Курсовая работа: Проектирование привода

Динамический коэффициент KHV=1,1 определим методом линейной интерполяции (табл. 10.1. [1])

Окончательно найдем

Проверка изгибист прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при хj = 0

где  - эквивалентное число зубьев

;

;

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе

.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Тогда

Напряжение изгиба в зубьях колеса

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Распорная сила

Осевая сила

4. Расчет клиноременной передачи

4.1 Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т1 =214,5 Нм

Частота вращения ведущего шкива n1 =975 мин

Передаточное число ременной передачиu = 2

Характер нагрузки переменная

4.2 Расчет параметров передачи

Выбор ремня

По величине крутящего момента Т1 выбираем ремень С нормального сечения (табл. 1.3 [1]). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d1min = 200 мм, ширина нейтрального слоя bр = 19 мм, площадь поперечного сечения одного ремня А = 230 мм2, масса 1 погонного метра qm = 0,3 кг/м (табл. 1.3 [1]).

Определение геометрических размеров передачи.

Диаметр ведущего шкива

Округляем d1 до ближайшего стандартного значения d1 = 250 мм.

Диаметр ведомого шкива

Округляем d2 до ближайшего стандартного значения d2 = 500 мм.

Межосевое расстояние и длина ремня.

Предварительное значение межосевого расстояния

Для определения длины ремня используем зависимость

Округляем L до стандартного значения L=3550 мм.

Принятое |значение L удовлетворяет ограничениям Lmin≤L≤Lmax (табл. 1.3 [1]).

Уточняем межосевое расстояние по формуле

,

где

Окончательно получим

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение ,

где уt0 - приведенное полезное напряжение; Са - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

Ср - коэффициент режима работы,

Здесь nc = 2 - число смен работы передачи в течение суток; Сn=0,85 - коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где Си - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

В результате расчета получим

Число ремней

Зададимся начальным значением Z=3 и по табл. 3.3 выберем Сz =0,95. Определим расчетное число ремней

Полученное значение Z' округлим до ближайшего большего целого числа Z=5. Для этого числа ремней Сz = 0,9 (табл. 3.3). Подставим Сz - в формулу для Z' и в результате расчета получим Z' = 4,39 Поскольку Z’<Z, окончательно примем Z = 5.

Сила предварительного натяжения одного ремня

Сила, действующая на валы передачи,

5. Проектный расчет валов и выбор подшипников

5.1 Проектный расчет входного вала редуктора

5.1.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 40Х, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =640 МПа; sВ =790 МПа;

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем dB=45 мм.

5.1.2 Определение диаметров участков вала

Рисунок 2

Диаметры участков вала (рис. 2) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].

dП = dB+5…10 = 45+5 = 50 мм,

dБП = dП +5…10 = 50+5 = 55 мм.

В качестве опор примем подшипник 210 ГОСТ 8338-75

5.2 Проектный расчет выходного вала редуктора

5.2.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 45, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: sТ =540 МПа; sВ =780 МПа.

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем dB=70 мм.

5.2.2 Определение диаметров участков вала

Рисунок 3

Диаметры участков вала (рис. 3) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].

dП = dB+5…10 = 70+10 = 80 мм,

dБП = dП +5…10 = 80+10 = 90 мм,;

dK>dП, принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда dK =85 мм;

dБК = dK +5…10 = 85+10 = 95 мм

В качестве опор примем подшипник 216 ГОСТ 8338-75

6. Проверочный расчет валов

6.1 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1.1 Исходные данные

Схема нагружения представлена на рисунке 4.

Силы действующие на вал:

- окружная сила .

- распорная сила

- осевая сила

- сила действия ременной передачи

Рисунок 4. Схема нагружения вала.

6.1.2 Определение реакций в опорах

Определим реакции в опорах

YB·0,172 – Ft·0,086 = 0

 YA +YB –Ft = 0

YA = Ft - YB = 10015,5 – 5007,7= 5007,7 H

XB·0,172 + Fr·0,086+ Fb·0,065 = 0

 XA +XB +Fr - Fb = 0

XA = - XB - Fr -Fb = -(-2366,8) – 4196-711,2= -2540,4 H

Полученные реакции в опорах

YА = 5007,7 H; YВ = 5007,7 Н; XА = -2366,8 H; XВ = -2540,4 Н.

6.1.3 Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность

Строим эпюры изгибающих моментов Мx и Мy в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 5)

Выбираем опасные сечения: А-А и Б-Б (рисунок 4)

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарный и крутящий моменты возьмем в середине опоры. Моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 0 Нм; МY = 46,2 Нм; Т=403,5 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),

Рисунок 5 Эпюры моментов

Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 50 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

где у-1- предел выносливости материала при изгибе; у-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; kу= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в - коэффициент поверхностного упрочнения; в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу - коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; еу = 0,77 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

уa - амплитуда циклов нормальных напряжений;

;

уm - среднее напряжение цикла нормальных напряжений; уm =0 ;

шу - коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1- предел выносливости материала при кручении; ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении; kф = 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф - коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала; еф = 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

фa - амплитуда циклов касательных напряжений;

;

фm - среднее напряжение цикла касательных напряжений; фm=0 МПа; шф- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена

Сечение Б-Б.

Концентрация напряжений вызывается зубьями шестерни; моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 430,7 Нм; МY = 218,5 Нм; Т=403,5 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра впадин шестерни, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 74,575 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

гдеу-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу= 1,66 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,7 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу = 0,74 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

уm =0;

шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф = 1,54 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,7 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф = 0,786 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

фm=0 МПа;

шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

6.2 Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Исходные данные

Схема нагружения представлена на рисунке 6.

Силы действующие на вал:

- окружная сила .

- распорная сила

- осевая сила

- сила действия муфты

где dм - диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент; примем dм = 3dв = 3·0,070 = 0,21 мм

Н

Рисунок 6. Схема нагружения вала

6.2.2 Определение реакций в опорах

Определим реакции в опорах

YB·0,18 + Ft·0,09 – Fм·0,355 = 0

 YA +YB +Ft - Fм = 0

YA = Fм -Ft - YB =4317,7 -10015,5 –3507,7= -9205,5 H

XB·0,18 - Fr·0,09 = 0

 XA +XB -Fr = 0

XA = Fr - XB = 4096-2098 = 2098 H

Полученные реакции в опорах

YА = -9205,5 H; YВ = 3507,7 Н; XА = 2098 H; XВ = 2098 Н.

6.2.3 Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность

Строим эпюры изгибающих моментов МX и МY в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 7)

Выбираем опасные сечения: А-А и Б-Б (рисунок 6).

Сечение А-А. Концентрация напряжений вызывается шпоночным пазом; по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 828,5 Нм; МY = 188,8 Нм; Т=1511,2 Нм

Рисунок 7 Эпюры моментов.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра под зубчатым колесом, полученным в предварительном расчете, следовательно вал выдержит нагрузку. Значит оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала полученный при предварительном расчете d = 85 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

гдеу-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу= 1,75 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу = 0,785 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

где b=0,022 м – ширина шпоночного паза;

t1=0,009 м – глубина шпоночного паза;

уm =0;

шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф = 1,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 1,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф = 0,745 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

фm=0 МПа; шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

Сечение Б-Б

Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 755,6 Нм; МY = 0 Нм; Т=1511,2 Нм.

Суммарный момент равен:

Эквивалентный момент равен

Диаметр вала в рассчитываемом сечении

,

где [уИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [уИ] =50 МПа ([2], стр. 54),

Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 80 мм

Условие усталостной прочности имеет вид:

где [S] - требуемый коэффициент запаса прочности; с учетом требуемой жесткости [S] = 3;

Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

Где у-1 = 250 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kу= 2,5 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еу = 0,81 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

уm =0;

шу = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

,

где ф-1 = 150 МПа ([2], стр. 65, табл. 3.5.);

kф = 1,8 ([2], стр. 66, табл. 3.6.);

в = 2,8 ([2], стр. 68, табл. 3.8.);

еф = 0,76 ([2], стр. 68, табл. 3.7.);

;

фm=0 МПа;

шф = 0 ([2], стр. 65, табл. 3.5.),

следовательно прочность обеспечена.

7.1 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала

7.1.1 Исходные данные:

частота вращения вала n = 487,5 об/мин,

требуемая долговечность подшипников L10h = 5256 часа

осевая сила FА = 0 Н

подшипник шариковый радиальный №210

7.1.2 Расчет опор

Реакция в левой опоре

,

где YА = 5007,7 H; XА = -2366,8 H – реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ = 5007,7 Н; XВ = -2540,4 Н – реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим

Сr = 35100 Н, С0r = 19800 Н

Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки

РE1 = VFr1 Kу KT

РE2 = VFr2KуKT

где V= 1 - коэффициент вращения колеса;

Kу = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки

KT = 1 - температурный коэффициент

РE1 = 1·5538,8··1,2·1=6646,6 H

РE2 = 1·5615,2··1,2·1=6738,2 H

Для наиболее нагруженного 2-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр< Сr (35097 < 35100), то предварительно намеченный подшипник подходит.

7.2 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала

7.2.1 Исходные данные:

частота вращения вала n = 125 об/мин,

требуемая долговечность подшипников L10h = 5256 часов

осевая сила FА = 0 Н

подшипник шариковый радиальный №216

7.2.2 Расчет опор

Реакция в левой опоре

,

где YА = -9205,5 H; XА = 2098 H – реакции в опоре

Реакция в правой опоре

где YВ = 3507,7 Н; XВ = 2098 Н – реакции в опоре

Для этого подшипника по справочнику ([1], табл. 24.16.) находим

Сr = 70200 Н, С0r = 45000 Н

Вычисляем эквивалентные динамические радиальные нагрузки

РE1 = VFr1 Kу KT

РE2 = VFr2KуKT

где V= 1 - коэффициент вращения колеса;

Kу = 1,2 - коэффициент динамической нагрузки

KT = 1 - температурный коэффициент

РE1 = 1·9441,5··1,2·1=11329,8 H

РE2 = 1·4087,2··1,2·1=4904,7 H

Для наиболее нагруженного 1-го подшипника определяем требуемую динамическую грузоподъемность

Так как Стр< Сr (38559<70200), то предварительно намеченный подшипник подходит.

привод конвейер электродвигатель редуктор

8. Выбор и расчет шпоночных соединений

8.1 Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи

8.1.1 Исходные данные

диаметр вала d = 45 мм

крутящий момент Т = 403,5 Нм

8.1.2 Выбор шпонки

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 14 мм,

высота шпонки h = 9 мм,

длина шпонки l = 63 мм,

глубина паза на валу t1 = 5,5 мм,

глубина паза ступицы t2 = 3,8 мм.

8.1.3 Расчет на смятие

Условие прочности на смятие

где [усм] - допускаемое напряжение на смятие; [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр - рабочая длина шпонки; lр = l - b = 63 - 14 = 49 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.1.4 Расчет на срез

Условие прочности на срез

,

где [фср] - допускаемое напряжение на срез; [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

8.2.1 Исходные данные

диаметр вала d = 85 мм

крутящий момент Т = 1511,2 Нм

8.2.2 Выбор шпонки

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 22 мм,

высота шпонки h = 14 мм,

длина шпонки l = 90 мм,

глубина паза на валу t1 = 9 мм,

глубина паза ступицы t2 = 5,4 мм.

8.2.3 Расчет на смятие

Условие прочности на смятие

где [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр = l - b = 90 - 22 = 68 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.2.4 Расчет на срез

Условие прочности на срез

,

где [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.3 Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи

8.3.1 Исходные данные

диаметр вала d = 70 мм

крутящий момент Т = 1511,2 Нм

8.3.2 Выбор шпонки

Предварительно принимаем призматическую шпонку. По диаметру вала выбираем размеры шпонки:

ширина шпонки b = 20 мм,

высота шпонки h = 12 мм,

длина шпонки l = 90 мм,

глубина паза на валу t1 = 7,5 мм,

глубина паза ступицы t2 = 4,9 мм.

8.3.3 Расчет на смятие

Условие прочности на смятие

где [усм] = 100 МПа ([2], стр. 74);

lр = l - b = 90 - 20 = 70 мм.

следовательно, условие прочности обеспечено.

8.3.4 Расчет на срез

Условие прочности на срез

,

где [фср] = 100 МПа ([2], стр. 74);

следовательно, условие прочности обеспечено.

9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора

9.1 Цилиндрическая шестерня шевронной передачи

Шестерню шевронной передачи изготовляем заодно с валом ввиду небольшой разницы между диаметром вала (dБП=55 мм) и диаметром впадин шестерни (df1 = 74,575 мм). Ширина шестерни b1 = 105 мм.

9.2 Цилиндрическое колесо быстроходной передачи

Диаметр ступицы:

dступ = (1,5...1,8)·dК = 1,5 · 85 = 128 мм.

Длина ступицы:

Lступ = (0,8...1,5)·dК = 1,0 · 85 = 85 мм.

Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца:

Lступ = b2 = 100 мм.

Толщина обода:

до = 2,2 · m + 0,05 · b2 = 2,2 · 2,5 + 0,05 · 100 = 10,5 мм

где b2 = 100 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска:

С = (д0 +0,5·(Dступ.-Dвала))=0,5·(8,0+0,5·(75-50))= 20,5 мм = 20 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода = Df2 - 2·д0 = 313,165-2·10,5= 292 мм.

Диаметр центровой окружности:

DCотв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (292 + 128) = 210 мм

Диаметр отверстий:

Dотв. = (Doбода+dступ.)/8 = (292+128)/8=52,5мм=52 мм.

10. Расчет элементов корпуса редуктора

Для редукторов толщину стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жёсткости корпуса, вычисляем по формуле:

д = 1,3 · (TIII)1/4 = 1,3 · 1511,21/4 = 8,1 мм= 9 мм

В местах расположения обработанных платиков, приливов, бобышек, во фланцах толщину стенки необходимо увеличить примерно в полтора раза:

д1 = 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм

Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом, сопрягаем радиусом

r = 0,5 · д = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Плоскости стенок, встречающиеся под тупым углом, сопрягают радиусом

R = 1,5 · д = 1,5 · 9,0 = 13,5 мм.

Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть равна

0,8 · д = 0,8 · 9,0 = 7,2 мм.

Учитывая неточности литья, размеры сторон опорных платиков для литых корпусов должны быть на 2...4 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей.

Обрабатываемые поверхности выполняются в виде платиков, высота h которых принимается h = (0,4...0,5) · д. Принимаем h = 0,5 · 9,0 = 4,5 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

д3 = 0,9 · д = 0,9 · 9 = 8,1 мм.

Округляя, получим д3 = 8,0 мм.

Диаметр винтов крепления крышки корпуса вычисляем в зависимости от вращающего момента на выходном валу редуктора:

d = 1,25 · (TIII)1/3 = 1,25 · 1511,21/3 = 14.3 мм

Принимаем d = 14,0 мм.

Диаметр штифтов

dшт = (0,7...0,8) · d = 0,7 · 14,0 = 9.8 мм.

Принимаем dшт = 10,0 мм.

Диаметр винтов крепления редуктора к плите (раме):

dф = 1,25 · d = 1,25 · 14,0 = 17,5 мм.

Принимаем dф = 18,0 мм.

Высоту ниши для крепления корпуса к плите (раме) принимаем:

h0 = 2,5 · d = 2,5 · 14,0 = 35 мм.

11. Выбор системы смазки

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 19 = 4,75 дм3.

По таблице 10.8 [6] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уH = 515,8 МПа и скорости v = 2,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2По таблице 10.10[6] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[6]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Детали перед сборкой промыть и очистить.

Сначала собираем валы редуктора. Ставим колесо, устанавливаем подшипники, закладываем шпонки.

Далее устанавливаем валы в корпус редуктора.

Закрываем редуктор крышкой и стягиваем стяжными болтами. Устанавливаем крышки подшипников.

После этого редуктор заполняется маслом. Обкатываем 3 часа, потом промываем.

1. Расчет деталей машин: учеб. Пособие/ Г.Л. Баранов – 2.е изд. перераб. и доп. – Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2007, 222 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Малейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа, 1982. - 334 с., ил.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1985 - 416 с., ил.

4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учебн. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с., ил.

5. Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2ч. Ч.1. – 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576с.: ил.

6. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1980.–351 с.

7. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.: ил.