Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т - выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу - зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу транспортера ;

Угловая скорость вала редуктора ;

Передаточное число редуктора ;

Отклонение от передаточного числа ;

Время работы редуктора .

1 - электромотор;

2 - ременная передача;

3 - муфта упругая втулочно-пальцевая;

4 - редуктор;

5 - ленточный транспортёр;

I - вал электромотора;

II - ведущий вал редуктора;

III - ведомый вал редуктора.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес ?1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ?2 = 0,99; КПД клиноременной передачи ?3 = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, ?4 = 0,99

2.2 Общий КПД привода

? = ?1 ?2 ?3 ?4 = 0,98•0,992•0,95•0,99= 0,90

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

Pтр = = =1,88 кВт.

где PIII-мощность выходного вала привода,

-общий КПД привода.

2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Рдв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Рдв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.

Номинальная частота вращения

nдв.=nc1-s

где nc-синхронная частота вращения,

s- скольжение

nдв =

2.5 Угловая скорость

?I = = = 73,79рад/с.

2.6 Частота вращения

nIII= = = 114,64об/мин

2.7 Передаточное отношение

Uоб= i = = = 6,1

где I-угловая скорость двигателя,

III-угловая скорость выходного привода

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

ip = = =3,81- что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кНм.

Крутящий момент на 1-м валу МI=0,025кНм.

PII=PIp=1,880,95=1,786 Нм.

радс

кНм.

Крутящий момент на 2-м валу МII=0,092 кНм.

кНм.

Крутящий момент на 3-м валу МIII=0,14 кНм.

2.10 Выполним проверку

Определим частоту вращения на 2-м валу

обмин.

Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал I	nI=705 обмин	I=73,79 рад/с	МI=0,025 кНм
Вал II	nII=184,9 обмин	II=19,36 рад/с	МII=0,092 кНм
Вал III	nIII=114,64 об/мин	III=12 рад/с	МIII=0,14 кНм

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, [1], стр.33:

где H limb - предел контактной выносливости;

b - база нагружения;

KHV - коэффициент долговечности;

SH - коэффициент безопасности.

Значение H limb выбираем из [1] табл.3.2, стр.34.

Для шестерни:

H limb=2HB1+70=2260+70=590 МПа;

Для колеса

H limb=2HB2+70=2230+70=530 МПа.

Для шестерни

= МПа;

Для колеса

= МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю = 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ?bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент Кн?, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: Кн? = 1,25.

Внешний делительный диаметр колеса находим по формуле 3.9 1 стр.49

В этой формуле для прямозубых передач Кd= 99;

Передаточное число U=1,16;

МIII-крутящий момент на 3-м валу.

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=180 мм

Примем число зубьев шестерни z1=32

3.1 Число зубьев колеса

z2=z1U=321,6=51

3.2 Внешний окружной модуль

мм

3.3 Уточняем значение

мм

3.4 Углы делительных конусов

ctq1=U=1,6 1= 320

2=900-1=900-320=580

3.5 Внешнее конусное расстояние

мм

3.6 Длина зуба

мм

3.7 Внешний делительный диаметр

мм

3.8 Средний делительный диаметр шестерни

мм

3.9 Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

мм

3.9 Средний окружной модуль

мм

3.10 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

3.11Средняя окружная скорость

м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

3.12 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 [1] при ?bd =0,28;консольним расположением колес и твердости НВ < 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, КН? = 1,15.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, КH=1,05 1 см. таб. 3.4

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при 5 м/с, КH=1,05 1 cм. таб. 3.6

Таким образом, Кн = 1,151,051,05 = 1,268.

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.27) из 1

= 346,4 МПа,

346,4H=442 МПа

Условие прочности выполнено

3.14 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

= 1920 Н;

радиальная

592,6 Н;

Осевая

370 H

3.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле3.31 из 1:

3.16 Коэффициент нагрузки

KF = KF?•KF

3.17 По табл. 3.7 [1] при ?bd = 0,28,консольном расположении, валах на роликовых подшипниках колес и твердости НВ < 350 значение KF? = 1,37.

3.18 По табл. 3.8 [1] при твердости HB350, скорости =1,02 м/с и 7-й степени точности коэффициент KF =1,25(значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием 1 стр.53

Таким образом, KF =1,371,25=1,71

3.19 Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев;

у шестерни

37,7 ;

у колеса

96,2

при этом коэффициенты YFl = 3,72 и YF2 = 3,605 (см. с. 42) [1].

3.20 Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжением изгиба:

По таб.3.9 1 для стали 45 улучшенной при твердости HB350

0Flimb=1,8 HB

Для шестерни ?= 1,8 260 = 468 МПа;

Для колеса ?= 1,8•230 = 414 МПа.

3.21 Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]'•[SF]''

По табл. 3.9 [1] [SF] = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [SF]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = 1,75.

3.22 Допускаемые напряжения:

для шестерни [?F1] = = 236,5 МПа;

для колеса [?F2] = = 206 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни = 64 МПа.

для колеса = 57 МПа

3.23 Проверку на изгиб проводим для колеса:

= 154 МПа < 206 МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов на кручение, выполняют по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

Ведущего МII=92103 Hм

Ведомого МIII=140103 Нм

4.2 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении к=20 МПа для ведущего вала:

26 мм

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда dB2= 28

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dП2 = 35 мм,

Диаметр под шестерни dK2=28 мм

4.3 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении к=15 МПа для ведомого вала:

36 мм.

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда dB3 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dП3 = 45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dK3=50 мм

Диаметр под уплотнитель d=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

5.1 Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст.).

lст.=b= 30 мм

5.2 Колесо:

Коническое колесо кованое.

Его размеры: dае2=184 мм; b2= 30 мм.

Диаметр ступицы dст = l,2·dk2 = 1,2 · 50 = 60 мм; длина ступицы lст = (1,2 l,5)dk2 = (1,2 1,5) • 28 = 33,6 ?42 мм, принимаем lст = 38 мм.

Толщина обода ?0 = (3 4) m= (3 4)•3 = 9 12 мм, принимаем ?0 = 10 мм.

Толщина диска С =(0,1? 0,17) Re=(0,1?0,17)·105=10,5?17,9 мм

Принимаем с=14 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

? = 0,05·Re+1=0,05·105+1=6,268 мм; принимаю ?=7 мм

?1=0,04?Re+1=0,04?105+1=5,21 мм; принимаю ?=6 мм.

6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 ? = 1,5•7 = 10,5 мм; принимаю b=11 мм

b1 = 1,5•?1 = 1,5•6= 9 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 ? = 2,35•7 = 16,45 мм; принимаю р = 17 мм.

6.3 Диаметр болтов:

фундаментных d1 = 0,055Re+12=0,055?105+12=17,79 мм; принимаю фундаментальные болты с резьбой М18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d2 = (0,7 0,75)d1 = (0,7 0,75)•18 = 12,0 13,5 мм;

принимаю болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d3 = (0,5 0,6) d1 = (0,5 0,6)•18 = 9 10,8 мм;

принимаю болты с резьбой М10.

7. 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.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников - пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазе удерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции - разрез по осям валов - на листе формата А1. Предпочтителен масштаб 1:1. проводим посредине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - ось ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом ?1=32о осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки Re=105 мм.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии (см. таблица П7):

Условное обозначение подшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм	кН
7207	35	72	18,25	38,5	26	0,37
7209	45	85	20,75	50	33	0,41

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 8-10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника для размещения мазеудерживающего кольцо 10-15 мм.

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к срединам контактных площадок (см. табл. 9.21). для однорядных конических роликоподшипников по формуле:

мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника

f1=d1+a1=35+15,72=50,72 мм

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала

с1~(1,4?2,3)·f1=(1,4?2,3)·50,72=71?116,6 мм

Принимаем с1=90 мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии 10-15 мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника 15-20 мм для размещения мазеудерживающего кольца.

Для подшипников 7209 размер мм

Определяем замером размер А - от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполнен симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А = А = мм. Нанесём габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f2= мм и с2= мм (так как А`+А=f2+c2).

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5 х, т.е. 15мм.

8. Проверка долговечности подшипника

8.1 С точки зрения конструктивных соображений более рациональным будет просчитать долговечность наиболее нагруженного подшипника на валу, который вращается с большей частотой, т.е. подшипник находящейся радом с шестерней на ведущем валу.

Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1920 H, Fr =592,6 H; Fa=370 Н из первого этапа компоновки с1 = 90 мм. и f1= 50.72 мм

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx2c1 - Ft f1= 0 H ;

Rx2 = 1082 H;

Rx1c1 - Ft (f1 +c1)= 0 H ;

Rx1 = 3002 H;

Проверка: Rx2 - Rx1 + Ft = 1082 - 3002 + 1920 = 0 H;

в плоскости yz

-Ry2 + Frf1 - Fa = 0 H;

137 H ;

-Ry1 + Fr*(f1 + c1) - Fa = 0 H;

729,6 H;

Проверка: H;

Суммарные реакции:

Н ;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [формуле (9.9)]

S2 = 0.83ePr2 = 0.83*0.37*1090,6=334 H;

S1 = 0.83ePr1 = 0.83*0.37*3089,5 = 948,8 H;

здесь для подшипников 7207 параметр осевого нагружения e = 0,37

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9,21) [ Л. 1.] В нашем случае S1>S2; Fa>0; тогда Pa1 = S1= 1002.4 H; Pa2 = S1 + Fa =1002.4 +370=1372.4 H

Рассмотрим левый подшипник

Отношение Pa1/ Pr1 = 948.8/3089.5 = 0.307>e, поэтому не следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка Рэ1 =VРr1KбKT, в которой радиальная нагрузка Рr1 = 3089,6 Н; V = 1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1 (см. табл. 9.19) [Л.1]; КT = 1 (см. табл. 9.20) [Л.1].

Рэ2 = 3089,6 Н.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]

млн. об

Расчетная долговечность, ч

404190 ч.

Найденная долговечность приемлема так, как требуемая долговечность намного меньше, чем расчетная долговечность подшипника.

9. Второй этап компоновки редуктора

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют в соответствии с таблицей в гл IX [Л.1.]; размеры шпонок - в соответствии с таблицей в гл VII [Л.1.].

Диаметры участков валов под зубчатые колёса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предварительного расчета м с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М х 1,5 со стопорной многолапчатой шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1 - 0,15)dп; прнимаем её равной 0,15*35= 5,25мм.

Мазеудерживающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1-2 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого

ст=(0,08-0,12)D,

где D- наружный диаметр подшипника;

примем ст=0,12*728 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К=6 мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5-1 мм на длине. несколько меньшей длинны распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х=10 мм , и у2=20 мм и др.

Используя расстояния f2 и с2, вычерчиваем подшипники.

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала мм , а с другой - в мазе удерживающее кольцо; участок вала 50 мм делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо 45 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; преход вала от 50мм к 45мм смещен на 2-3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса к = 7 мм и определяем размеры основных элементов корпуса в соответствии с главой X [Л.1.]

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78 (см. табл. 8.9) [1].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

9.1 Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)

9.2 Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

[?cм] = 100 120 МПа.

9.3 Ведущий вал:

d = 28 мм; сечение шпонки bh = мм; глубина паза t1 = 4 мм; длина шпонки l = 32 мм; момент на ведущем валу МII= 92000= Н-cм;

91.26 МПа

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

9.4 Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку: d = 36 мм; b h = 10 8 мм; t1= 5 мм; длина шпонки l = 50 мм; момент на ведомом валу МIII =140000 Н•мм;

Условие ?cм < [?cм] выполнено.

10. Уточненный расчет валов

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

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

10.1 Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, нормализованная; ?в=570 МПа

10.2 Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

?-1=0,43?570=246 МПа

10.3 Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

?-1=0,58?246=142 МПа

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшым коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерни. В этом опасном сечении действуют максимальные изгибающие моменты Мх и Му и крутящий момент МII

Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал.

10.4 Изгибающие моменты в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

My= Rx2?c1=1082?90=97,380?103 H?мм

Мх=RY2?c1=137?90=12,330?103 H?мм

10.5 Сумарный изгибающий момент

Н?мм

10.6 Момент сопротивления сечения

мм3

10.7 Амплитуда нормальных напряжений

МПа

10.8 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением

где ?-1- предел выносливости;

??- коэффициент напряжения цикла по нормальным напряжением;

??- амплитуда нормальных напряжений.

10.9 Полярный момент сопротивления

мм3

10.10 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа

10.11 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжением

где ?-1-предел выносливости;

?-коэффициент учитывающий влияние цикла, ?=0,1

?m-средние напряжение цикла.

10.7 Результирующий коэффициент запаса прочности

11. Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивают в двух проекциях на листе формата А1 (594 841 мм) в масштабе 1:1с основной надписью и спецификацией (см. с. 319 - 321) [1].

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями в таблице 10,13 [Л,1,]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82,

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными соответственно в таблице 10,13 [Л,1,]

13. Выбор сорта масла

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

13.2 По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ?H = 442 МПа и скорости v =1,02 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 10-6 м2/с.

13.3 По табл. 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

13.4 Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смази выбираем по л ( табл. 9.14) [1], литол-24(ГОСТ21150-75).

14. Сборка редуктора

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

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С;

в ведомый вал закладывают шпонку 10 8 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.