2.1 Выбор материала и термообработки

Выбираем для обоих конических колес сталь 40Х, термообработка - улучшение: у шестерни до твердости ; у колеса до твердости .

2.2 Проектировочный расчет

Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9), 1]:

,

где у_Hlimb - предел контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов нагружений; K_HL - коэффициент долговечности; [S_H] - коэффициент запаса прочности.

По таблице 8 [4] для колеса с твердостью поверхностей зубьев менее и термической обработкой (улучшением):

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Срок службы привода в часах [формула (13), 4]:

ч,

где лет - срок работы машины; дней - число рабочих дней в году;
- число рабочих смен в сутках; ч - длительность смены.

Число циклов нагружения зубьев колес [формула (41), 4] при:

ведущий вал: ;

ведомый вал: ,

где - число зацеплений зуба за один оборот колеса.

Базовое число циклов нагружений определим путем линейной интерполяции в зависимости от твердости поверхности зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

Коэффициенты долговечности [с. 33, 1]:

для шестерни: ;

принимаем ;

для колеса: ;

принимаем .

Минимальный коэффициент запаса прочности, для колес из улучшенной стали, принимаем [c. 33, 1].

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Для прямозубой передачи [формула (44), 4]:

МПа.

Выбор вида зуба - принимаем коническую передачу с прямым зубом.

Расчет внешнего делительного диаметра колеса d_e2 из условия контактной выносливости [формула (3.29), 1]:

где T₂ - вращающий момент на ведомом колесе, Н • м; - коэффициент ширины венца по внешнему конусному расстоянию R_e, принимаем [с. 49, 1],

- коэффициент ширины венца по среднему диаметру, принимаем

.

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [табл. 3.5, 1], при твердости поверхности HB ? 350, консольном расположении шестерни относительно опор, принимаем ; K_d - коэффициент диаметра колеса, для стальных передач при средних значениях коэффициентов Z для прямозубой передачи .

мм.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм [с. 49, 1].

Число зубьев колес:

принимаем для шестерни ;

число зубьев колеса , принимаем .

Уточнение передаточного отношения:

[с. 49, 1].

Отклонение u_ф от стандартного значения в пределах допуска.

Внешний окружной модуль:

мм;

округление модуля до стандартного значения не проводим [с. 50, 1].

Уточнение внешнего делительного диаметра колеса:

мм;

[с. 49, 1].

Расчет размеров шестерни и колеса [табл. 3.11, 1].

Углы делительных конусов:

шестерни ;

колеса .

Внешнее конусное расстояние:

мм.

Ширина венца колес:

мм.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм.

Внешние делительные диаметры шестерни и колеса:

мм; мм.

Средние делительные диаметры шестерни и колеса:

мм;

мм.

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

мм;

мм.

Средний окружной модуль:

мм.

Определяем коэффициент ширины венца по среднему диаметру [формула (3.8), 1]:

Средняя окружная скорость:

м/с.

По вычисленной окружной скорости назначаем степень точности - 7 (Ошибка! Закладка не определена.) [табл. 4.2 2].

2.3 Силы в зацеплении

Силы в зацеплении [формулы (8.6), (8.7), 1]:

окружная:

Н;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса:

Н;

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса:

Н.

2.4 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_Hх - коэффициент внутренней динамической нагрузки [табл. 4, 4], - для степени точности 7, твердости поверхности зубьев HB ? 350, прямозубых колес, при окружной скорости м/с.

K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [табл. 3.5, 1], - при твердости поверхности зубьев HB ? 350, консольном расположении шестерни относительно опор, .

K_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес .

Проверка контактных напряжений по формуле (3.27) [1]:

МПа;

МПа МПа.

Недогрузка , что меньше допустимой 10 % [с. 56, 4]. Условие прочности выполняется.

2.5 Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле (3.21) [1]:

Мпа.

Допускаемое контактноенапряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением [с. 41, 1]:

МПа,

где для стали 40Х при термообработке - улучшение до твердости , габарит [табл. 1, 4] предел текучести МПа.

МПа МПа.

Условие прочности выполняется.

2.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем допускаемые напряжения изгиба по формуле (3.31) [1]:

Здесь - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической.

Коэффициент нагрузки:

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий [табл. 3.7, 1], - при твердости поверхности зубьев , консольном расположении шестерни относительно опор, .

K_Fх - коэффициент внутренней динамической нагрузки [табл. 4, 4], - для степени точности 7, твердости поверхности зубьев , прямозубых колес, при окружной скорости м/с.

K_Fб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес .

Таким образом, коэффициент .

Y_F - коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [с. 46, 1]:

для шестерни:

; [с. 42, 1];

для колеса:

; [с. 42, 1].

Допускаемое напряжение определяем по формуле (3.24) [1]

,

где - предел выносливости зубьев на изгиб для отнулевого цикла напряжений при базовом числе циклов нагружений; - коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24), [1]).

(по табл. 3.9, [1]), (для поковок и штамповок). Следовательно .

Предел выносливости зубьев при изгибе стали 40Х, соответствующий базовому числу циклов для выбранной термообработки, по табл. 3.9 [1]:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Находим отношения :

для шестерни: ;

для колеса: .

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса.

МПа.

МПа МПа.

Условие прочности выполняется

2.7 Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения:

МПа.

Допускаемое напряжение при расчете на изгибную статическую прочность [формула (51), 4]:

МПа.

МПа МПа.

Условие прочности выполняется.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего: Н • мм;

ведомого: Н • мм.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении МПа по формуле (8.16) [1]:

мм.

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с валом электродвигателя стандартной муфтой, соблюдают условие, чтобы диаметры соединяемых валов имели размеры, отличающиеся не более чем на 20 % [с. 162, 1]. В нашем случае мм, мм, по ГОСТ 24266-94 принимаем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под мм и мм. Диаметр под уплотнением примем мм, под подшипниками мм, под шестерней мм.

Проверка выбранной муфты по допускаемому крутящему моменту.

По табл. 11.5 [1] для выбранной муфты находим значение допускаемого крутящего момента Н ? м и выполним проверку по формуле (11.1) [с. 268, 1]:

Н ? мм ? Н ? м - условие выполняется.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при меньшем МПа:

мм.

По ГОСТ 24266-94 принимаем мм; диаметр под подшипниками мм; под зубчатым колесом мм. Для упрощения конструкции вала диаметр под уплотнением примем равным диаметру под подшипниками мм [с. 162, 1; §9.2, 1].

Диаметры остальных участков валов назначаются исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

мм; примем мм.

Для конических шестерен должно выполнятся условие: минимальное расстояние от впадины зуба до шпоночной канавки должно быть больше . Из первой компоновки измерением находим мм, при диаметре мм высота шпоночного паза по табл. 8.9 [1] мм. Тогда условие [с. 234, 1]

мм мм

выполняется, следовательно шестерню выполняем раздельно от вала.

Колесо

Коническое зубчатое колесо кованое [см. гл. X, табл. 10.1, с. 233, 1]:

Его размеры: мм; мм.

Диаметр ступицы: мм.

Длина ступицы: мм, принимаем мм.

Толщина обода: мм, принимаем мм.

Толщина диска: мм, принимаем мм.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм, принимаем мм;

мм, принимаем мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

мм;

мм;

нижнего пояса корпуса:

мм.

Диаметры болтов:

фундаментных:

мм,

принимаем болты с резьбой ;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

мм,

принимаем болты с резьбой ;

соединяющих крышку с корпусом:

мм,

принимаем болты с резьбой ;

крепящих крышки подшипников: принимаем болты с резьбой .

6. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

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

Компоновочный чертеж выполнен в одной проекции (разрез по осям валов) в масштабе 1:1 в тонких линиях.

Примерно посередине листа проводим горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной линии - оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки мм.

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

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на растояниимм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Для однорядных конических роликоподшипников по формуле (9.11) [1].

Для подшипников на ведущем валу размер

мм.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника мм.

Принимаем размер между реакциями подшипников ведущего вала мм. Принимаем мм.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на растояниимм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника Ошибка! Закладка не определена.мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

Для подшипников на ведомом валу размер

мм.

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

Замером определяем расстояния мм и Ошибка! Закладка не определена.мм.

мм мм.

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

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 маслянных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

7. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Ведущий вал

(Ошибка! Закладка не определена.мм; мм; мм;

Н; Н; Н).

Плоскость XOZ:

;

Н;

;

Н.

Проверка: .

Плоскость YOZ:

;

Н;

;

Н;

Проверка: .

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Основные составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле (9.9) [1]:

Н;

Н;

здесь для подшипников 7211A параметр осевогонагружения.

Осевые нагрузки подшипников [табл. 9.21, 1]. В нашем случае , тогда

Н;

Н.

Рассмотрим левый подшипник

Отношение , поэтому осевую нагрузку не учитываем. [с. 212, 1].

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) [1]:

.

Для заданных условий (вращается внутреннее кольцо) [с. 212, 1]; коэффициент безопасности принимаем [табл. 9.19, 1]; температурный коэффициент принимаем [табл. 9.5, 2].

Для конических подшипников при коэффициент и коэффициент [табл. 9.18 и П7, 1].

Н.

Рассмотрим правый подшипник

Отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем. [с. 212, 1].

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) [1]:

Для заданных условий (вращается внутреннее кольцо) [с. 212, 1]; коэффициент безопасности принимаем [табл. 9.19, 1]; температурный коэффициент принимаем [табл. 9.5, 2].

Для конических подшипников при коэффициент и коэффициент [табл. 9.18 и П7, 1].

Н.

Так как Н Н, то долговечность подшипников определим по более нагруженной опоре 1.

Расчетная долговечность, млн. об. [с. 211, формула (9.1), 1]:

млн. об.

Расчетная долговечность, ч [формула (9.2), 1]:

ч ч,

где об/мин частота вращения ведущего вала.

Полученная долговечность больше требуемой. Подшипники приемлемы.

Расчет эпюр моментов на валу:

Ошибка! Закладка не определена. Н • м;

Н • м;

Н • м;

Н • м;

Ошибка! Закладка не определена. Н • м;

Н • м;

Н • м;

Н • м.

Рис. 1. Расчетная схема ведущего вала

Ведомый вал

(Ошибка! Закладка не определена.мм; мм; мм;

Н; Н; Н).

Плоскость XOZ:

;

Н;

;

Н.

Проверка: .

Плоскость YOZ:

;

Н;

;

Н;

Проверка: .

Суммарные реакции:

Н;

Н.

Намечаем радиально-упорные шарикоподшипники 46211K.

Отношение , этой величине соответствует [с. 213, 1].

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле (9.9) [1]:

Н;

Н;

здесь для подшипников 46211K параметр осевогонагружения[с. 213, 1].

Осевые нагрузки подшипников [табл. 9.21, 1]. В нашем случае тогда

Н;

Н.

Рассмотрим левый подшипник

Отношение , поэтому осевую нагрузку не учитываем. [с. 212, 1].

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) [1]:

.

Для заданных условий (вращается внутреннее кольцо) [с. 212, 1]; коэффициент безопасности принимаем [табл. 9.19, 1]; температурный коэффициент принимаем [табл. 9.5, 2].

Для радиально-упорных шарикоподшипников прикоэффициент и коэффициент [табл. 9.18, 1].

Н.

Рассмотрим правый подшипник

Отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем. [с. 212, 1].

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3) [1]:

.

Для радиально-упорных шарикоподшипников при коэффициент и коэффициент [табл. 9.18 и П7, 1].

Н.

Так как Н Н, то долговечность подшипников определим по более нагруженной опоре 4.

Расчетная долговечность, млн. об. [с. 211, формула (9.1), 1]:

млн. об.

Расчетная долговечность, ч [формула (9.2), 1]:

ч ч,

где об/мин частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность больше требуемой. Подшипники приемлемы.

Расчет эпюр моментов на валу:

Ошибка! Закладка не определена. Н • м;

Н • м;

Н • м;

Ошибка! Закладка не определена. Н • м;

Н • м;

Н • м;

;

Н • м.

Рис. 2. Расчетная схема ведомого вала

8. ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности определяем по формуле (8.22) [1]:

;

Напряжение среза и условие прочности определяем по формуле (8.24) [1]:

.

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице Мпа.

Допускаемые напряжения при расчете шпонок на срез МПа.

Ведущий вал

Н • м.

На выходном конце вала:

мм; мм; мм; мм; мм.

МПа;

МПа.

Под шестерней:

мм; мм; мм; мм; мм.

МПа;

МПа.

Ведомый вал

Н • м.

На выходном конце вала:

мм; мм; мм; мм; мм.

МПа;

МПа.

Под колесом:

мм; мм; мм; мм; мм.

МПа;

МПа.

Все условия выполняются.

9. 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 для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Материал валов - сталь 45 нормализованная. По табл. 1 [с. 19, 4] МПа.

Пределы выносливости:

МПа;

МПа.

Ведущий вал

Сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к шестерне.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Н • мм;

Н • мм.

Суммарный изгибающий момент:

Н • мм.

Момент сопротивления при изгибе:

мм³.

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

МПа;

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где [табл. 8.7, 1]; [с. 164, 1]; [с. 162, 1].

Момент сопротивления при кручении:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где [табл. 8.7, 1]; [с. 166, 1].

Коэффициент запаса прочности:

> [s].

Сечение при передаче вращающего момента от двигателя к редуктору через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала
возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине
посадочной части вала.

Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых
редукторов на тихоходном валу должна быть , при.

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты мм, получим изгибающий момент в сечении от консольной нагрузки:

Н • мм.

При мм; мм; мм

Момент сопротивления при изгибе [табл. 8.5 c. 165, 1]:

мм³.

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

МПа;

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где [табл. 8.6, 1]; [табл. 8.8, 1]; [с. 164, 1]; [с. 162, 1].

Момент сопротивления при кручении:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где [табл. 8.6, 1]; [табл. 8.8, 1]; [с. 166, 1].

Коэффициент запаса прочности:

> [s].

Ведомый вал

Сечение при передаче вращающего момента от редуктора через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала
возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине
посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых
редукторов на тихоходном валу должна быть , при.

Приняв у ведомого вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты мм, получим изгибающий момент в сечении от консольной нагрузки:

Н • мм.

При мм; мм; мм

Момент сопротивления при изгибе [табл. 8.5 c. 165, 1]:

мм³.

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

МПа;

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где [табл. 8.6, 1]; [табл. 8.8, 1]; [с. 164, 1]; [с. 162, 1].

Момент сопротивления при кручении:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где [табл. 8.6, 1]; [табл. 8.8, 1]; [с. 166, 1].

Коэффициент запаса прочности:

> [s].

Проверим прочность в сечении под колесом мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессовкой колеса на вал. Через это сечение передается вращающий момент Н • мм.

Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных плоскостях:

Н • мм;

Н • мм.

Суммарный изгибающий момент:

Н • мм.

При мм; мм; мм

Момент сопротивления при изгибе [табл. 8.5 c. 165, 1]:

мм³.

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

МПа;

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

МПа;

Если в рассматриваемом сечении имеется несколько концентраторов напряжений, то учитывают один из них - тот для которого отношение больше [с. 167, 1].

Принимаем [табл. 8.6, 1]; [табл. 8.8, 1]; [с. 164, 1]; [с. 162, 1].

Для напресовки[табл. 8.7, 1].

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

Момент сопротивления при кручении:

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где [табл. 8.7, 1]; [с. 166, 1].

Коэффициент запаса прочности:

> [s].

10. ВЫБОР СОРТА МАСЛА

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса на всю длину зуба. Объём масляной ванны V определяем из расчёта 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности:

дм³.

По табл. 10.8 [с. 253, 1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и средней скорости м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна м²/с . По табл. 10.10 [с. 253, 1] принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 9.14 [1] -консталины жировые УТ-1.

11. 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, подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 ч 100°С;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала;

- затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку. Далее передачу закрывают крышкой редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Далее на концы ведущего и ведомого валов в шпоночные канавки закладывают шпонки.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.

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

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т. е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана, в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ