Расчет редуктор

Введение.

Редуктором называют механизм, состоящий из  зубчатых колес  или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для  передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины.

Назначение  редуктора - понижение  угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

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 помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников  (например, змеевик с охлаждающей  водой в корпусе червячного редуктора).

1. Краткое описание привода.

4

2

3

5

1

      Рис.1

Привод состоит из:

1. Электродвигатель
2. Ременная передача.
3. Редуктор.
4. Коническая передача
5. Цепной конвейер.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода.

Определяем общий КПД  привода

η_общ=η₁η₂η₃η₄                                                                    (1)

  где η_1- КПД открытой ременной передачи , η₌0,97, [1,с5, табл.1.1];

       η_{2 -}КПД закрытой зубчатой передачи_, η=0,97,[1, с5, табл. 1.1];

        η₃  - КПД открытой конической передачи, η=0,95,[1, с5, табл. 1.1];

        η_4- - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения η=0,99,[1, с5, табл. 1.1];

       η₅- КПД учитывающий потери в опорах,  η=0,99,[1, с5, табл. 1.1];

η =0,97·0,97·0,95∙0,98∙0,99²=0,86.

 Определяем  требуемую мощность электродвигателя.

                          Ртр= Р₃/ η,                                                       (2)     

где Р₃- мощность на выходном валу привода, Р₃=4 кВт,                  

Р_тр=4/0,86 = 4,66 кВт.

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью  Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1500 об/мин, типоразмер 4А 112М4У3                 :, [1, с. 390].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя .

n_дв=n(1-s),                                                                     (3)

где n-синхронная частота  вращения, n=1500 об/мин;

      S- процент  скольжения ремня , S=3,7%, [1, с. 390].                                            

             n_дв=1500∙(1-0.037)=1444 об/мин.

Рис1.1

          Определяем  общее передаточное  число привода и разбиваем  его по ступеням.                                     

                  U_общ=U₁U₂U₃ ,                                                    (4)

  где    U₁- передаточное число ременной передачи.

       U₂-передаточное число редуктора, U₂=4

        U₃- передаточное число конической передачи            

             U_общ=n_дв /n₃ ,                                                                                      (5)

 где n_дв=1444 об/мин;    

    n₄= ω_дв∙30/3,14   

n₄=1,5∙30/3,14=14,3 об/мин, (ПЗ, задание).

   U_общ=1444/14,3=101

Примем передаточное число  ременной передачи U₁=4

Определяем передаточное число открытой передачи                            U₃= U_общ/ U₁∙U                                                  (6)

                           U₃=101/ 20=5,05,

Определяем  частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.

Вал электродвигателя:                                                                                                             

Р_тр= 4,66кВт;

n_дв=1444об/мин.                                                                                                

               ω_дв= π n_дв/30.                                                                                    (7)

ω_дв=3,14·144/30= 151,1 рад/с.

М_дв = Р_тр/ω_дв.

М_дв = 4,66·10³/151,1 =30,8 Н·м.

Вал IІ привода:

             n₂=n_дв/ U₁ .                                                                                        (8)

n₂=1444/4=361 об/мин;

ω₂= π n₂/30,                             

ω₂= 3.14∙361/30=37,78 рад/с.

М₂=М_дв∙U₁∙ η₁∙η₄=30,8∙4∙0.97∙0.98=117,2 Н•м.                                                                        

Вал ІIІ привода:

  n₃=n₂/ U₂ .                                                                                        (9)

n₃=361/5=72,2 об/мин;

ω₃=3,14·72,2/30=7,56 рад/с;

М₃=М₂∙U₂∙ η₂∙η₄=117,2∙5∙0.97∙0.98=507,4 Н•м

Вал IV привода:

n₄=n₃/ U₃

n₄=72,2/5,05=14,3 об/мин;

ω₄=3,14·14,3/30=1,5 рад/с.

М₄=М₃∙U₃∙ η₃∙η₅=557,12∙5,05∙0.99∙0,95=2619 Н•м

Полученные данные приводим в таблицу.

Таблица 1

[1,с.4 8, 290 291]

2.Расчет открытой  передачи.

Определяем  диаметр ведущего шкива d₁,мм

Из условия долговечности  для проектируемых кордошнуровых  ремней

       Принимаем d₁= 200 мм  (табл. 2.1)

Определяем диаметр ведомого шкива d₂,мм:

           (10)

Где  u= 4- передаточное число открытой передачи 

         ε =0,01– коэффициент скольжения, принимаем 

                             Принимаем d₂= 800мм (табл. 2.1)

Определяем фактическое  передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u

u =                                       (11)

u=             (12)

Определяем ориентировочно межосевое расстояние a, мм.

Определяем расчетную  длину ремня  l, мм

 Принимаем  l=5600мм ( согласно стандартного ряда длин)

Определяем угол обхвата  ремнем ведущего шкива α₁, град:

     (13)

Определяем скорость ремня  ,м/с:

Где: - диаметр ведущего шкива

n₁=144об/мин - частота вращения

 Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

_{Определяем  окружную силу Ft, передаваемую ремнем:}

Определяем допускаемую  удельную окружную силу :

                        (14)

Где

С_θ= 1- коэффициент угла наклона линии центров к горизонту   (табл.2.3);

С_υ=1,01-коэффициент влияния натяжения от центробежной силы  (табл.2.3);

С_ρ= 0,9-   коэффициент динамической нагрузки  и длительности работы  (табл.2.3);

С_d=1,2-  коэффициент влияния диаметра меньшего шкива (табл.2.3);

С_F=0,85 коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными  нитями плоского ремня (табл.2.3);

С_α= 0,95-коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве (табл.2.3);

 Определяем ширину  ремня b,мм

 Где  δ=2,8 - толщина ремня ( см. п2.1)               

Принимаем b=40мм (согласно стандартного значения)

Определяем площадь поперечного  сечения ремня А мм²:

Определяем силу предварительного натяжения ремня F₀,H

Где σ₀=1,8  Н/мм²-предварительное натяжение ремня (см. табл.2.2)

       А= 112мм²-площадь поперечного сечения ремня (см.,п2.13)

Определяем силы натяжения  ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня, Н:

Определяем силу давления ремня на вал F_оп, Н:

Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня  по максимальным напряжениям в сечении  ведущей 

ветви , Н/мм²:

Где а)  - напряжения растяжения в плоском ремне Н/мм²;                                                         

      б)  - напряжения изгиба, Н/мм²;

     Где E_и=90/мм²-модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

        в) - напряжения от центробежных сил, Н/мм².

Здесь  ρ — плотность      материала      ремня,      кг/м³;

ρ = 1000... 1200 кг/м³ — для плоских ремней;

 г) [σ]_р — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²;

[σ]_р = 8 Н/мм² — для плоских ремней;

Нагрузка на валы

3. Расчёт закрытых передач.

Так как в задании нет  особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для  шестерни сталь 50, термическая обработка –улучшение, твёрдость НВ 540; для колеса – сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость - НВ 540. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес .

Определим допускаемое контактное напряжение:

         ,                                               (17)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,

      σ_Hlimb=2 HB+70, [1, с. 34, табл. 3.2];

      K_HL – коэффициент долговечности,  K_HL=1, [1, с. 33];

      [S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] =1.1, [1, с. 33].

Для шестерни

                             =441 МПа.

Для колеса

для непрямозубых  колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

       ,                               (20)

[σ_H]=0,45·([441+370])  = 364  МПа.

Требуемое условие  выполнено.

                  Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия  контактной выносливости определяется по формуле      ,                                 (21)  

где K_a– коэффициент для косозубой передачи, K_a=43 , [1, с. 32],

       U₂ – передаточное число редуктора,    

       М– вращающий момент на ведомом валу,

       К_НВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения     

       нагрузки, К_НВ=1 , [1, с.32]; 

       [σ_H] – допускаемое контактное напряжение,

       ψ_ba – коэффициент ширины венца,  ψ_ba=0,4,

мм

_{Принимаем} а_ω= 200м

Определяем модуль передачи.

Принимаем по ГОСТ 9563-60, =2,5 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах ≥1,5 мм.)

Определяем угол наклона  зубьев и суммарное число зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=13º, и определяем число зубьев

             ,                                          (22)

Принемаем z₁=26

где – межосевое расстояние,

        – нормальный модуль зацепления.

 Определяем числа зубьев  колеса.

Число зубьев равно:

     z₂ =z₁∙U₂                                                       (23)

где U₂ – передаточное число редуктора, U₂=5;

Принимаем =26∙5=130.                                                                                              

Уточняем передаточное число            

                                                    (24)                                                 

где Z₁ – число зубьев шестерни, Z₁=26;

       Z₂ – число зубьев колеса,    Z₂=130.

                                        U_1ф=

Уточняем угол наклона  зубьев:

где m_n– модуль передачи,

  а_ω – межосевое расстояние,

cos β = =0.975

 Принимаем  β=12,5.

Определяем диаметры колес  и их ширину.

Делительный диаметр шестерни:

          ,                                                        (26)

где m_n – модуль передачи,

        Z₁– число зубьев шестерни, Z₁=26;

       – косинус угла наклона зубьев, =0,975.

d₁=67 мм

Делительный диаметр колеса:

где Z₂– число зубьев колеса, Z₂= 130 .

d₂=334мм

   Проверяем  межосевое  расстояние:

a_w= мм         

      Определим   диаметры вершин зубьев:

                        ,                                              (28)                                 

d_a1=67+2·2,5=72мм;

d_a2=334 +2·2,5=339 мм.

Определяем ширину колеса:                                                                                 

                  ,                                                  (29)

где – коэффициент ширины венца, =0,83;

 а_ω– межосевое расстояние, а_ω=200 мм.

b₂=0,4·200=80мм.                       

Определяем ширину шестерни:

                     ,                                                   (30)

b₁=80+5=85мм.

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру:

                      ,                                                         (31)

ψ_ba=

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

                      υ=

где  n₁– частота вращения шестерни,

             d₁ – делительный диаметр шестерни,

υ =3,16 м/с.

Определяем коэффициент  нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

             ,                                         (33)

где K_HB – коэффициент, учитывающий неравномерность

    распределения нагрузки по ширине венца, K_HB=1,07 _,[1, табл. 3.5];

      K_Hα- коэффициент, учитывающий неравномерность                   

    распределения нагрузки между зубьями,  K_Hα=1,13,  [1, табл. 3.5];

      K_HV – динамический коэффициент, K_HV=1,03, [1, табл. 3.6]. 

                               К_н=1,24.

Проверяем зубья на контактные напряжения:                                    (34)

где a_ω – межосевое расстояние,

       270-коэффициент  для непрямозубых колес .

σ_H==346.31МПа<

                                    < .

Определяем силы, действующие  в зацеплении.

Определяем окружную силу:

                  F_t= ,                                                          (35)

где M₃– вращающий момент на валу шестерни,

      d₁– делительный диаметр шестерни,

                                       F_t  = 3515,82 Н

Определяем радиальную силу:                             

где - угол зацепления в нормальном сечении,  [1, с. 29];

      - угол наклона зубьев,.

                                   F_r =1312,47Н 

Определяем осевую силу:

                  ,                                                (37)

                                    F_a=801,26 Н.

4. Выбор конструкций корпусных деталей и их расчет.

Корпус редуктора изготавливается  из чугуна СЧ15. Определяем толщину стенок корпуса редуктора:

                  ,                                              (38)

где а_ω– межосевое расстояние, а_ω=200 мм, (ПЗ,п.2).

Принимаем δ₁=8 мм.

Определяем толщину верхнего пояса корпуса:

                                                                                 (39)

                       мм.

Определяем толщину нижнего  пояса корпуса:

                                                                             (40)

                    мм.

Принимаем р=19 мм.

Определяем толщину нижнего  пояса крышки корпуса:        

Определяем толщину ребер  основания корпуса:                                                                                                 (42)       

                    мм.

Принимаем m=7 мм.

Определяем толщину ребер  крышки:

                                                                (43)

                           мм.

Принимаем m₁=7 мм.

Определяем диаметр фундаментальных  болтов:

                                             (44)

d₁=0.03∙200+12=18мм

Принимаем болты с резьбой  М16.

Определяем диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников:

                                                          (45)                               

           мм.

Принимаем болты с резьбой  М10.

Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом

                                                       (46)                                                                      мм.

Принимаем болты с резьбой  М8.

Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга  двумя коническими штифтами, установленными без зазора до расточки гнезд под  подшипники.

Определяем диаметр штифта:                                           

                   мм.                                                (47)

Определяем длину штифта:  

                                                                      (48)       

                       мм.

Принимаем штифты типа l длинной l_ш=30 мм, диаметром d_ш=8 мм.

Размер, определяющий положение  болтов d₂:

                                                                   (49)

                 мм.

Принимаем е=14 мм.

Так как межосевое расстояние мало, то принимаем закладные крышки подшипников.

6. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов.

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям, с учетом действия на вал изгибающего  момента.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца  при допускаемом напряжении [τ_к]=20 МПа вычисляется мо формуле:

             ,                                                (50)

где M_к1– крутящий момент на ведущем валу, (ПЗ, табл. 1);                [τ_к]– допускаемое напряжение на кручение, [τ_к]=20 МПа, [1, с. 160].

d_в1= =31 мм.

Принимаем d_в1=32 мм из  стандартного ряда [1, с.162].

Рисунок 2 - Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремня, принимаем [τ_к2]=20 МПа.

Диаметр выходного конца  вала:

,                                                   

где М_к2Н·м – крутящий момент на ведомом валу, (ПЗ, табл.1).

d_в2 =  52мм.

Принимаем d_в2 =  56 мм.

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

[1,с161 162, 296 297].

7.Выбор подшипников  и эскизная компоновка редуктора.

Компоновочный чертёж выполняем  в масштабе 1:1. Вычерчиваем упрощенно  шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое  с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

Определяем зазор между  торцом шестерни и внутренней стенкой  корпуса:

                       ,                                                       (51)

где δ– толщина стенок корпуса  редуктора, δ=8 мм .

                                    мм.

Принимаем А₁=10 мм.

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса A=δ=8 мм.

 Принимаем расстояние  между наружным кольцом подшипника  ведущего вала и внутренней  стенкой корпуса А=δ=8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников (ПЗ,п.3), [1,с.293].

Таблица 6

Применяем для подшипников  пластичный смазочный материал.

Для предотвращения вытекания  смазки внутрь корпуса и вымывания  пластичного смазочного материала  жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем  мазеудерживающие  кольца. Их ширина определяется размером  У.   Принимаем у=10 мм.

8. Проверочные  расчеты валов, подшипников, шпоночных  соединений.

Для соединения деталей с  валами выбираем шпонки призматические со скругленными концами, изготовленные  из стали 45.

Размеры сечений шпонок,  пазов  и длины подбираем по  ГОСТ 23360-78, [1,с.169, табл.8.9]

 Шпонки проверяем на  смятие из условия прочности :

                     σ_см = <[ σ_см],                           (52)

где  М-  вращающий момент на данном валу, (ПЗ, п.2);

d_в – диаметр вала, ( ПЗ, п.3);

b – ширина шпонки;

h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза вала;

ℓ – длина  шпонки.

Ведущий вал:

Шпонка на выходном конце ведущего вала:

Исходные данные

h =8 мм. ;

b=10

ℓ =40 мм,

[ σ_см]=100 МПа,

М=117,2 Н∙м

σ_см = <[ σ_см],                                

Условие  σ_см <[ σ_см] выполнено

Ведомый вал.

Шпонка под ступицей колеса.

Исходные данные:

h=12мм;

b=20 мм;

ℓ=90 мм,

[σ_см]=90 МПа, при стальной ступице и возможности легких толчков.

σ_см = <[ σ_см],                                

Расчет подшипника.

Ведомый вал несет такие  же нагрузки, как и ведущий:

Из первого этапа компоновки l₁= 76,5 мм

l₂ = 76,5 мм и l₃ = 92,5 мм»

Реакции опор:

в плоскости xz

=1757,91H                                              (53)

=1757,91H                         (54)

Проверка

                   (55)

В плоскости yz

=-228,75Н                  (56)

=-1541,22Н

Проверка

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более  нагруженной опоре.

Шариковые радиальные подшипники 213(см. табл. ПЗ): d = 55 мм; D = 120 мм; В - 23 мм; С = 56кН

и Со = 34 кН.

Отношение

этой величине (по табл. 9.18) соответствует е0,18.

Отношение 

следовательно, X = 0.56, У = 2,4

Поэтому =3879H

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность,

Проверочный (уточненный) расчет валов

Нагрузки

 Окружная сила Ft = 3515.82 Н;

Радиальная сила Fr = 1312.45 Н;

Осевая сила Fa = 801.26 Н;

Передаваемый момент Т = 557.12 Н∙м;

Свойства материала

 σт = 640 МПа;

τт = 380 МПа;

Теоретическая часть

Расчет на статическую  прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]

Величина нагрузки зависит  от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной  муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта  срабатывает. При отсутствии предохранительной  предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [1, стр. 165]

В расчете используют коэффициент  перегрузки K_п = T_max/T, где T_max - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя:

 Kп = 2.4 .

В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

σ = 10³M_max/W + F_max/A; τ = 10³M_кmax/W_к,

где  - суммарный изгибающий момент, Н∙м; M_кmax = T_max = K_пT - крутящий момент, Н∙м; F_max = K_пF - осевая сила, Н; W и W_к - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A - площадь поперечного сечения, мм₂. [1, стр. 166]

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным  напряжениям (пределы текучести  σ_т и τ_т материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

S_тσ = σ_т/σ; S_тт = т_т/т.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести  при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают  обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [S_т] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответсвенности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Рис. 3 

Моменты сопротивления W при  изгибе, W_к при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:

W = πd3/32 - bh(2d-h)2/(16d);

Wк = πd3/16 - bh(2d-h)2/(16d);

A = πd2/4 - bh/2.

При расчетах принимают, что  насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

Расчет на статическую  прочность

Расчет на статическую  прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств  сайта sopromat.org

Длины участков для расчетных  схем вала:

L1 = 76,5 мм; L2 = 76,5 мм; L3 = 92,5 мм.

Расчетная схема вала для  построения эпюры Mx:

Эпюра Mx:

Расчетная схема вала для  построения эпюры My:

Эпюра My:

Расчетная схема вала для  построения эпюры N:

Эпюра N (осевые факторы):

Расчетная схема вала для  построения эпюры Mкр:

Эпюра Mкр:

Очевидно, что опасным  является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

M_x = 49414 Н∙мм;

M_y = 132372 Н∙мм;

F = 801 Н; 

M_к = 557 Н∙м;

M_max = 339106.4 Н∙мм;

F_max = 2.4 ∙ 801 = 1922.4 Н;

M_кmax = 2.4 ∙ 557 = 1336.8 Н∙м.

Диаметр в сечении: d = 71 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 3): b = 14 мм; h = 9 мм.

W = 33175.85 мм3;

W_к = 68313.68 мм3;

A = 3896.19 мм2.

σ = 10.71 МПа;

τ = 19.57 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

S_Tσ = 59.76;

S_Tτ = 19.42;

Общий коэффициент запаса:

S_T =18.47.

9. Выбор способа  смазки, контроля и смазочных  материалов для передач и подшипников.

Смазывание зубчатого  зацепления осуществляется окунанием  зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего  погружение колеса примерно на 10 мм. Определяем объем масляной ванны:

V=0.25∙P_тр                                              (66)

где Р_тр – требуемая мощность, (ПЗ, п.1).

                                      V=1,1 дм³.

Определяем марку масла 

Принимаем по ГОСТ 20799-75 масло  индустриальное И-30А,

     [1, с.253, табл. 10.10].

    Камеры подшипников  заполняем смазочным материалом  УТ-1, [1,с.203,табл. 9.14], периодически пополняя  его при осмотре редуктора.

10. Выбор и обоснование  посадок и квалитетов точности  для всех сопряжений привода.

Выбираем посадки внутреннего  и наружного колец подшипников. Нагружение наружных колец местное, поэтому для более равномерного износа кольца необходимо обеспечить незначительное проворачивание кольца, т.е. выбрать посадку с зазором. Поэтому выбираем посадку Н7/10. Нагружение внутренних колец подшипников циркуляционное, поэтому для исключения проворачивания по посадочной поверхности вала необходимо выбрать посадку с гарантированным натягом. Принимаем посадку внутреннего кольца подшипника на вал редуктора L0/k6.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора Н7/h6.

Выбираем посадку закладной  крышки в корпусе редуктора Н7/h7.

Выбираем посадки мазеудерживающих колец на валы редуктора H7/k6.

Выбираем посадку распорной  втулки на вал редуктора Н7/р6.

Выбираем отклонение вала в месте установки манжеты h10.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в закладной крышке для установки манжеты Н9.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в закладной крышке для установки войлочного уплотнения Н12.

Выбираем отклонение ширины отверстия в закладной крышке для установки войлочного уплотнения Н12.

Выбираем отклонения вала в месте установки войлочного уплотнения h11.

Выбираем отклонение диаметра отверстия в сквозной крышке в  месте прохождения через нее  вала Н12.

 [1,с.263,317,318].

11. Обоснование   выбора  отклонений  размеров,  формы,   взаимного  расположения, параметров шероховатости поверхности.

Допуски и посадки основных деталей редуктора принимаем  по ЕСДП(единая система допусков и посадок). ГОСТ 25346-82 и 25347-82. Выбор квалитетов точности изготовления деталей согласно регламентациям учебника по «Проектирование деталей машин».

Обработка валов в местах посадок на них других деталей - в  квалитет;

Свободная поверхность валов 7 и 8 квалитеты;

Обработка корпусных деталей 7 и 8 квалитеты;

Посадки деталей:

Посадки зубчатых колёс на валы Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала К6;

Отклонение отверстия  в корпусе под наружное кольцо по Н7;

Посадка крышки в гнездо Н7/h6;

Допуски формы и расположения по ГОСТ 2308-79 в зависимости от интервала  размеров и квалитета.

Допуски формы цилиндрических поверхностей, параллельности, способности, шероховатостей по рекомендациям учебника по «Проектирование деталей машин»