Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором

Курсовой проект

Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором

Екатеринбург 2010

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения крутящего 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.

Чаще всего в технике применяются цилиндрические зубчатые передачи из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

2. Возможность передачи больших мощностей.

3. Постоянство передаточного отношения.

4. Применение недефицитных материалов.

5. Простота в обслуживании.

Шевронные зубчатые колёса из-за сложности изготовления применяются реже, главным образом для тяжело нагруженных передач и в тех случаях, когда недопустима осевая нагрузка на опоры.

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

P_>тр>=,

где T-крутящий момент на валу исполнительного механизма, Т=Н•М;

n – частота вращения вала исполнительного механизма, n=120 об/мин;

з_>0> – общий КПД привода,

з_>0>= з_>ред*> з_>ц.п.>

з_>зп> – кпд зубчатой передачи, з_>зп >=0,98;

з_>пк> – кпд пары подшипников качения, з_>пк>=0,99;

з_>ц.п >= кпд цепной передачи з_>ц.п.>=0,92

з_>ред >= з_{>з. п. *}> з_>п.к.>² =0,98*0,99²=0,96

з_>0>=0,96*0,92=0,88

P_>тр> = =6,8 кВт.

1.2 Выбор электродвигателя

Марка электродвигателя 132M6

Мощность P_>э>=7,5 кВт.

Синхронная частота n_>c>= 1000 об/мин.

Скольжение S=3,2%.

Диаметр вала электродвигателя d_>э>=32 мм.

Расчет привода выполнен по кинематической схеме привода

1.3 Частоты вращения валов

Вала электродвигателя n_>э >= n_>c>•(1 – (0.01•S)) =1000*(1 – (0,01*3,2))=968 об/мин.

Валов редуктора: быстроходного n_>б>=968 об/мин;

тихоходного n_>т>= n_>б> / U_>ред.> =968/3,55=272,6 об/мин.

Вала исполнительного механизма (расчетная) n_>к>= n_>т>/U_>ц.п.>=272,6/2,5=109,07 об/мин.

1.4 Передаточные числа

Редуктора U_>p>=n_>б>/n_>т>=968/272,6=3,55

Передач:

U_>З.П.>=3,2; U_>Ц.П.>=2,5; U_{>ПРИВОДА}>=8,06

U_{>З.П.(ТАБЛ.)}>=3,55

1.5 Крутящие моменты на валах

Вал электродвигателя T_>э>=9550*6,8/968=67,09 Н•М.

Валы редуктора: быстроходный T_>б>=9550*6,8/968=67,09 Н•М,

тихоходный T_>т>= 9550*6,5/272,6=227,7 Н•М.

Вал исполнительного механизма T_>к>=9550*5,98/109,07=523,6 Н•М.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

D_>m>_>1>=20•= 20•=53,27 мм,

S_>m>_>2>= 1.2•= 1.2••= 14.54 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен d_>к> = u•D_>m1>= 3,55•53.27=189,1 мм.

Выбираем для шестерни Сталь 45, термообработка улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 262 НВ, D_>m>=125 мм > D_>m>_>1.>

Выбираем для колеса Сталь 45, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба шестерни 207 НВ

Механические свойства материалов:

Шестерня

Материал Сталь 45

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 235–262 НВ

Колесо

Материал Сталь 45

Термическая обработка нормализация

Твердость поверхности зуба 179–207 НВ

Расчет допускаемых контактных напряжений

_>,>

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_>H>_> >_>lim>_> >_>j> предел контактной выносливости, S_>H>_>j>  коэффициент безопасности,

К_>HL>_> >- коэффициент долговечности;

К_>HLj> =,

N_>HOj> – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4),

N_>HO>_>1>= циклов, N_>HO>_>2> = циклов

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений – _>h>_>,> определим по табл. 6 в зависимости от режима нагружения.

Режим нагружения, 4 – легкий _>h> = 0,125

t_>h> – суммарное время работы передачи в часах;

t_>h>_> >= L•365•24•K_>г>•К_>с>•ПВ;

Kг – коэффициент использования передачи в течение года;

Kс – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;

Кг= 0.5, Кс= 0.8, L= 10 лет, ПВ=70%=0.7, t_>h>_> >= 24528 ч.

N_>>_>j>  суммарное число циклов нагружения, N_>>_>j> = 60•n_>j>•c•t_>h>_>;>

с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_>j>_> >– частота вращения_> >j-го колеса, n_>1>= 968 об/мин, n_>2>= 272,6 об/мин;

N_>>_>1>= 60•968•1•24528 = 1424586240=1,4•10⁹,

N_>>_>2>= 60•272,6•1•24528 = 401179968 =0.4•10⁹

N_>HEj> – эквивалентное число циклов контактных напряжений;

N_{>HE j}>= N_>Уj> _>h; >N_>HE1>=178073280 =0,18•10⁹, N_>HE2>= 50147496 =0.05•10⁹

Коэффициенты долговечности: К_>HL>_>1>= 1, К_>HL>_>2>= 1.

Значения _>H>_> >_>lim>_> >_>j>_> >и S_>H>_>j> найдем по табл. 5: _>Hlim>_>1>= 2 НВ_>1> + 70=2•262+70=594 МПа,

_>Hlim>_>2>= 2 НВ_>2> + 70=2•207+70=484 МПа, S_>H>_>1>= 1.1, S_>H>_>2>=1.1

Допускаемые контактные напряжения: _>HP>_>1>= 540 МПа, _>HP>_>2>=440 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

_>HP>=0.45 (_>HP>_>1>+_>HP>_>2>) 1.23•_>HP>_>2>,

_>HP>=0.45 (540+440)=441 МПа, =1.23•_>HP>_>2>=541.2 МПа.

Учитывая, что _>НР> ≤ 1.23•_>HP>_>2>, окончательно принимаем _>HP>=441 МПа.

Расчет допускаемых напряжений изгиба

,

где _>F>_> >_>lim>_> >_>j>  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7),

_{>F lim 1}> =1.75•HB_>1>=1.75•262 = 458.5 МПа, _{>F lim 2}> = 1.75•207 = 362.25 МПа.

S_>Fj>  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7): S_>F>_>1>= 1.7, S_>F>_>2>=1.7

K_>FLj>  коэффициент долговечности при изгибе:

К_>FLj> =,

q_>j> – показатели степени кривой усталости: q_>1> = 6, q_>2> = 6 (табл. 6);

N_>FO> – базовое число циклов при изгибе; N_>FO>_> >= 10⁶.

N_>FEj> – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_>FE>_> >_>j>= N_>У>_>j> _>Fj>_>.>

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба – _>Fj>_> >определяется по табл. 6 в зависимости от режима нагружения и способа термообработки: _>F>_>1 >=0.038, _>F>_>2> = 0.038,

N_>FE>_>1> = 1424586240•0.038 = 54134277,12; N_>FE>_>2> = 401179968•0.038 = 15244838,78

Поскольку N_>FE>_> >> N_>FO>, принимаем

К_>FL>_>1 >= 1, К_>FL>_>2 >= 1;

K_>FCj>  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода, K_>FC>_>1>= 0.65, K_>FC>_>2>= 0.65.

Допускаемые напряжения изгиба: _>F>_> >_>P>_{> 1} >= 175.309 МПа, _>F>_> >_>P>_{> 2} >= 138.507 МПа.

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

a_>w>_> >= K_>a>•(u + 1) ,

редуктор передача электродвигатель агрегат

где K_>a> – коэффициент вида передачи, K_>a>_> >= 410 для косозубых передач,

ш_>ba> – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, выбираем из ряда по ГОСТ 2185–66 с учетом расположения опор относительно зубчатого венца ш_>ba> = 0.4,

К_>Н>  коэффициент контактной нагрузки, принимаем на этапе проектного расчета К_>Н> =1.2.

Расчетное межосевое расстояние a_>w> = 123.69 мм. Полученную величину округлим до ближайшего стандартного значения (табл. 2): a_>w> =125 мм.

Находим ширину колеса и шестерни по формулам: b_>w>_>2 >= ш_>ba> a_>w>=0.4•125=50_>,>

b_>w>_>1 >= b_>w>_>2 >+2…5=50+4 =54. Полученные значения округляем до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636–69: b_>w>_>1 >= 54 мм, b_>w>_>2 >= 50 мм.

Модуль выбираем из диапазона m=(0.01…0.02)•a_>w>=(1,25…2,5) и округляем до стандартного значения по ГОСТ 9563–60 (табл. 1), учитывая, что применение модуля меньше 2 мм для силовых передач не рекомендуется: m= 2,5.

Для косозубых передач стандартизован нормальный модуль m_>n> =m = 2,5.

Суммарное число зубьев: для прямозубой передачи Z=, для косозубой передачи Z=, где _>1> – начальный делительный угол наклона зуба(=12 для косозубых передач).

Суммарное число зубьев получим округлением Z=97,81 до ближайшего целого числа: Z_>У >= 98.

Для косозубых и шевронных передач определяем делительный угол наклона зуба по формуле_>>= 11⁰28’42’’. Число зубьев шестерни и колеса, а также уточненное передаточное отношение равны:

, Z_>2>= Z-Z_>1, >_> >_>;>

Z_>1> = 22, Z_>2> = 76, U_>ф> = 3,46.

Если Z_>1>> 17, то принимают коэффициенты смещения x_>1>=0, x_>2>=0, суммарный x_>>= 0.

При u4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5%.

u=100=100=2.5%≤2.5%.

Определение диаметров окружностей зубчатых колес.

Делительные окружности косозубых колес d_>j>=,

d_>1> = 56,122 мм, d_>2> = 193.8778 мм.

Окружности впадин зубьев: d_>fj> = d_>j>- (1.25 – x_>j>),

d_>f>_>1> = 49.872 мм, d_>f>_>2> = 187.6268 мм.

Окружности вершин зубьев:

d_>a1> = 2• a_>w> – d_>f2> – 0.5•m = 61.1232 мм,

d_>a2> = 2• a_>w> – d_>f1> – 0.5•m = 198.878 мм.

Окружная скорость в зацеплении V= = 2.845 м/с. Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_>ст>=8 (табл. 8), учитывая, что n_>ст>=9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

3. Проверочный расчет передачи

Проверка на выносливость по контактным напряжениям

Определим контактные напряжения по формуле

=,

где Z= 8400 для косозубых передач.

K_>H>  коэффициент контактной нагрузки, K_>H> = K_>Hб> K_>Hв> K_>HV.>

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями равен

K_>H>_>б >=1+A•(n_>ст>-5)•К,

где А=0.15 для косозубых передач,

К- коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Если НВ_>2>350, то К определяют по формуле:

К=0.002•НВ_>2> + 0.036•(V-9),

В результате расчета получим: К= 0.192, K_>H>_>б>= 1.086

Динамический коэффициент определим методом интерполяции по табл. 10: К_>Н>_>V>_> >=1.037

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса_> >определяется по формуле

К_>Н>_>b>_> >= 1+ (K -1) К,

где K=1.035 – коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы (табл. 9).

В таблице значение K дано в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру , величина которого определяется выражением =0.5 (u + 1)= 0,91. Окончательно получим К_>Н>_>b>_> >= 1.0067, коэффициент контактной нагрузки K_>H>= 1.134. Расчетные контактные напряжения _>H> =419.743 МПа. Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Поскольку <_>HP>_>,> выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям

=100=100=4,82%<15%.

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Проверочный расчет на выносливость при изгибе выполняется по формулам:

, ,

где Y_>Fj>  коэффициенты формы зуба, определяются по формуле

Y_>Fj>=3.47++0.092•,

здесь Z_>Vj>= – эквивалентное число зубьев, Z_>V>_>1>= 23.3746, Z_>V>_>2>= 80.7487,

Y_>F>_>1>= 4.035, Y_>F>_>2>=3.633

Y_>>  коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

= 0.885 > 0.7,

Y- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Y= для непрямозубых передач. Получим Y= 0.603

Коэффициент торцевого перекрытия=(1.88–3.2•(+))•cos=1.6586.

Коэффициент нагрузки при изгибе К_>F> определяем по формуле K_>F> = K_>F>_>б> K_>F>_>в> K_>FV>_>.>

Коэффициенты, входящие в эту формулу, имеют такой же физический смысл что и коэффициенты в формуле для К_>Н>. Для их определения используют следующие зависимости: K_>F>_>б>=1+A•(n_>ст>-5) для непрямозубых передач, K_>F>_>в> = 0.18+0.82 K, K_>FV> = 1+1.5•(K_>HV>-1) при НВ_>2 ><350.

K_>F>_>б> = 1.45, K_>F>_>в> = 1.028, K_>FV>_> >= 1.056, K_>F>_> >= 1.574.

Расчетные напряжения изгиба

< ,

< .

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5%, недогрузка не регламентируется.

4. Определение сил в зацеплении

Окружная сила: , F_>t>_> >= = 2390.86 Н.

Радиальная сила: , F_>r>_> >=2390.86•= 887.96 Н.

Осевая сила: F_>a>=F_>t>_>, >F_>a>_> >= 2390,86• tg=485.48 Н.

4.1 Суммарное время работы передачи

t_>h>_> >= 0.01•L•365•24•K_>г>•К_>с>•ПВ;

K_>г> – коэффициент использования передачи в течение года;

K_>с> – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;

К_>г>=0,5, К_>с>=0,8, L=10 г., ПВ=70%,

t_>h>_> >= 24528 ч.

4.2 Эквивалентный срок службы передачи

t_>hE>=K_>E>•t_>h>,

где K_>E>_> >– коэффициент приведения режима нагружения,

K_>E>=0,125,

t_>hE>=0,125*24528=3066 ч.

4.3 Число зубьев ведущей звездочки

Z_>1>=29–2•U=24.

4.4 Число зубьев ведомой звездочки

Z_>2>=Z_>1>•U=60.

4.5 Фактическое передаточное отношение

U_>ф>== 2,5.

4.6 Коэффициент эксплуатации

K_>э>=K_>д>•K_>н>•K_>р>•K_>с>,

где K_>д >– коэффициент динамичности нагрузки, K_>д>=1 (т. к. спокойная);

K_>н >– коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонту,

K_>н>= 1 (т.к. наклон меньше 60 град);

K_>р >– коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи,

K_>р>=1,25 т.к. периодический;

K_>с >– коэффициент, учитывающий способ смазки передачи,

K_>с>= 1,4 (т.к. при периодической смазке K_>с >=(1,3……1,4));

K_>э>=1*1*1,25*1,4=1,75.

4.7 Выбор цепи

Расчетное значение шага цепи

t_>p>=, t_>p>= =16,68 мм.

Выбрана цепь ПР – 19,05–2500

со следующими характеристиками:

шаг t =19,05 мм,

площадь опорной поверхности шарнира цепи A= 105,8 мм²,

масса одного погонного метра цепи q_>m>=1,9 кг/м,

диаметр ролика D_>p>=11,91 мм,

расстояние между внутренними пластинами B_>BH>=12,7 мм.

4.8 Число звеньев цепи

L_>t>=2•A_>t>+0.5•(Z_>1>+Z_>2>)+=2*40+0,5*(24+60)+=122,8

Приняли после округления L_>t>=123.

4.9 Длина цепи

L=t•L_>t>=19,05*123=2343 мм.

4.10 Межосевое расстояние

a=0.25•t•[Y+,

где Y=L_>t>-0.5•(Z_>1>+Z_>2>)= 123–0,5*(24+60)=81,

a= 0.25•19,05•[81+ =763,7 мм

4.11 Диаметры делительных окружностей звездочек

d_>j>=, d_>1>==145,9 мм, d_>2>= =364 мм.

4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки

n_>max>=,

где W – геометрическая характеристика цепи, W=,

W= = 1,99,

- коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,

=sin= sin =0,71

n_>max>= =1088,8 об/мин. (n_>1> < n_>max>; 272,6 < 1088,8)

4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи

[p]=, [p]= =75,78 МПа.

4.14 Окружное усилие в цепи

F_>t>===3121,3 Н.

5. Расчет тихоходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_>k>]. Ориентировочно определяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле

d=,

Т – крутящий момент на валу, [Нм]

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

d==38 мм,

Наименование опасного сечения – I

Диаметр вала в опасном сечении d =48 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_>1Г >=81,63 Н

R_>2Г >=2477,4 Н

Вертикальная плоскость

R_>1В >=72,18 Н

R_>2В >=815,77 Н

Радиальные опорные реакции:

R_>1 >== 8164,02 Н

R_>2 >== 2608,25 Н

Моменты в опасном сечении

M_>Г >= 448174,4 Н – изгибающий момент в горизонтальной плоскости;

M_>B>_> >= 0 – изгибающий момент в вертикальной плоскости;

M===448174,4 Н*мм

где M – суммарный изгибающий момент.

Осевая сила в опасном сечении F_>a>_> >=485,48 Н

Коэффициенты запаса прочности

n =,

где n_>>  коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

n_>>_> >= ,

_>-1> – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

_>-1 >=0,43*_>В;> _>В>=570 МПа

_>-1>=0,43*570=245,1 МПа

k_>>  эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

_>>_> >– масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;

=2,7 (по таблице)

= 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

_>>=0,15 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при изгибе;

_>а> – амплитуда цикла нормальных напряжений,

_>а >=,

W_>x>_> >–осевой момент сопротивления,

W_>x>=10,86*10^-6,

_>а>=41,268 МПа

_>m> – среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

_>m>_> >= ,

A = 3,14*1,809*10^-3 мм² – площадь опасного сечения

_>m>_> >= КПа = 0,27 МПа

n_>>  коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n_>ф >=

ф _>-1>=142,158 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,

k _>ф>  эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

е _>ф> – масштабный фактор, учитывающий размеры детали при кручении;

=0,6*+0,4=0,6*2,7+0,4=2,02

=0,1 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при кручении;

ф_>a>_> >и ф_>m>_> >– амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений,

Для от нулевого цикла ф_>a> = ф_>m> = , где W_>p>_> >– полярный момент сопротивления, W_>p>=2* W_>x> =2*10,86*10^-6=21,72*10^-6

ф_>a>_> >= 5,24 МПа

n_>>=2,31; n_>ф >=13,43

Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

n=2,28 >2

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

д = 0,025*a_>w>+1=0.025*125+1=4,125 => д = 8 мм.

д_>1 >= 0.02*a_>w> +1=0.02*125+1=3,5 => д_>1>=8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1.5 д, b =1,5*8= 12 мм,

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b_>1>=1,5 д_>1,>

b_>1>=1,5*8=12 мм,

Толщина нижнего пояса корпуса:

P=2.35*д=2.35*8=18.8 мм

Толщина ребер основания корпуса

m=0,9д=7,2 мм

толщина ребер крышки

m=0.9 д=7.2 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

d_>1>=0,036 a_>w> +12, d_>1>=0,036*125+12=16,5 мм,

после округления до ближайшего большего значения принимаем d_>1>=16 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников

d_>2> =0,7d_>1>, d_>2> =0,7*16=11,2 мм,

принимаем d_>2> =12 мм,

на фланцах:

d_>3> =0,55d_>1>, d_>3> =0,55*16=8,8,

принимаем d_>3> =12 мм.

Расчет конических штифтов:

диаметр d= d_>3 >d=12 мм

длина L = b+ b_>1> +5, l =12+12+5 = 29 мм

Высота бобышки под болт d_>2>

h_>В> выбирают конструктивно, так чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_>HP>=441 МПа, скорости V=2,8 м/с и температуре около 50⁰С – вязкость масла определяем равной 28*10^-6 м²/с.

Принимаем масло индустриальное И-30-А. (И-индустриальное, А – по эксплуатационным свойствам является маслом без присадок, класс кинематической вязкости – 22).

Для контроля уровня масла используется фонарный маслоуказатель. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

В крышке редуктора имеется люк. В крышке люка устанавливается отдушина, через которую выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Люк, закрываемый крышкой, используется для заливки масла и осмотра.

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают малостойкой краской.

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

на ведущий вал одевают маслоотражательные кольца, и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80–100 град. С.

в ведомый вал закладывают шпонку 16x10x52 мм и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, маслоотражательные кольца и устанавливают конические роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Далее быстроходный вал устанавливают в крышку корпуса, тихоходный закладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для точной фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют 2 конических штифта, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на валы одевают крышки подшипниковых узлов с, предварительно установленными прокладками и манжетами (для сквозных крышек).

Закрепляют крышки болтами, проверяя поворачиванием валов от руки отсутствие заклинивания подшипников (валы должны свободно поворачиваться).

Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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