 10 млн. циклов; HB = 200.

В соответствии с этим выбираем материал:

Сталь 45 (нормализация)

_T = 320 Мпа, _В = 580 Мпа, _Hlimb2 = 330 Мпа, _Flimb2 = 360 МПа,

S_H = 1,1; S_F = 2; Y_R=1,2.



K_HL= ⁶ N_HO /N_HE =⁶10/5,3 = 1,11

[_H2] = (330/1,1)11,11 = 333 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых передач

[_H] = 0,45([_H1] + [_H2]) = 0,45(536 + 333) 391 МПа,

391 < 1,23[_H]_min = 1,23333 = 410 МПа. (19)

Расчет на усталость при изгибе

Расчет для шестерни:

N_FE = 60nct_h(Ti/T_max)⁹(t_hi/t_h)

N_FE = 6095515716[1⁹0,003 + 0,625⁹0,2 + 0,375⁹0,8] 210⁶ циклов.

N_FO = 4 млн. циклов;

K_FL= ⁹ N_FO /N_FE 1 = ⁹4/2 1,08.

[_F1] = (800/2)11,081 = 475 МПа.

Расчет для колеса:

N_FE = 60nct_h(Ti/T_max)⁶(t_hi/t_h)

N_FE = 6016515716[1⁶0,003 + 0,625⁶0,2 + 0,375⁶0,8] 1,610⁶ циклов.

N_FO = 4 млн. циклов;

K_FL= ⁶ N_FO /N_FE 1 = ⁶4/1,6 1,16.

[_F1] = (360/2)1,21,171 = 253 МПа.

Из расчета на контактную прочность зубьев устанавливают размеры зубчатой передачи, при которых предупреждается ее преждевременный выход из строя из-за разрушения рабочих поверхностей зубьев.



Межосевое расстояние определяем по формуле:

a_w = K_a(U+1)³(T₂K_H)/(_baU²[_H]²) (20)

где K_a - вспомогательный коэффициент, для стальных косозубых колес К_а = 430;

U - передаточное число;

T₂ - вращающий момент на колесе, Нм;

_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (таблица 3 [2]);

K_H - коэффициент учитывающий рапределений нагрузки по ширине зубчатого венца (таблица 4 [2]).

_bd = 0,5_ba(U+1) = 0,50,25(5,8+1) 0,85.

U = 5,8; T₂ = 146,2 Hм; _ba = 0,25; K_H= 1,06.

a_w = 430(5,8+1)³(146,21,06)/(0,25 5,8² 391²) 144 мм.

Расчетное значение округляем по стандартному ряду a_w = 160 мм.

Геометрический расчет передачи представлен в таблице 2.

Таблица 2

Параметры второй передачи

Параметр	Обозн.	Расчетная формула	Числовое выражение
Межосевое расстояние, мм	аw		160
Передаточное число	U		5,8
Ширина колеса, мм	b2	b2 = awba	b2 = 1600,25 = 40
Ширина шестерни, мм	b1	b1 = b2 + 4	b1 = 40 + 4 = 44
Модуль нормальный	mn	mn = 0,0125aw	mn = 0,0125160 = 5
Угол наклона линии зуба, град	'	'=arcsin(3,5mn/b2)	'=arcsin(3,52/40)= 10,08
Суммарное число зубьев	Z	Z'=2awcos(')/mn, округлить	Z=2160, Cos (10,08)/2 = 157
Действительный угол наклона зуба, град		= arccos(Zmn/(2aw))	= arccos(1572/(2160)) = 11,11
Число зубьев шестерни	Z1	Z1' = Z/(U+1), округлить	Z1' = 157/(5,8+1) = 23
Число зубьев колеса	Z2	Z2 = Z - Z1	Z2 = 157 - 23 = 134
Фактическое передаточное число	Uф	Uф = Z2/Z1	Uф = 134/23 = 5,83
Отклонение передаточного числа	U	U = 100%(Uф - U) /U < 4%	U = 100%(5,83 - 5,8)/5,8 = 0,5%
Относительное смещение	X	При Z >17, X=0
Делительные диаметры, мм	d	d1 = mnZ1/cos d2 = mnZ2/cos	d1 = 223/cos(11,11) = 46,879 d2 = 2134/cos(11,11) = 273,119
Диаметры вершин, мм	da	da1 = d1 + 2mn da2 = d2 + 2mn	da1 = 46,879 + 4 = 50,879 da2 = 273,119 + 4 = 277,119
Диаметры впадин, мм	df	df1 = d1 - 2,5mn df2 = d2 - 2,5mn	df1 = 46,879 - 5 = 41,879 df2 = 273,119 - 5 = 268,119

Рассчитаем кинематические параметры передачи

Окружная скорость в зацепление:

V = d₁n₁/60000 = 3,14 46,879 955 / 60000 = 2,34 м/с.

Вычисляем усилия в зацеплении:

Окружная

F_t = 2T₂1000/d₂ = 2146,21000/273,119 = 1071 Н,

Радиальная

F_r = F_ttg/cos= 1071tg 20/cos11,11 = 397 H,

Осевая

F_a = F_ttg = 1071tg 11,11 = 210 H.



Проверочный расчет на контактную выносливость:

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле

_H = K[(U+1)/a_wU](U+1)T₂K_HK_HK_HV1000/b₂< [_H], (21)

где K - числовой коэффициент (К= 270);

K_H - коэфициент учитывающий распределение нагрузки

K_H = 1,09 (таблица 9 [2]);

K_HV - коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении (таблица 10 [2]).

K_HV = 1,02

_H=270[(5,83+1)/1605,83](5,83+1)146,21,091,061,021000/40 =

= 339 МПа < 391 МПа.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба шестерни определяется по формуле

_F1 = K_FK_FK_FVY_F1YF_t /(b₁m_n) < [_F1] (22)

где K_F - коэффициент учитывающий распределение нагрузки (таблица 9[2]);

K_F - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба (таблица 4[2]);

K_FV - коэффициент динамической нагрузки (таблицы 11[2]);

Y_F1 - коэффициент формы зуба шестерни, определяемый в зависимости от коэффициента смещения X и числа зубьев прямозубой шестерни или эквивалентного числа зубьев косозубой Z' = Z/cos (таблица 12[2]);

Y - коэффициент учитывающий повышение изгибой прочности косого зуба по сравнению с прямым Y = 1 /140.

_F1 = 0,91 1,11 1,02 3,9 0,92 1071 / (44 2) = 45 < 475 МПа.

_F2 = _F1(Y_F2/Y_F1) < [_F2]

_F2 = 45(3,62/3,9) = 42 < 252 МПа.

Таблица 3

Расчет измерительных размеров

	Постоянная хорда Sc	Высота до постоянной хорды hc
Шестерня	(0,5cos2+X1sin2)mn = 0,5cos2202 = 2,774	0,5(da1 - d1 - Sc1tg) = 0,5(50,879 - 46,879 - 2,774tg20 = 1,495
Колесо	(0,5cos2+X2sin2)mn= 0,5cos220 2 = 2,774	0,5(da2 - d2 - Sc2tg) = 0,5(277,119 - 273,119 - 2,774tg20 = 1,495

Расчет второй передачи

Расчет на контактные напряжения

Расчет для шестерни:

N = 60nct_пик = 6016510,0035716 1,710⁵ > 510⁴,

следовательно T_max = T_пик.

N_HE= 60nct_h(Ti/T_max)³(t_hi/t_h)

N_HE= 6016515716[1³0,003 + 0,625³0,2 + 0,375³0,8] 5,310⁶ циклов.

Выбираем:

N_HO = 10 млн. циклов; HB = 200.

В соответствии с этим выбираем материал:

Сталь 45 (нормализация).

_T = 320 Мпа, _В = 580 Мпа, _Hlimb1 = 330 Мпа, _Flimb1 = 360 МПа,

S_H = 1,1; S_F = 2; Y_R = 1,2.

K_HL= ⁶ N_HO /N_HE = ⁶10/5,3 = 1,11.

[_H1] = (330/1,1)11,11 = 333 МПа.

Расчет для колеса:

N = 60nct_пик = 604510,0035716 4,610⁴ < 510⁴,

следовательно T_max=T_Н

N_HE = 60nct_h(Ti/T_max)³(t_hi/t_h)

N_HE = 60 4515716[1³0,2 + 0,6³0,8] 5,810⁶ циклов

Выбираем

N_HO = 10 млн. циклов; HB = 200.

В соответствии с этим выбираем материал:

Сталь 45 (нормализация)

_T = 320 Мпа, _В = 580 Мпа, _Hlimb2 = 330 Мпа, _Flimb2 = 360 МПа,

S_H = 1,1; S_F = 2; Y_R=1,2.

K_HL= ⁶ N_HO /N_HE =⁶10/5,8 = 1,10.

[_H2] = (330/1,1)11,10 = 330 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых передач

[_H] = 0,45([_H1] + [_H2]) = 0,45(333 + 330) 298 МПа,

298 < 1,23[_H]_min = 1,23333 = 410 МПа.

Расчет на усталость при изгибе

Расчет для шестерни:

N_FE = 60nct_h(Ti/T_max)⁶(t_hi/t_h)

N_FE = 604515716[1⁶0,003 + 0,625⁶0,2 + 0,375⁶0,8] 1,010⁶ циклов.

N_FO = 4 млн. циклов;

K_FL= ⁶ N_FO /N_FE 1 = ⁶4/1 1,26.

[_F1] = (360/2)1,21,261 = 272 МПа.

Расчет для колеса:

N_FE = 60nct_h(Ti/T_max)⁶(t_hi/t_h)

N_FE = 604515716[1⁶0,2 + 0,6⁶0,8] 3,710⁶ циклов.

N_FO = 4 млн. циклов;

K_FL= ⁶ N_FO /N_FE 1 = ⁶4/3,7 1,01.

[_F1] = (360/2)1,21,011 = 218 МПа.

Из расчета на контактную прочность зубьев устанавливают размеры зубчатой передачи, при которых предупреждается ее преждевременный выход из строя из-за разрушения рабочих поверхностей зубьев.

Межосевое расстояние определяем по формуле:

a_w = K_a(U+1)³(T₂K_H)/(_baU²[_H]²)

где K_a - вспомогательный коэффициент, для стальных косозубых колес К_а = 430;

U - передаточное число;

T₂ - вращающий момент на колесе, Нм;

_ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (таблица 3 [2]);

K_H - коэффициент учитывающий рапределений нагрузки по ширине зубчатого венца (таблица 4 [2]).

_bd = 0,5_ba(U+1) = 0,50,3(3,66 +1) 0,7.

U = 3,66; T₂ = 528,4 Hм; _ba = 0,3; K_H= 1,04.

a_w = 430(3,66+1)³(528,41,04)/(0,3 3,66² 298²) 231 мм.

Расчетное значение округляем по стандартному ряду a_w = 250 мм.

Геометрический расчет передачи представлен в таблице 4.

Таблица 4

Параметры второй передачи

Параметр	Обозн.	Расчетная формула	Числовое выражение
Межосевое расстояние, мм	аw		250
Передаточное число	U		3,66
Ширина колеса, мм	b2	b2 = awba	b2 = 2500,3 = 75
Ширина шестерни, мм	b1	b1 = b2 + 5	b1 = 75 + 5 = 80
Модуль нормальный	mn	mn = 0,016aw	mn = 0,016250 = 4
Угол наклона линии зуба, град	'	'=arcsin(3,5mn/b2)	'=arcsin(3,54/75)= 10,76
Суммарное число зубьев	Z	Z'=2awcos(')/mn округлить	Z=2250cos(10,76)/4 = 122
Действительный угол наклона зуба, град		=arccos(Zmn/(2aw))	= arccos(1224/(2250))=12,58
Число зубьев шестерни	Z1	Z1 = Z/(U+1), округлить	Z1 = 122/(3,66+1) =26
Число зубьев колеса	Z2	Z2 =Z Z1	Z2 = 122 - 26 = 96
Фактическое передаточное число	Uф	Uф = Z2/Z1	Uф = 96/26 = 3,69
Отклонение передаточного числа	U	U= 100%(Uф - U) /U < 4%	U= 100%(3,69 - 3,66)/3,66 = 0,8%
Относительное смещение	X	При Z >17, X=0
Делительные диаметры, мм	d	d1= mnZ1/cos d2 = mnZ2/cos	d1=426/cos(12,58) = 106,558 d2=496/cos(12,58) = 393,446
Диаметры вершин, мм	da	da1 = d1 + 2mn da2 = d2 + 2mn	da1 = 106,558 + 8 = 114,558 da2 = 393,446 + 8 = 401,446
Диаметры впадин, мм	df	df1 = d1 - 2,5mn df2 = d2 - 2,5mn	df1 = 106,558 - 10 = 96,558 df2 = 393,446 - 10 = 383,446



Рассчитаем кинематические параметры передачи

Окружная скорость в зацепление:

V = d₁n₁/60000 = 3,14 106,588 164,655 / 60000 = 0,9 м/с.

Вычисляем усилия в зацеплении:

Окружная

F_t =2T₂1000/d₂ = 2528,41000/393,446 = 2686 Н,

Радиальная

F_r = F_ttg/cos= 2686tg 20/cos12,58= 1002 H,

Осевая

F_a = F_ttg = 2686tg 12,58 = 599 H.

Проверочный расчет на контактную выносливость:

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле

_H = K[(U+1)/a_wU](U+1)T₂K_HK_HK_HV1000/b₂< [_H],

где K - числовой коэффициент (К= 270);

K_H - коэфициент учитывающий распределение нагрузки

K_H = 1,09 (таблица 9 [2]);

K_HV - коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении (таблица 10 [2]).

K_HV = 1,01.

_H=270[(3,69+1)/2503,69](3,69+1)528,41,091,041,011000/75 =

= 267 МПа < 298 МПа.

Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение на переходной поверхности зуба шестерни определяется по формуле

_F1 = K_FK_FK_FVY_F1YF_t /(b₁m_n) < [_F1]

где K_F - коэффициент учитывающий распределение нагрузки (таблица 9[2]);

K_F - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба (таблица 4[2]);

K_FV - коэфициент динамической нагрузки (таблицы 11[2]);

Y_F1 - коэффициент формы зуба шестерни, определяемый в зависимости от коэффициента смещения X и числа зубьев прямозубой шестерни или эквивалентного числа зубьев косозубой Z' = Z/cos (таблица 12[2]);

Y - коэффициент учитывающий повышение изгибой прочности косого зуба по сравнению с прямым Y = 1 - /140.

_F1 = 0,91 1,07 1,03 3,9 0,91 2686 / (80 4) = 30 < 272 МПа.

_F2 = _F1(Y_F2/Y_F1) < [_F2]

_F2 = 30(3,6/3,9) = 28 < 218 МПа.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузке моментом:

_Hmax=_HT_пик/T_max =2671,6 = 338 Мпа < [_Hmax]

где _H и T_max - соответственно расчетные напряжения и момент по контактной выносливости зубьев;

[_Hmax] - предельное допускаемое напряжение.

[_Hmax] =2,8_T = 2,8320 = 896 МПа.

Максимальные напряжения изгиба:

_Fmax=_FT_пик/T_max < [_Fmax]

где _F и T_max - соответственно расчетные напряжения и момент при расчете на усталость;

[_Fmax] - предельное допускаемое напряжение изгиба.

[_F2max] =0,8_Т = 0,8320 = 256 МПа,

[_F1max] =0,8_Т = 0,8320 = 256 МПа,

_F1max = 301,6 = 48 МПа < [_F1max]

_F2max = 281,6 = 45 МПа < [_F2max]

Таблица 5

Расчет измерительных размеров

	Постоянная хорда Sc	Высота до постоянной хорды hc
Шестерня	(0,5cos2+X1sin2)mn = 0,5cos2205 = 6,935	0,5(da1 - d1 - Sc1tg) = 0,5(8 - 6,935tg20) = 2,738
Колесо	(0,5cos2+X2sin2)mn= 0,5cos2205 = 6,935	0,5(da1 - d1 - Sc1tg) = 0,5(8 - 6,935tg20) = 2,738

3. Предварительный расчет валов

Определяем диаметр вала по формуле [3]:

d = ³T/(0,2[]), (23)

где T - крутящий момент передаваемый валом;

[] - допускаемые напряжения 15…30 МПа, меньшее значение относится к входным валам, а большее к выходным.

1. Входной вал:

d_В = ³26,21000/(0,220) 20 (мм);

Диаметр вала электродвигателя d_д = 32 мм; поэтому принимаем диаметр консольной части вала d₁ = 32 мм.

По таблице 2 [3]: t = 2,2; r = 2,0; f = 1,0.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Конструкция ведущего вала

d₁ = 32 d_n = 35 d_n = 40 d_n = 40 d_n = 35

Определяем диаметры участков вала:

d_n = d_В + 2t = 32 + 22,2 = 36,4, принимаем d_n = 35 мм,

d_n = d_В + 3,2r = 32 + 3,22,0 = 38,4, принимаем d_n = 40 мм.

2. Промежуточный вал:

d₂ = ³146,21000/(0,225) = 30,8 мм, принимаем d₂ = 32 мм.

по таблице 2 [3]: t = 2,5; r = 2,5; f = 1,2.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2. Конструкция промежуточного вала

d_n = 25 d_k = 32 d_k = 36 d_n = 32 d_n = 25

Определяем диаметры участков вала:

d_k = d₂ = 32 мм,

d_k = d_k + 3f = 32 + 31,2 = 35,6, принимаем d_k = 36 мм.

d_n = d_k - 3,2r = 32 - 3,22,5 = 24,0, принимаем d_n = 25 мм,

d_n = d_n + 3,2r = 25 + 3,22,5 = 33, принимаем d_n = 32 мм.

3. Выходной вал:

d₃ = ³528,41000/(0,230) = 45,5 мм, принимаем d₃ = 45 мм.

по таблице 2 [3]: t = 2,8; r = 3,0; f = 1,6.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3. Конструкция выходного вала

d_n = 52 d_k = 60 d_k = 55 d_n = 52 d₃ = 45

Определяем диаметры участков вала:

d_n = d₃ + 2t = 45 + 22,8 = 50,6, принимаем d_n = 55 мм,

d_n = d_n + 3,2r = 55 + 3,23,0 = 64,6 принимаем d_n = 65 мм.

d_k > d_n, d_k = 70 мм,

d_k = d_k + 3f = 70 + 31,6 = 74,8 принимаем d_n = 75 мм.

4. Приводной вал:

d₄ = ³517,81000/(0,230) = 44,2 мм, принимаем d₄ = 45 мм.

по таблице 2 [3]: t = 2,8; r = 3,0; f = 1,6.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4. Конструкция приводного вала

d₄ = 45 d_n = 50 d_k = 60 d_k = 50 d_n = 50

Определяем диаметры участков вала:

d_n = d₄ + 2t = 45 + 22,8 = 50,6 принимаем d_n = 50 мм,

d_n = d_n + 3,2r = 50 + 3,23,0 = 59,6 принимаем d_n = 60 мм.

d_k d_n d_k = 50 мм.

4. Конструктивные размеры шестерен и колес

Шестерню в первой передаче выполняем как одно целое с валом, ее конструктивные параметры были рассчитаны в таблице 2. Конструктивные размеры колес и второй шестерни представлены в таблице 6. Формулы для расчета взяты из [4].

Таблица 6

Конструктивные размеры колес

Параметр	Формула	Быстроходная ступень	Тихоходная ступень	Шестерня
Диаметр вершин зубьев, мм		277,119	401,446	114,558
Диаметр впадин, мм		268,119	383,446	96,558
Делительный диаметр, мм		273,119	393,446	106,558
Диаметр ступицы, мм	dст 1,6dв	dст 1,632 52	dст 1,670 112	dст 1,632 52
Длина ступицы, мм	Lст (1,2..1,5)dв	Lст 1,37532 42	Lст = b2 = 75	Lст = b1 = 80
Толщина обода, мм	0 4mn	0 42 = 8	0 44 15	0 2,54 10
Толщина диска, мм	C 0,3b	C 0,340 = 12	C 0,375 20
Диаметр центровой окружности, мм	Dотв (D0 + dст)/2	Dотв (252+ 52)/2 152	Dотв (323 + 112)/2 232
Диаметр отверстий, мм	dотв (D0 - dст)/4	dотв (252 - 52)/4 50	dотв (323 - 112)/4 50
Фаска, мм	n = 0,5mn	n = 0,52 = 1	n = 0,54 = 2,0	n = 0,54 = 2,0

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

корпуса = 0,025a_Т + 3 = 0,025250 + 3 = 9,25 10 (мм) (24)

крышки ₁ = 0,02a_Т + 3 = 0,02250 + 3 = 8, (мм) (25)

Толщина пояса:

корпуса: b = 1,5 = 1,510 = 15 (мм) (26)

пояса крышки: b = 1,5₁ = 1,58 = 12 (мм) (27)

нижнего пояса корпуса: p = 2,35 = 2,3510 = 23,5 24 (мм). (28)

Диаметры болтов:

фундаментальных d₁ = 0,032a_Т + 12 = 0,032250 +12 = 20 (мм),(М20); (29)

у подшипников d₂ = 0,7d₁ = 0,720 = 14 (мм), (М14); (30)

крепящих крышку с корпусом d₃ = 0,7d₁ = 0,714 10 (мм), (М10). (31)

Толщина ребер корпуса m = = 10 (мм).

конструктивный привод вал редуктор

6. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Принимаем зазоры:

- между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А = = 10 (мм);

- от окружности вершин зубьев колес до внутренней стенки корпуса А = 10 (мм).

Предварительно намечаем конические роликоподшипники (таблица 7), габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Таблица 7

Параметры подшипников

Обозначение	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	мм	С	С0
7207	35	72	18,25	38,5	26,0
7205	25	52	16,25	24,0	17,5
7211	55	100	22,75	65,0	46,0

Предварительная компоновка редуктора показана на рисунке 5.

Рисунок 5. Предварительная компоновка редуктора

7. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (рисунок 6).

Из предыдущих расчетов, имеем F_t = 1071 H, F_r = 397 H, F_a = 210 H; из первого этапа компоновки а = 77 мм, b = 40 мм, с = 130 мм, r = 23 мм.

Вследствие несоосности соединяемых муфтой валов на консоль ведущего вала действует дополнительная сила F = 0,2F_t = 0,21071 = 214 (H).

Реакции опор:

В горизонтальной плоскости:

X_A = (F_tc -F(a + b + c)/(b + c) = (1071130 214(77 + 40 + 130))//(40 +

+ 130) 508 (H)

X_B = (Fa + F_tb)/(b + c) = (21477 + 107140)/(40 + 130) 349 (H)

В вертикальной плоскости:

Y_A = (F_rc F_ar)/(b + c) = (397130 21023)/(40 + 130) 275 (H)

Y_B = (F_rb + F_ar)/(b + c) = (39740 + 21023)/(40 + 130) 122 (H)

Проверка:

X_A + X_B F_t + F = 508 + 349 1071 + 214 = 0

Y_A + Y_B - F_r = 275 + 122 397 = 0

Суммарные реакции:

R_A =X_A² + Y_A² = 508² + 275² = 578 (H)

R_B =X_B² + Y_B² = 349² + 122² = 370 (H)



Подбираем подшипник по более нагруженной опоре A.

Из первого этапа компоновки - подшипник 2007207, С = 38,5 кН, С₀ = 26,0 кН, е = 0,37.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_Э = (XVP_r +YP_a)K_бK_T, (32)

где P_r = 579 - радиальная нагрузка;

P_a = 210 - осевая нагрузка;

K_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент;

V = 1 вращение внутреннего кольца.

Отношение Р_а/(VP_r) = 210/(1579) 0,36 < e, отсюда X = 1, Y = 0.

Расчетная долговечность:

P_Э = (11579 + 0210)1,41 811 (Н)

L = (C/P_Э)^3,33 = (38500/811)^3,33 3,810⁵ млн. об. (33)

L_h = L10⁶/60n = 3,810¹¹/60955 6,610⁶ часов. (34)

Данный подшипник удовлетворяет заданным условиям долговечности.

Промежуточный вал (рисунок 7)

Из предыдущих расчетов, имеем F_t1 = 2686 H, F_t2 = 1071 H, F_a1 = 599 H, F_a2 = 210 H, F_r1 = 1002 H, F_r2 = 397 H; из первого этапа компоновки а = 40 мм, b = 72 мм, с = 58 мм, r₁ = 53 мм, r₂ = 137 мм.

Реакции опор:

В горизонтальной плоскости:

X_A = (F_t2(b + c) + F_t1c)/(a + b + c) = (1071(72 + 58) 268658)//(40 + 72

+ 58) 1735 (H)

X_B = (F_t1(a + b) + F_t2a)/(a + b + c) = (2686(40 + 72) 107140)/

/(40 + 72 + 58) 2022 (H)

В вертикальной плоскости:

Y_A = (F_r2(b + c) F_r1c + F_a2r₂ + F_a1r₁)/(a + b + c) =

= (397(72 + 58) 100258 + 210137 + 59953)/(40 + 72 + 58) 318 (H)

Y_B = (F_r1(a + b) F_r2a + F_a2r₂ + F_a1r₁)/(a + b + c) =

= (1002(40 + 72) 39740 + 210137 + 59953)/(40 + 72 + 58) 923 (H)

Проверка:

X_A + X_B - F_t1 F_t2 = 1735 + 2022 2686 1071 = 0

Y_A + Y_B - F_r1 + F_r2 = 318 + 923 1002 + 397 = 0

Суммарные реакции:

R_A =X_A² + Y_A² = 1735² + 318² = 1764 (H)

R_B =X_B² + Y_B² = 2022² + 923² = 2223 (H)

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре B.

Из первого этапа компоновки - подшипник 2007205, С = 24,0 кН, С₀ = 17,5 кН, e = 0,36.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_Э = (XVP_r +YP_a)K_бK_T,

где P_r = 2223 - радиальная нагрузка;

P_a = 599 210 = 389 - осевая нагрузка;

K_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент;

V = 1 вращение внутреннего кольца.

Отношение

Р_а/(VP_r) = 389/(12223) 0,17 < e, отсюда X = 1, Y = 0.

Расчетная долговечность:

P_Э = (112223 + 0389)1,41 3112 (Н)

L = (C/P_Э)^3,33 = (24000/3112)^3,33 900 млн.об.

L_h = L10⁶/60n = 90010⁶/60165 90909 часов.

Данный подшипник удовлетворяет заданным условиям долговечности.

Выходной вал (рисунок 8):

Из предыдущих расчетов, имеем F_t = 2686 H, F_r = 1002 H, F_a = 599 H, из первого этапа компоновки а = 115 мм, b = 61 мм, c = 110 мм, r = 197 мм

Вследствие несоосности соединяемых муфтой валов на консоль ведомого вала действует дополнительная сила F = 0,2F_t = 0,22686 537 (H).

Реакции опор:

В горизонтальной плоскости:

X_A = (F_tb + Fc)/(a + b) = (268661 + 537110)/(115 + 61) 1267 (H)

X_B = (F_ta F(a + b + c))/(a + b) = (2686115 537(115 + 61 + 110))/

/(115 + 61) 882 (H)

В вертикальной плоскости:

Y_A = (F_rb + F_ar)/(a + b) = (100261 + 599197)/(115 + 61) 1018 (H)

Y_B = (F_ar F_ra)/(a + b) = (599197 1002115)/(115 + 61) 16 (H)

Проверка:

X_A + X_B F_t + F = 1267 + 882 2686 + 537 = 0

Y_A + Y_B + F_r = 1018 + 16 + 1002 = 0

Суммарные реакции:

R_A =X_A² + Y_A² = 1267² + 1018² = 1625 (H)

R_B =X_B² + Y_B² = 882² + 16² = 882 (H)

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре A.

Из первого этапа компоновки - подшипник 2007211, С = 65,0 кН, С₀ = 46,0 кН, e = 0,41.

Эквивалентную нагрузку определим по формуле:

Р_Э = (XVP_r +YP_a)K_бK_T,

где P_r = 1625 - радиальная нагрузка;

P_a = 599 - осевая нагрузка;

K_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент;

V = 1 вращение внутреннего кольца.

Отношение

Р_а/(VP_r) = 599/(11625) 0,37 < e, отсюда X = 1, Y = 0.

Расчетная долговечность:

P_Э = (111625 + 0599)1,41 2275 (Н)

L = (C/P_Э)^3,33 = (65000/2275)^3,33 7,110⁴ млн. об.

L_h = L10⁶/60n = 7,110¹⁰/6045 26,310⁶ часов.

Данный подшипник удовлетворяет заданным условиям долговечности.

Рисунок 6. Расчетная схема и эпюры для входного вала

Рисунок 7. Расчетная схема и эпюры для промежуточного вала

Рисунок 8. Расчетная схема и эпюры для выходного вала

8. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки редуктора имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Разработанная на первом этапе схема редуктора может быть положена в основу второго этапа компоновки без изменения каких-либо размеров.

В крышку входного вала устанавливаем армированную манжету, для того, чтобы предотвратить потери масла, связанные с выбросом его в атмосферу. Фиксация вала в осевых направлениях осуществляется с помощью подшипников, так как внутренние кольца подшипников упираются в буртики вала, а наружными в кромку крышки. Неподвижность в осевом направлении достигается комплектом регулировочных прокладок.

Неподвижность промежуточного вала в осевом направлении достигается торцевыми глухими крышками, кромки которых упираются в наружные кольца подшипников, и конструктивными элементами самого вала. Внутренние кольца подшипников упираются через втулки в торцы зубчатых колес, обеспечивая их неподвижность в осевом направлении, так как с другой стороны колеса вплотную прижаты к утолщению вала. Чтобы гарантировать прижатие крышек к наружным кольцам подшипников используется комплект регулировочных прокладок.

Фиксация в осевом направлении выходного вала осуществляется также как и входного. На вал так же устанавливаем манжету, для предотвращения потерь масла. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку втулки, упирающейся во внутреннее кольцо подшипника с другой.

В смотровой крышке корпуса располагаем сапун для связи внутренней полости редуктора с атмосферой.

На валах редуктора используем призматические шпонки без скругленных торцов.

При контактных напряжениях _Н = 339 МПа и скорости V = 2,34 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна 2810^-6 м²/c, по таблице [4] принимаем масло индустриальное И 30А.

9. Проверка прочности шпоночных и шлицевых соединений

Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [4]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Определим напряжения смятия из условия прочности:

_см = 2Т/(d(h-t₁)(l-b)<[_см] (35)

Т - передаваемый вращающий момент, Нм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки;

h - высота шпонки;

t₁ - глубина паза на валу;

l - длина шпонки;

b - ширина шпонки.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице 75 МПа.

Размеры элементов шлицевых соединений по ГОСТ 113980 [4].

Определим напряжения смятия из условия прочности:

_см = Т/(0,75zA_СМR_СР<[_см] (36)

А_СМ = ((D d)/2 2f)l; (37)

R_СР = 0,25(D+d); (38)

Т - передаваемый вращающий момент, Нм;

z - число зубьев;

А_СМ работа смятия;

R_СР средний радиус сечения вала;

D внешний диаметр вала;

d внутренний диаметр вала;

l - длинна шпонки;

f фаска.

Допускаемые напряжения смятия 40 МПа.

Ведущий вал: шпонка 10822

_см = 226,210³/(32(8 5)(22 10)) 45,5 < [_см]

Промежуточный вал:

- колесо: 2 шпонки 10832

_см = 2146,210³/(232(8 5)(32 10)) 69,2 < [_см]

- шестерня: шпонка 10856

_см = 2146,210³/(32(8 5)(56 10)) 66,2 < [_см]

Выходной вал:

- колесо: шпонка 201270

_см = 2528,410³/(70(12 7,5)(70 20)) = 67,1 < [_см]

- консольная часть: шпонка 149110

_см = 2528,410³/(45(9 5,5)(110 14)) = 69,9 < [_см]

Приводной вал:

- колесо: две шпонки 14963

_см = 2517,810³/(245(9 5,5)(63 14)) = 67,1 < [_см]

- консольная часть: шлицы 104536

f = 0,3; l = 50;

A_СМ = ((45 36)/2 20,3)l = 185;

R_СР = 0,25(45 + 36) = 20,25;

_см = 517,4*1000/(0,751018520,25) 18,4 < [_см]

10. Уточненный расчет валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому циклу.

Уточненный расчет [4] состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [S]. Прочность соблюдена при S [S] = 1,5.

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого вала.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас прочности S определяется по формуле

S = SS/ S² + S² (38)

где S, S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяем по зависимостям



S = _-1/(K_Da + _m) (39)

S = _-1/(K_Da + _m) (40)

где _-1, _-1 - пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом;

_a, _a - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;

_m, _m - постоянные составляющие циклов напряжений;

При расчете валов редукторов и коробок передач принимают для напряжений изгиба симметричный, а для напряжений кручения отнулевой циклы изменения напряжений, тогда:

_a = _n = M/W, _m = 0;

_a = _m = _k/2 = T/(2W_o);

K_D = (k/ + k_F )/k_V; (41)

K_D = (k/ + k_F )/k_V, (42)

где , коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

k_F коэффициент влияния шероховатости поверхности;

k_V коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов с поверхностным упрочнением;

k, k эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

Входной вал (рисунок 6):

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена как одно целое с валом), т.е. сталь 40Х (закалка ТВЧ), _В = 900 МПа, _T = 750 МПа, _-1 = 410 МПа; _-1 = 240 МПа, _T = 450 МПа.

Рассмотрим сечение АА: изгибающий момент достигает максимального значения, концентрация напряжений обусловлена наличием зубьев шестерни.

Изгибающий момент М = 15,86² + 45,37² 48,06 Нм = 48060 Нмм;

Осевой момент сопротивления W = d³/32 = 46,88³/32 10115 мм³;

Полярный момент сопротивления W_o = 2W 20230 мм³;

= 0,15; = 0,1;

k = 1,75; k = 1,6; = 0,7; = 0,7; k_F = 1,0; k_V = 1,0;

K_D = (1,75/0,7 + 1 1)/1 = 2,5;

K_D = (1,6/0,7 + 1 1)/1 2,3;

Амплитуда нормальных напряжений _a = M/W = 4,75 Н/мм² = 4,75 МПа;

Амплитуда касательных напряжений _a = _m = T/2W_o = 26,210³/(220230) = 0,65 МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

S = 410/(2,34,75 + 0,150) 37,5;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

S = 240/(2,30,65 + 0,10,65) 153,8;

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = 37,5 153,8 / 37,5² + 153,8² 36,4 > [S]

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.

Промежуточный вал (рисунок 7):

Материал вала сталь 45, _В = 560 МПа, _T = 280 МПа, _-1 = 250 МПа; _-1 = 150 МПа, _T = 150 МПа.

Рассмотрим сечение АА: концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок.



М = 16,05² + 69,40² 71,23 Нм = 71230 Нмм;

W = d³/32 bt(d t)²/d = 32³/32 105(32 5)² /32 2078 мм³;

W_o = d³/16 bt(d t)²/d = 32³/16 105(32 5)² /32 5295 мм³;

= 0,05; = 0,0;

k = 1,75; k = 1,5; = 0,88; = 0,77; k_F = 1,0; k_V = 1,0;

K_D = (1,75/0,88 + 1 1)/1 2,0;

K_D = (1,5/0,77 + 1 1)/1 1,9;

_a = M/W = 34,28 Н/мм² = 34,28 МПа;

_a = _m = T/2W_o = 146,210³/(25295) = 13,81 МПа;

S = 250/(2,034,28 + 0,050) 3,6;

S = 150/(1,913,81 + 0,013,81) 5,7;

S = 3,6 5,7 / 3,6² + 5,7² 3 > [S].

Рассмотрим сечение ВВ: концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

М = 53,53² + 117,28² 128,92 Нм = 128920 Нмм;

W = d³/32 bt(d t)²/(2d) = 32³/32 105(32 5)² /(232) 2647 мм³;

W_o = d³/16 bt(d t)²/(2d) = 32³/16 105(32 5)² /(232) 5864 мм³;

_a = M/W = 48,70 Н/мм² = 48,70 МПа;

_a = _m = T/2W_o = 146,210³/(25864) = 12,47 МПа;

S = 250/(2,048,70 + 0,050) 2,6;

S = 150/(1,912,47 + 0,012,47) 6,3;

S = 2,6 6,3 / 2,6² + 6,3² 2,4 > [S]

Выходной вал (рисунок 8):

Материал вала сталь 45, _В = 560 МПа, _T = 280 МПа, _-1 = 250 МПа; _-1 = 150 МПа, _T = 150 МПа.

Рассмотрим сечение АА: изгибающий момент достигает максимального значения, концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

М = 117,07² + 145,71² 186,91 Нм = 186910 Нмм;

W = d³/32 bt(d t)²/(2d) = 70³/32 207,5(70 7,5)² /(270)

29489 мм³;

W_o = d³/16 bt(d t)²/(2d) = 70³/16 207,5(70 7,5)² /(270)

63163 мм³;

= 0,05; = 0,0;

k = 1,75; k = 1,5; = 0,88; = 0,77; k_F = 1,0; k_V = 1,0;

K_D = (1,75/0,88 + 1 1)/1 2,0;

K_D = (1,5/0,77 + 1 1)/1 1,9;

_a = M/W = 6,34 Н/мм² = 6,34 МПа;

_a = _m = T/2W_o = 528,410³/(263163) = 4,18 МПа;

S = 250/(2,06,34 + 0,050) 19,7;

S = 150/(1,94,18 + 0,04,18) 18,9;

S = 19,7 18,9 / 19,7² + 18,9² 13,6 > [S].

11. Сборка редуктора

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

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

На ведущий вал насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100С.

В промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо и шестерню до упора в бурт вала; затем надевают распорные втулки, устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100С.

В выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем вставляют упорную втулку, устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100С.

Собранные валы укладывают в основание корпуса и надевают верхнюю часть корпуса, покрывая предварительно поверхность их стыка герметиком. Для центровки верхнюю часть корпуса устанавливают с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, соеденяющие части корпуса.