Привод к горизонтальному валу

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНистерство образования и науки

рОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФБГОу ВПО "брянский государственный технический

университет"

кафедра "Детали машин"

Курсовой проект на тему

"Привод к горизонтальному валу"

Брянск 2015

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический и силовой расчет привода
• 2. Выбор типа зубьев зубчатых колес
• 3. Выбор термообработки и материала для зубчатых колес
• 4. Выбор вида заготовки, способа нарезания и отделки зубьев
• 5. Выбор степени точности изготовления конических колес
• 6. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
• 7. Расчет допускаемых напряжений
• 8. Расчет конической прямозубых передач
• 9. Геометрические характеристики зацепления
• 10. Определение усилий в зацеплении
• 12. Расчет цепной передачи
• 13. Подбор муфты
• 14.Расчет валов
• 15. Расчет подшипников
• 16. Выбор смазки
• 17.Выбор и расчет соединений элементов привода
• 18. Определение размеров редуктора и проектирование плиты
• Заключение
• Список использованной литературы

Введение

Курсовой проект в учебном курсе, требует знаний дисциплин общетехнического цикла - теоретической механики, сопротивления материалов, технологии конструкционных материалов, деталей машин, машиностроительного черчения и др., в результате приобретаются навыки проектирования, а также работы со справочной, и нормативной литературой.

Объектом курсового проекта является привод механизма, в который входит большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения, в задании на проектирование представлена зубчатая передача (коническая) и передача гибкой связью, сборочные единицы, обеспечивающие вращательные движение (муфта, подшипники), а также различные соединения (болтовые, шпоночные, сварные) и детали (валы, корпус и др.). При их проектировании решается комплексная инженерная задача, включающая подбор электродвигателя, кинематические и силовые расчеты, выбор материалов и расчеты на прочность, вопросы конструирования и разработки конструкторской документации.

Проектирование рассматривается как процесс, направленный на преобразование документации технического задания в рабочую документацию на основе выполнения комплекса работ исследовательского, расчетного и конструкторского характера. В соответствии с ГОСТ 2.103-68 процесс проектирования подразделяется на следующие взаимосвязанные стадии: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, технический проект, рабочий проект. Полученные в результате проектного расчета геометрические параметры передачи, значение сил и крутящего момента являются исходными данными для выполнения эскизной компоновки и проведение последующих расчетов деталей привода и сборочных единиц. Рассмотрены методы расчета валов, подшипников, муфты, конструирование узла редуктора.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Техническое задание на курсовое проектирование содержит кинематическую схему привода, состоящий из электродвигателя - источника вращательного движения, передаточных механизмов, преобразующих параметры вращательного движения, и соединяющих их элементов. Исходные данные: мощность на приводном валу Р_пр=7,0кВт; частота вращения приводного вала з_пр =300мин^-1; срок службы t=14000часов; вид гибкой связи - ременная; тип производства - серийное; направленность нагрузки -нереверсивная; характер нагрузки - легкие толки.

Выбор электродвигателя

Так как производственное помещение снабжено подводом силовой энергии 380В, выбираем двигатель переменного тока. В задании на курсовой проект не указано, что обязательным условием работы всего привода является постоянная частота на приводном валу редуктора при различных нагрузках привода, следовательно, выберем более простой и дешёвый асинхронный двигатель, согласно графика нагрузки привода не требуется плавного пуска и остановки привода, выберем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором. Для предотвращения перегрева двигателя он должен быть обдуваемым.

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя по следующей формуле [6, стр. 168]:

, (1.1)

где мощность на приводном валу, имеем заданное значение; КПД привода, в рассматриваемом случае имеем

, (1.2)

где КПД муфты, , принимаем ; КПД редуктора, для конического одноступенчатого редуктора , принимаем ; КПД цепной передачи ,принимаю

Таким образом требуемая мощность электродвигателя составляет:

.

Определяем желаемый диапазон частоты вращения ротора электродвигателя:

, (1.3)

где частота вращения приводного вала, имеем заданное значение; - рекомендуемое значение передаточного числа привода, определяем по формуле [6, стр. 169]:

, (1.4)

где рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи; Для ременных передач, согласно данным [6, табл. 11.2]: ; рекомендуемое значение передаточного числа редуктора; Для одноступенчатых редукторов конического типа, согласно данным [6, табл. 11.2]:

Подставив, получим:

,

В этом случае диапазон вращения ротора будет составлять:

.

Согласно табл. 29 [1, Т3, стр. 804] выбираем двигатель серии АИР с номинальной мощностью и частотой вращения, входящей в расчетный диапазон:

Таблица 1. Список электродвигателей

№	Тип двигателя	Ном. мощн., кВт	Частота вращения мин-1	Габариты
			Синхронная	Асинхронная	Длинна, мм	Диаметр, мм
1	АИР132М2У3	11,0	3000	2910	460	288
2	АИР132M4У3	11,0	1500	1447	460	288
3	АИР160S6У3	11,0	1000	970	630	334
4	АИР160М8У3	11,0	750	727	660	334

При выборе электродвигателя необходимо учесть, что двигатели с большой частотой (синхронной 3000мин^-1) имеют низкий ресурс, их применение приводи к увеличению передаточных чисел и скоростей скольжения элементов привода, это сокращает срок службы элементов и приводит к увеличению габаритов и стоимости привода. Двигатели с низкими частотами (синхронной 750мин^-1) металлоемки и имеют большую стоимость, их применение оправдано при низких частотах вращения приводного вала [8, стр. 40].

Применение электродвигателей АИР132М2У3 и АИР160М8У3 не оправдано по отмеченным выше причинам. Для оптимального выбора электродвигателя произведем разбивку передаточных чисел привода согласно стандартному ряду по ГОСТ 2185-66, данные представлены в таблице 2.

Таблица 2. Сводная таблица

Тип двигателя	Требуемое передаточное число	Разбивка по элементам	Фактическое передаточное число	Отклонение
		цепь	редуктор
АИР132M4У3	4,82	1,4	3,55	4,97	3,1%
		1,6	3,15	5,04	4,6%
		1,8	2,8	5,04	4,6%
		2,0	2,5	5,00	3,7%
		2,24	2,24	5,02	4,1%
		2,5	2,0	5,00	3,7%
АИР160S6У3	3,23	1,4	2,24	3,18	1,5%
		1,6	2,0	3,2	0,9%
		1,8	1,8	3,24	0,3%

Предпочтение отдадим варианту, выделенному курсивом, так как при этом будет наименьшее отклонение от заданной в ТЗ частоты вращения приводного вала.

Выбираю электродвигатель АИР160S6У3 исполнение . Для данного электродвигателя: мощность электродвигателя ; отношение максимального момента к номинальному ; частота вращения ротора ; диаметр посадочного места ротора ; длина посадочного места ротора

Кинематический расчет привода

Определяем частоты вращения валов привода [6, стр. 169]:

-быстроходного вала редуктора:

-тихоходного вала редуктора:

-приводного вала:

Отклонение от заданной в ТЗ частоты вращения приводного вала составляет 1,0%, что лежит в допускаемых пределах, следовательно в выборе других параметров нет необходимости.

Силовой расчет привода

Определяем номинальные вращающие моменты на валах привода [6, стр. 170]:

На приводном валу:

На тихоходном валу:

На быстроходном валу:

На валу электродвигателя:

2. Выбор типа зубьев зубчатых колес

В современном редукторостроении для конических передач применяют следующие типы зубьев:

Рисунок 3.1 - Типы зубьев зубчатых колес

Прямозубые (рис 3.1 а), косозубые (рис 3.1 б) (или тангенциальные), касательные к некоторой окружности радиуса , и с криволинейными зубьями(рис 3.1 в) - круговыми (по дуге окружности), паллоидными (по эвольвенте) и спиральными по логарифмической спирали). Наиболее распространенными являются передачи с прямыми и круговыми зубьями колёс.

Прямозубые конические передачи в основном применяются в тихоходных устройствах (окружная скорость колес ), к которым не предъявляют особых требований к их габаритам и весу, а также к уровню шума, и изготавливаемых в масштабах единичного и мелкосерийного производства.

В курсовом проектировании принимаем прямые зубья.

3. Выбор термообработки и материала для конических зубчатых колес

Для конических колёс основное применение в условиях мелкосерийного производства получили следующие виды термообработки зубьев: улучшение. Согласно назначенной обработки можно применить сталь 45, 40Х. Сталь 40Х будет обладать более высокими механическими свойствами, особенно антифрикционными, чем сталь 45.

Окончательно назначаем улучшение для шестерни, для колеса -улучшение. Твердость колес ограничивают технологическими условиями с целью обеспечения достаточной стойкости режущего инструмента.

Для шестерни: 260…280 HB ;.

Для колеса: 240…260 HB ;.

4. Выбор вида заготовки, способа нарезания и отделки зубьев конических колёс

При мелкоерийном производстве конических колёс небольших размеров (<600мм) в качестве заготовок используют штамповку, полученную в двухсторонних закреплённых штампах.

Метод нарезания колес: обкатка резцовыми головками.

5. Выбор степени точности изготовления конических колес

Степень точности 8-В ГОСТ 1758-81. "8" показывает, что передача общего назначения, а "В", что передача нереверсивная с нормальным боковым зазором. Для силовых конических передач при скорости вращения принимаем 8-ю степень точности.

6. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес

Финишной операцией будет служить чистовая обработка зубьев колёс резцовыми головками до получения шероховатости рабочих поверхностей Ra 2,5 , а переходных Ra 5.

7. Расчет допускаемых напряжений

Определим допускаемые контактные и изгибные напряжения для выбранных ранее параметров материалов.

Расчет допускаемых контактных напряжений

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни [6, стр. 171]:

, (7.1)

где - предел выносливости по контактным напряжениям; - коэффициент долговечности, изменяется в пределах 1? ?2,4.

Эквивалентное число циклов нагружения:

, (7.2)

где п - частота вращение колеса, мин^-1; t - расчетный ресурс редуктора, ч; - относительное значение крутящего момента на i-й степени графика нагрузки; - относительная продолжительность действия крутящего момента i-й ступени графика нагрузки [6, стр. 171]:

;

= - коэффициент долговечности, принимаем = 1. Коэффициент запаса (безопасности) - = 1,1 (так как улучшение) [6, стр. 171]:

.

Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса:

= - коэффициент долговечности, принимаем =1. Коэффициент запаса (безопасности) = 1,1 (так как улучшение):

Расчетное значение допускаемых контактных напряжений для конической прямозубой передачи [6, стр. 171]:

(так как передача прямозубая)

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

.

Допускаемые изгибные напряжения

Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни [6, стр. 172]:

, (7.3)

где предел выносливости коэффициент запаса определяем по таблице 2.3 [6, стр. 172]:; - для улучшения; = 1,75; = 4•10⁶; = 1 так как передача нереверсивная и улучшение.

Так как , то = 1,

.

Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса

;

= 1,75; = 4•10⁶; = 1, так как передача нереверсивная и улучшение.

; так как , то = 1.

.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

.

8. Расчет конической прямозубых передач

Наиболее характерным видом повреждения зубьев будет усталостное контактное выкрашивание, наблюдаемое вблизи полюсной линии зацепления колёс, имеющих твёрдость рабочих поверхностей зубьев ниже 45HRC и работающих в закрытых корпусах с обильной жидкой смазкой. Т.к. основным видом повреждений зубьев закрытых прирабатывающихся передач является усталостное контактное выкрашивание их рабочих поверхностей, то проектировочный расчёт ведём по условию контактной выносливости зубьев. В результате этого расчёта определяется максимальный диаметр делительного конуса колеса d_e2, мм.

Проектный расчет конической прямозубой передачи

Проектный расчет выполняем по ГОСТ 21354-75. Диаметр внешней делительной окружности колеса [6, стр. 187]: при

, (8.1)

где _ крутящий момент на колесе; _ коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерни ориентировочно принимаем ; _ передаточное число редуктора; где - вспомогательный коэффициент (для колёс с прямыми зубьями ); _ расчетное значение допускаемого контактного напряжения; для конических прямозубых передач.

Таким образом, имеем

.

По ГОСТ 12289-76 принимаем . Выбираем ближайшее меньшее с последующей проверкой. При и имеем по ГОСТ 12289-76 ширину зубьев зубчатого колеса [6, стр. 187].

Число зубьев шестерни [6, стр. 187]

Угол при вершине делительного конуса шестерни

.

.

Принимаем зубьев.

Число зубьев колеса [6, стр. 187]:

.

Принимаем зубьев.

Вычисляем фактическое значение передаточного числа [6, стр. 187]:

;

Определим отклонение ДU фактического передаточного числа U_ф от стандартного (номинального) значения U и сравним с его допускаемым (ГОСТ 12289-76) значением ДU [6, стр. 187]:

; .

Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес [6, стр. 188]:

.

В отличие от цилиндрических модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни [6, стр. 188]:

.

Внешнее конусное расстояние [6, стр. 188]:

.

Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца [6, стр. 188]:

, который находится в рекомендуемых стандартном пределах .

Среднее конусное расстояние [6, стр. 188]:

.

Средний окружной и нормальный модули [6, стр. 188]:

.

Средние делительные диаметры шестерни и колеса соответственно [6, стр. 188]:

; .

Считаем окружные скорости на средних диаметрах делительных конусов шестерни и колеса [6, стр. 188]:



Следовательно, ранее принятую 8-ую степень точности оставляем без изменения.

Проверочный расчет конической передачи

Произведем проверочные расчеты передачи по контактным и изгибным напряжениям.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверка контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев колёс конических передач с круговым зубом проводится по условию [6, стр. 188]:

, (8.2)

где - контактное напряжение, возникающее вблизи полюсной линии зубьев при номинальном нагружении; - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

Коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от твердости колес и схемы их расположения. Исходным данным для выбора данного коэффициента является , тогда при консольном расположении колес и установки их на роликоподшипниках [6, стр. 189] .

Коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении определяем в зависимости от степени точности и скорости скольжения [6, стр. 181] .

Окончательно получим:

Определим отклонение

При проведении проверочного расчёта на контактную выносливость зубьев допускается перегрузка до 3% или недогрузки до 15% [6, стр. 189]. В нашем случае недогрузка составляет 13%, что является допустимым!

Проверочный расчет по изгибным напряжениям

Условие прочности по напряжениям изгиба [6, стр. 189]:

для зубьев колеса

и для зубьев шестерни .

Коэффициент концентрации нагрузки определяем по формуле [6, стр. 190] .

Коэффициент динамичности нагрузки принимаем [6, стр. 190] .

Коэффициент формы зуба и определяем по [6, стр. 184] при эквивалентном числе зубьев и .

В нашем случае, учитывая, что , получаем

; ;

; .

Значение напряжений изгиба зубьев колеса и шестерни соответственно:

;

Зубья значительно недогружены по напряжениям изгиба, но уменьшать ширину зуба и прочность материала нельзя, запас по контактным напряжениям мал. Проверяем зубья на прочность при пиковых перегрузках. Под пиковой перегрузкой будем понимать возникший при пуске максимальный момент электродвигателя. Отношение указано в таблицах каталога. Проверяем на контактную прочность при пиковых перегрузках

.

Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать. Проверяем на изгибную прочность при перегрузке

.

Следовательно, пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

9. Геометрические характеристики зацепления

Расчет геометрических характеристик конических передач с прямыми зубьями проводят по ГОСТ 19624-74 [6, стр. 191]. Исходный контур по ГОСТ 13754-81 имеет параметры: ; ; . Высота головки зуба в расчетном (среднем) сечении шестерни и колеса соответственно

; .

Внешняя высота головки зуба

; .

Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно

.

Внешняя высота ножки зуба

; .

Угол ножки зуба

, ; , .

Угол головки зуба

; .

Угол конуса вершин

; .

Угол конуса впадин

; .

Внешний диаметр вершин зубьев

; .

Внешний диаметр впадин зубьев

; .

10. Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на средних диаметрах делительных конусов колёс [6, стр. 192]:

Радиальное усилие на колесе F_r2, равное по модулю осевому усилию на шестерне F_a1, составляет:

Осевое усилие на колесе Fa₂, равное по модулю радиальному усилию на шестерне Fr₁, определяют по зависимости

12. Расчет цепной передачи

Исходные данные: частота вращения малой звездочки мощность на малой звёздочке передаточное число ; характер нагрузки - легкие толчки, угол наклона линии центров передачи к горизонту - 0.

Произведем оценку ориентировочно (с последующим уточнением) ожидаемой величины расчетной (средней) скорости (м/с) движения цепи [5,8]:

Исходя из средней скорости по рекомендациям [8] назначаем:

1. Тип цепной передачи. Среднескоростная передача ()изготавливается в полузакрытом исполнении, заключенная в легкий кожух.

2. Тип приводной цепи. Приводная роликовая однорядная цепь ГОСТ 13568-75 .

3. Вид основного (торцового) профиля зубьев звездочек передачи. прямолинейный ГОСТ 59281.

4. Способ смазки шарниров цепи. Периодическое (через 120180 ч) пластичное внутришарнирное смазывание.

Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа по рекомендациям [8]. Причем желательно применение нечетного числа зубьев звездочки, потому что это сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи. При значение , принимаем .

Определяем число зубьев большей звездочки из условия [5]:

,

где

, принимаем .

Определение фактического значения передаточного числа передачи и его относительное отклонение от требуемого значения , отклонение от требуемого значения не должно превышать ±12%. В нашем случае:

, тогда

Что является допустимым, следовательно, нет необходимости в коррекции принятых значений чисел зубьев звездочек. В дальнейшем расчете можно использовать требуемое значение передаточного числа .

Назначаем шаг цепи по условию , где - наибольший рекомендуемый шаг цепи, определяем по [6, стр. 221] в зависимости от . При имеем . Принимаем , по ГОСТ 13568-75. Определение расчетного (среднего) значения (м/с), скорости движения цепи будем вести по зависимости [7]:

Рассчитаем окружное усилие:

Найдем разрушающую нагрузку цепи:

, (4.1)

где- коэффициент, учитывающий динамичность приложенной нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки [8, табл. 3] (при нагрузке с малой неравномерностью). Принимаем , т.к. характер нагрузки - легкие толчки. - натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках. - натяжение цепи от провисания холостой ветви. Так как силы и малы по сравнению с то с достаточной степенью точности ими можно пренебречь.

Допускаемый коэффициент запаса статической прочности цепи , выбираем по [5, табл. 3.3.11] в зависимости от и . При заданных величинах имеем , тогда:



По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь с . При назначаем цепь ПР-25,4-6000, имеющую следующие характеристики: - наружный диаметр ролика цепи; - расстояние между внутренними поверхностями пластин внутренних звеньев цепи; - погонная масса цепи; - статическая нагрузка, разрывающая цепь; - площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи на его диаметральную плоскость; - шаг цепи. Определение расчетной (средней) величины МПа давления в шарнирах цепи [5,8]:

, (4.2)

Допускаемое давление: , где - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от шага цепи и частоты вращения ([5] табл. 3.3.10). При мм и имеем .

Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытаний цепей [7]:

, (4.3)

где- коэффициент, учитывающий динамичность приложенной нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки [8, табл. 3] (при нагрузке с малой неравномерностью). Принимаем , т.к. характер нагрузки - легкие толчки. - коэффициент учитывающий межосевое расстояние (длину цепи) [5, табл. 3.3.3]. Так как к межосевому расстоянию не предъявляются особые требования, принимаем . - коэффициент, учитывающий способ натяжения цепи [5, табл. 3.3.4]. Так как регулировка будет производиться перемещением звездочки, принимаем . - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту [5, табл. 3.3.5]. Так угол наклона 0, принимаем . - коэффициент, учитывающий качество смазывания передачи и условия ее работы [5, табл. 3.3.6]. Так как в воздухе рабочего помещения находиться пыль, а так же принято периодическое (через 120180ч) пластичное внутришарнирное смазывание, принимаем . - коэффициент, учитывающий режим работы передачи [5, табл. 3.3.8]. Так как работа трехсменная .

Подставив, получим:

Тогда, допускаемое давление:

Расчетное давление в шарнирах:

В итоге цепь ПР-25,4-6000 проходит по давлению в шарнирах.

Определение делительных диаметров звездочек [5]:



Ведущая звездочка:

Ведомая звездочка

Определяем межосевое расстояние передачи:

Так как к межосевому расстоянию не предъявляются особые требования (), принимаем ориентировочно

Принимаем

Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи:

Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья, кроме этого, в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи. Принимаем .

Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:

, (4.4)

где - число ударов цепи в секунду; - допускаемое число ударов в секунду, принимаемое по [6, табл. 11.32] в зависимости от шага цепи. При выбранном имеем , тогда:



То есть цепь будет иметь достаточную долговечность.

Уточняем межосевое расстояние передачи:

Для получения нормального провисания холостой ветви цепи, необходимого для нормальной работы передачи, расчетное межосевое расстояние уменьшаем на

Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи

.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

, (4.5)

где - погонная масса цепи, тогда:

.

Резонансные колебания цепи отсутствуют.

Определяем нагрузку на валы передачи:

С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет так как угол наклона линии центров передачи к горизонту 0.

Убедимся в правомочности допущения и .

Действительно силы и . составляют менее 5% от .

Выбор марки смазочного материала шарниров цепи:

Выберем периодическое (через 120...180ч) пластичное внутришарнирное смазывание, осуществляемое погружением предварительно промытой в керосине цепи в подогретый до жидкого состояния пластичный смазочный материал. Так как для смазывания шарниров цепи выбран пластичный смазочный материал, то его марку можно назначить в зависимости от условий работы цепи. Примем марку смазочного пластичного материала: "Солидол Синтетический" ГОСТ 4366-64. Группа точности изготовления звездочек I, так как скорость цепи 2,87 м/с, которая соответствует 1 степени точности звездочек с профилем зубьев по ГОСТ 59169.С целью унификации производства выберем материал из которого будут изготавливать звездочки, такой же как и материал зубчатых колес - сталь 40Х. Для построения чертежей венцов звездочек воспользуемся программной средой "Компас 3D V-12" для выполнения построения получены необходимые данные, а именно: шаг цепи и число зубьев каждой из звездочек. Определим параметры ступиц звездочек. Исходными данными является диаметр валов. Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными, так как передача тихоходная, принимаем значение .Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину l и диаметр d [7, табл. 7.1, стр. 108].

Тихоходный вал:

С учетом ослабления вала шпонкой, рекомендуется увеличить диаметр вала на 10%. Таким образом, d_ц = 1,1• d_рц=1,1• 31,1= 34,2мм. Принимаем . По рекомендациям [5, стр. 21]: диаметр ступицы, принимаем , длина ступицы, принимаем

Приводной вал:

С учетом ослабления вала шпонкой, рекомендуется увеличить диаметр вала на 10%. Таким образом, dц = 1,1• dрц=1,1• 35,4 = 38,9мм. Принимаем . По рекомендациям [5, стр. 21]: диаметр ступицы, принимаем , длина ступицы, принимаем

13. Подбор муфты

Муфта, соединяющая приводной вал с редуктором, называется приводной, а двигатель с редуктором - моторной. В качестве приводных используют компенсирующие жесткие муфты, а в качестве моторных - компенсирующие мягкие [6, стр. 216].

Исходные данные: тип муфты - компенсирующая, передаваемый момент Т_э = 81 Н?м; режим работы нереверсивный с легкими толчками; поломка муфты не приводит к аварии машины.

1. Определяем расчетный момент муфты [6, стр. 216].

,

где - номинальный момент на муфте, = 24Н?м; - коэффициент режима работы.

К=К₁?К₂,

где К₁ - коэффициент безопасности, К₁ = 1,0 - поломка муфты не вызывает аварию машины [6, стр. 216]; К₂ - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, К₂ = 1,3 - при нереверсивной нагрузке со средней неравномерностью [6, стр. 216].

В нашем случае К=К₁?К₂ = 1,0?1,5 = 1,5;

.

2. Наибольшее применение из упругих компенсирующих муфт имеет муфты: МУВП ГОСТ 21424-93; МРЗ ГОСТ 14084-93.

Муфту выбираем по каталогу так, чтобы соблюдалось условие

.

В нашем случае диаметр вала электродвигателя .

МУВП: - посадочный диаметр; - допускаемый расчетный момент; - длина муфты для первого исполнения; - диаметр муфты; радиальное смещение не более 0,3мм.

МРЗ: - посадочный диаметр; - допускаемый расчетный момент; - длина муфты для первого исполнения; - диаметр муфты; радиальное смещение не более 0,3мм.

Определяем усилие, действующее со стороны муфты на вал.

.

Для МУВП , для МРЗ

- окружная сила на муфте, Н.

Для МУВП: ;

Для МРЗ: ;

Определяем силу, действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов.

МУВП:

МРЗ:

Не смотря на то, что МУВП имеет большее воздействие на вал, ее использование оправдано по следующим причинам:

1. МУВП имеет стандартные расточки под конический конец вала-при такой компоновке уменьшаться диаметры быстроходного вала.

2. Наименьший диаметр расточки полумуфты в переделах одного крутящего момента для МУВП равен 40мм, для МРЗ равен 42мм.

Принимаем МУВП 48-1-40-4 ГОСТ 21424-93

Выбор обоснован тем, что данная муфта имеет наименьшие габариты и и возможность использовать диаметр расточки 40мм.

Определим возможность посадки муфты на вал. В нашем случае: ; ; Суммарный изгибающий момент: . Эквивалентный момент Определяем расчетный диаметр вала под полумуфтой:. С учетов ослабление вала шпонкой имеем . Принимаем

Окончательно выбираем муфту с резиновой звездочкой с различным диаметром расточек полумуфт

Принимаем МУВП 38-1-30-4 ГОСТ 21424-93.

14. Расчет валов

Данные: крутящий момент на быстроходном валу ; крутящий момент на тихоходном валу ; окружная сила ; осевая сила на шестерне ; радиальная сила на шестерне ; диаметр шестерни ; средний делительный диаметр колеса ; сила на вал от муфты и цепи соответственно.

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнени19и с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают. Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей [1,6]. Для валов основное применение в условиях мелкосерийного производства получили следующие виды термообработки валов: улучшение, закалка ТВЧ и цементация [5,6]. Согласно назначенной обработке можно применить сталь 45, 40Х. Сталь 40Х будет обладать более высокими механическими свойствами, применяем ее для быстроходного вала, для тихоходного вала - Сталь 45. Окончательно назначаем для быстроходного и тихоходного - улучшение. Согласно таблице 11.3 [6, стр. 170] определяем параметры для материалов.

Таблица 12.1 Механические характеристики заготовок

	Сталь	Термообработка	Твердость
Вал тихоходный	45	Улучшение	HВ 260…280	850	580

Эскизная компоновка

Эскизная компоновка устанавливает расположение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяется расстояние между точками приложения реакций валов. Эскизная компоновка выполняется в соответствии требованиям ЕСКД [5,6]. Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей [7, стр. 107]. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее длину l и диаметр d [7, табл. 7.1, стр. 108]. Типовая конструкция быстроходного вала одноступенчатого цилиндрического редуктора представлена на рис. 8.1. [5, 6]. При компоновке редуктора учитываем размеры первых ступеней валов и их длины. Пользуясь рекомендациями [5, 6] определяем параметры ступеней вала. Значения высоты буртика t, ориентировочные величинe фаски ступицы f и координату фаски подшипника r определяем в зависимости от диаметра ступени d [7, стр. 109]. Выбираем предварительно подшипники. Наиболее рациональный тип подшипника для различных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. Предварительно произведем выбор подшипников для каждого из валов редуктора [7, стр. 107]. В соответствии с табл. 7.2 [7, стр. 109] принимаем:

а) схема установки подшипников: "враспор";

б) тип подшипников: радиально-упорные роликовые средней серии диаметров.

Рисунок 14.1 - Эскизная компоновка редуктора

Проектный расчет быстроходного вала конического редуктора

Основываясь на предварительной компоновке редуктора и [2, стр. 285] ориентировочно назначаем длины участков: ; и . Определяем согласно расчетной схеме на рис.14.1 реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:

,

Откуда

.

,

откуда .

Проверка: ; Следовательно, реакции найдены верно.

Реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия

,

откуда .

откуда .

Проверка: ; Следовательно, реакции найдены верно.

Дополнительно со стороны муфты на вал действует сила в вертикальной плоскости:

,

откуда .



откуда .

Определим нагрузки на опоры:

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала.

_ в вертикальной плоскости для среднего сечения шестерни

.

_ в вертикальной плоскости под подшипником В:

.

_ в вертикальной плоскости под подшипником А:

.

_ в горизонтальной плоскости под подшипником В:

.



Рисунок12.2 - Расчетная схема быстроходного вала

Определяем суммарные изгибающие и эквивалентные моменты:

_ в среднем сечении под шестерней:

. .

_ под подшипником A:

. .

_ под подшипником B:

.

Определяем диаметры вала по зависимости

,

где - эквивалентный момент, вычисленный по III гипотезе прочности; - допускаемые изгибные напряжения. Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра [5, стр. 324]. Принимаем .

Определяем расчетный диаметр вала под шестерней

.

С учетом ослабления вала, рекомендуется увеличивать диаметр вала на 10%.Таким образом, . Принимаем 35мм. Проверяем возможность применения насадной шестерни. Согласно рекомендациям, шестерня делается насадной при условии . В нашем случае , следовательно, шестерню сделать насадной возможно.

Определяем расчетный диаметр вала под подшипником A:

.

Определяем расчетный диаметр вала под подшипником B:

.

В целях унификации, а также обеспечения технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметром . Шестерню делаем насадной. Выбор обоснован тем, что предыдущая ступень под стандартную полумуфту равна 40мм.

В целях унификации, а также обеспечения технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметром . Шестерню делаем монолитно.

Проектный расчет тихоходного вала конического редуктора

Схема тихоходного вала представлена на рис.14.3.

Основываясь на предварительной компоновке редуктора и [2, стр. 285] ориентировочно назначаем длины участков: ; и .

1. Вертикальная плоскость

Определяем опорные реакции:

Проверка:



Строим эпюру изгибающих моментов:

2. Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции:

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов:

3. Определяем суммарные радиальные реакции [8, стр. 125]:

4. Определяем суммарные изгибающие моменты [8, стр. 124]:

Определяем диаметр под колесом:

d_рК = =

С учетом ослабления вала шпонкой, рекомендуется увеличить диаметр вала на 10%. Таким образом, d_К = 1,1• d_рК= 1,1•32,1= 35,6 мм. Полученный диаметр округляем по ГОСТ 6636-69, принимаем d_К = 42 мм.

Определяем расчетный диаметр вала под подшипником "В"

d_рВ ? 10 =33,8 мм

Тогда в целях унификации, а также обеспечения технологичности корпуса редуктора применяем одинаковые подшипники с посадочным диаметром , так как предыдущая ступень вала имеет диаметр 35 мм, и диаметр вала под колесом .

Расчет валов на выносливость

Расчет на выносливость произведем для наиболее нагруженного тихоходного вала, где концентратором напряжений является посадка с натягом и шпоночное соединение.

Для опасных сечений вала определяют коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба по формуле

,

где и - коэффициенты запаса сопротивления усталости по нормальным и касательным напряжениям соответственно.

Коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса сопротивления усталости по касательным напряжениям

.

Здесь и _ пределы выносливости при симметричном цикле, зависящие от марки материала; и _ амплитуды напряжений цикла, ; ; и _cредние напряжения цикла, ; ; и _ эффективные коэффициенты концентрации напряжений и соответственно [4, с. 264-266]; и _ масштабные факторы, зависящие от размеров диаметра [4, с.265]; и _ коэффициенты, учитывающие влияние шероховатости, зависят от состояния поверхности [4, с. 265]; и _ коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла [4, с. 264].

Обычно валы работают в условиях нерегулярного (нестационарного) режима нагружения. Для более полного использования ресурсов прочности расчет ведут по эквивалентным напряжениям [5,с.328]

,

где - абсцисса точки перегиба кривой усталости, _ экспериментальный коэффициент, обычно ; _ число циклов нагружений напряжениям , _ показатель степени кривой усталости: _ для валов из легированной стали, _ для углеродистой стали. После упрощения с учетом пропорциональности напряжений действующим моментом получаем

,

где - амплитуда напряжений, - частота вращения вала.

Материал: Сталь 45.

Суммарный момент в среднем сечении колеса

.

Диаметр под колесом .

; ;

; ;

Определяем необходимые коэффициенты по значению :

; ; ; ;

и; ; .

Пределы выносливости равны соответственно

и .

Тогда

;

.

.

15. Расчет подшипников

Подшипники - это опоры вращающихся или качающихся деталей. В сосотав подшипниковых узлов, кроме собственно подшипников, входят корпуса с крышками, а также крепежные. Защитные и смазочные устройства. По роду трения различают подшипники скольжения и качения. В современных машинах наиболее распространены подшипники качения.

Выбор типа подшипников

В конических редукторах применяют радиально-упорные роликовые подшипники, хотя по расчету на ресурс и по условиям компоновки в ряде случаев можно было бы применить обычные радиальные шарикоподшипники. Однако жесткость шарикоподшипников невелика. В связи с этим, под нагрузкой валы в этом случае имели бы значительные перемещения, создающие слишком неблагоприятные условия зацепления зубьев колес конической или червячной передач.

Выбор схемы установки подшипников

При осевом фиксировании валов всегда надо стремиться к тому, чтобы вал с его опорами представляли собой статически определимую систему. Это обусловлено тем, что в статически неопределимых системах возможна значительная перегрузка опор силами, величины которых зависят от точности изготовления и монтажа деталей, температурных деформаций и не зависят от внешних условий нагружения. Валы будем фиксировать в двух опорах по схеме "враспор". В рассматриваемой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей, расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упирают в торцы подшипниковых крышек (или в торцы других деталей, установленных в посадочном отверстии подшипникового гнезда корпуса). В связи с малым отношением ширины колец подшипника к их диаметрам, его самоустановка без перекоса на валу или в отверстии корпуса затруднена. Для исключения перекоса подшипника необходимо обеспечить надежное базирование каждого из его колец.

Выбор подшипников быстроходного вала редуктора

Исходные данные: реакции в опорах , , ; внешняя осевая нагрузка ; частота вращения вала ; диаметр вала под подшипником ; расстояние между подшипниками ; требуемый ресурс подшипников ; режим работы - умеренные толчки; температура подшипникового узла .

Определим (для каждой из опор вала) величину суммарной радиальной номинальной реакции R , H, по следующей зависимости:

X , Y - составляющие (по соответствующим осям координат) радиальной реакции рассматриваемой опоры вала, возникающей от воздействия всех остальных номинальных внешних нагрузок, приложенных к валу, H;

,

Значение радиальной нагрузки на подшипник F_r зависит от количества подшипников, установленных в рассматриваемой опоре вала. При установке в опоре одинарного подшипника его номинальная радиальная нагрузка Fr , кН, будет составлять F_r = R , где R - суммарная радиальная реакция рассматриваемой опоры вала, возникающая при его номинальном нагружении, кН. Принимая в первую очередь среднюю серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 7208. Откуда , e=0,35, Y=1,7.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники:

,

где определяется по таблицам на подшипники;

- радиальная нагрузка на подшипник.

Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 11.10.3 [4, с. 267]:

Следовательно,



Определяем эквивалентную динамическую нагрузку . При переменном режиме нагружения, заданном графиком, для подшипников редуктора имеем: , где - коэффициент долговечности.

- номинальная эквивалентная нагрузка, определяемая по зависимочти: , где V - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V=1; - коэффициент безопасности, определяемый по рекомендациям [7, с. 339] в зависимости от характера работы, при нагрузке с сильными, принимаем ; - температурный коэффициент, вводимый при температуре подшипникового узла t>100 ⁰С, температурный коэффициент при t<100 ⁰С; , - радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента ;X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения:

, тогда

X=1, Y=0.

, тогда

X=0.4, Y=1.5.

Таким образом,

Наиболее нагруженной является опора А. Следовательно Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию: , где t_p - необходимый (желаемый) срок службы подшипника. Для уменьшения номенклатуры применяемых подшипников и снижения трудоемкости получения посадочных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора, в опорах вала целесообразно использовать одинаковые подшипники. В связи с этим, прогнозируемый ресурс L_h определяют для наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала редуктора.

,

где а₁ - коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-- 82; в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а₁=1.0; а_2;3 - объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а_2;3=0,6; С - динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: ; p - показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=10/3; n - частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: .

Т.к. , то в выборе другого подшипника нет необходимости.

Подбор подшипников тихоходного вала

Исходные данные: реакции в опорах , ; внешняя осевая нагрузка ; частота вращения вала ; диаметр вала под подшипником ; расстояние между подшипниками ; требуемый ресурс подшипников ; режим работы - легкие толчки; температура подшипникового узла .

Значение радиальной нагрузки на подшипник F_r зависит от количества подшипников, установленных в рассматриваемой опоре вала. При установке в опоре одинарного подшипника его номинальная радиальная нагрузка Fr , кН, будет составлять F_r = R , где R - суммарная радиальная реакция рассматриваемой опоры вала, возникающая при его номинальном нагружении, кН.

Принимая в первую очередь среднюю серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 7208. Откуда , e=0,35, Y=1,7.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники:

,

где определяется по таблицам на подшипники;

- радиальная нагрузка на подшипник.

Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 11.10.3 [4, с. 267]:

Следовательно,

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку . При переменном режиме нагружения, заданном графиком, для подшипников редуктора имеем: , где - коэффициент долговечности.

- номинальная эквивалентная нагрузка, определяемая по зависимочти: , где V - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V=1; - коэффициент безопасности, определяемый по рекомендациям [7, с. 339] в зависимости от характера работы, при нагрузке с сильными толчками принимаем ; - температурный коэффициент, вводимый при температуре подшипникового узла t>100 ⁰С, температурный коэффициент при t<100 ⁰С; , - радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента ;X, Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения:

, тогда

X=1, Y=0.

, тогда

X=0,4, Y=1,7.

Таким образом,

Наиболее нагруженной является опора В. Следовательно Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию: , где t_p - необходимый (желаемый) срок службы подшипника.

Для уменьшения номенклатуры применяемых подшипников и снижения трудоемкости получения посадочных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора, в опорах вала целесообразно использовать одинаковые подшипники. В связи с этим, прогнозируемый ресурс L_h определяют для наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала редуктора.

привод муфта смазка вал

,

где а₁ - коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-- 82; в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а₁=1.0; а_2;3 - объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а_2;3=0.8; С - динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: ; p - показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=10/3; n - частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: .

Т.к. , то в выборе другого подшипника нет необходимости.

16. Выбор смазки

Экономичность и долговечность машины в большой степени зависит от правильности выбора смазочного материала. Обычно значения коэффициентов трения в парах трения снижается с ростом вязкости смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых зацеплений с окружными скоростями до 12м/с.

1. Выбираем сорт масла в зависимости от значения расчетного напряжения и фактической скорости скольжения [8, стр. 241]. В нашем случае , , тогда Принимаем масло ИГА-46 ГОСТ 20799-88.

2. Определим количество масла. Для одноступенчатых редукторов общего назначения объем масла определяют из расчета 0,4…0,8л масла на 1 кВт передаваемой мощности. В нашем случае V=5,5(0,4…0,8)=2,2…4,4л. Принимаем 3,0 литра масла.

Смазка подшипников качения необходима для:

снижения сил трения, возникающих между их телами качения, кольцами и сепаратором;

усиления местного теплоотвода от рабочих поверхностей и общего теплоотвода от подшипника в целом;

снижения динамичности приложения нагрузки к деталям подшипника и уровня его шума;

предотвращения коррозии элементов подшипника.

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие масла, пластичные и твердые (при рабочих температурах свыше 200C) смазочные материалы.

При окружных скоростях зубчатых колес V<3 м/с подшипники валов смазываются пластичным смазочным материалом закладываемым в полости подшипников. Для исключения попадания в подшипник продуктов износа зубьев зубчатых колес, а также излишнего полива его маслом, вызывающего повышение сопротивления вращению и температуры подшипникового узла, применяют внутреннее уплотнение полости подшипникового гнезда в виде маслосбрасывающих колец. В нашем случае принимаем смазку подшипников масляным туманом.

17. Выбор и расчет соединений элементов привода

Заданием на курсовое проектирование определен мелкосерийный се тип производства, в связи с этим для соединения элементов привода используем шпоночные соединения. Основным для соединений со шпонками является условный расчет на смятие (упругопластическое сжатие в зоне контакта). Если принять для упрощения, что нормальные напряжения (давления) в зоне контакта распределены равномерно, то

, (17.1)

где - рабочая длина шлицевого соединения; - глубина врезания шлицев в вал; - диаметр вала; - число рабочих поверхностей; - допускаемые напряжения на смятие, рассчитываемое по формуле:

,

где - предел текучести наиболее слабого материала детали; - коэффициент безопасности.

Для соединения под муфтой: ; ; ; ; , имеем

.

Для соединения под звездочкой тихоходного вала редуктора: ; ; ; ; , имеем

.

Для соединения под колесом тихоходного вала редуктора: ; ; ; ; , имеем

.

Проверку прочности шлицев на срез обычно не проводят, так как это условие удовлетворяется при использовании стандартных сечений и рекомендуемых значений .

18. Определение размеров редуктора и проектирование плиты

При конструировании литого корпуса его стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенки отвечающую требованиям прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

,

гдеТ- вращающий момент на выходном валу, Т = 124 Н?м.

Выбираем толщину стенок равную . В качестве материала корпуса выбираем СЧ - 15 исходя из рекомендаций основанных на размерах корпуса [2, стр. 314]. Толщина стенки крышки корпуса , где - толщина стенки корпуса. Затем оформляют крышку вертикальными стенками. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными. Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы. На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки корпуса. Вследствие погрешностей при изготовлении моделей крышки и корпуса, погрешностей при формовке и во время удаления моделей из формы размеры отливок получают с отклонениями от номинальных значений. Это приводит к несовпадению внешних контуров крышки и корпуса, ухудшает внешний вид. Несовпадение станет незаметным, если крышку корпуса выполнить с напуском.