Проектирование приводной станции к горизонтальному ленточному транспортеру для навалочных материалов с документацией

а₁ - коэффициент надежности подшипника. При S=0,9 принимаем а₁=1;

а₂ - коэффициент учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации. Принимаем для шариковых радиально-упорных подшипников а₂=0,8;

Р - степенной показатель. Для шариковых радиально-упорных подшипников Р=3.

При подстановки численных значений в формулу получим:

(Н)

Полученное значение динамической грузоподъемности сравниваем со стандартным значением.

(8.16.)

8.13.Определеие действительной долговечности подшипника.

Определение данного параметра необходимо для уточнения расчетного ресурса, который сможет выработать подшипниковый узел. Определение производим по следующей формуле:

(часов) (8.17.)

На основании произведенных вычислений мы определили, что данный подшипниковый узел обладает определенным запасом прочности и надежности.

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА

Расчет подшипников промежуточного вала производим на основании исходных данных:

Частота вращения вала n=123,93 мин ^-1

Реакции в подшипниках R_1п=1774,1 Н

R_2п=2332, 17 Н

Осевая сила в зацеплении F_х2=274,475 Н

Радиальная в зацеплении (наибольшая) F_r=998,995 Н

Диаметр вала под подшипник d_п=30 мм

9.1 Выбор типоразмера подшипника

На основании исходных данных и табл.7.2.[3] по неравенству для ведущего вала косозубой передачи редуктора принимаем шариковый радиально-упорный подшипник 36206 ГОСТ 831-75.

9.2 Техническая характеристика подшипника

Данные технической характеристики подшипников 36208 принимаем по табл. 24.15.[1]:

Внутренний диаметр подшипника d=30 мм;

Наружный диаметр подшипника D=62 мм;

Наибольшая ширина подшипника T=16 мм;

Динамическая грузоподъемность подшипника C^ГОСТ=22 кН;

Статическая грузоподъемность подшипника C=12 кН;

Угол контакта б=12⁰.



9.3 Принятие схемы установки подшипников в узле

Для данного подшипникового узла принимаем схему установки подшипников в узле враспор.

9.4 Схема подшипникового узла

Геометрические параметры подшипникового узла ведомого вала приведены на рис. 9.1.

Рис. 9.1 Эскизная компоновка подшипникового узла

9.5 Определение базового расстояния (расстояния между точками приложения радиальных реакций на подшипник)

Данный параметр определяется по формуле (8.1):

;

где L_оп - межопорное расстояние в подшипниковом узле, мм. Из эскизной компоновки вала принимаем L_оп=224,72 мм;

Т - наибольшая ширина подшипника, мм. По технической характеристике подшипника Т=16 мм;

а - расстояние от точки приложения радиальных реакций на подшипник до дальнего торца подшипника, мм. Определяется по формуле (8.2.):

(мм)

Подставив числовые значения в формулу (8.1.) получим:

(мм)

9.6 Определение радиальных реакций на подшипник

Пересчитываем реакции с учетом базового расстояния по выражениям, которые использовались при расчете валов.

R_1п=1759,2(Н)(9.1.)

R_2п=2345,67(Н)(9.2.)

9.7 Определение коэффициента осевого нагружения

Определение данного параметра для шариковых радиально-упорных подшипников, имеющих угол контакта б=12⁰ осуществляется по формуле (8.5.):



9.8 Определение осевых составляющих от радиальных реакций на подшипник

Данные параметры для шариковых радиально-упорных подшипников определяются по формулам (8.6.), (8.7.):

S₁=е?R_1?=0,178?2174,74=312,94 (Н)

S₂=е?R_2п=0,178?1456,01=417,26 (Н)

9.9 Определение расчетных осевых сил в опорах

Расчетные осевые силы для шариковых радиально-упорных подшипников определяется из условия равновесия и регулировки.

Для опоры 1:

(9.3.)

Для опоры 2:

(9.4.)

Если сумма всех осевых сил на подшипник меньше 0, то расчетная осевая нагрузка на подшипник равна осевой составляющей от радиальной реакции этого рассматриваемого подшипника.

(Н)(9.5.)

Если сумма всех сил больше 0, то расчетная осевая нагрузка на подшипник будет равняться осевой силе плюс осевая составляющая от радиальной реакции противоположного подшипника.

(Н)(9.6.)

Условия регулировки подразумевают, что расчетные осевые нагрузки на подшипник должны быть не меньше, чем осевые составляющие от этих реакций для данных подшипников.

условия соблюдаются(9.7.)

9.10 Определение коэффициента действительного осевого нагружения подшипника

Данный параметр определяется по наиболее нагруженной опоре вала с применением формулы (8.13.):

;

где R_2п - радиальная реакция, Н. По расчету R_2п=2345,67 Н;

К_к - коэффициент кольца, учитывающий какое кольцо вращается. При вращении внутреннего кольца принимаем К_к=1.

При подстановке получим:

9.11 Определение приведенной или эквивалентной нагрузки

Учитывая тот факт, что е²>е^гост, то осевая нагрузка оказывает существенное влияние на работу подшипникового узла приведенная (эквивалентная) нагрузка рассчитывается по формуле:



(9.8.)

где К_б - коэффициент безопасности. Принимаем К_б=1,3;

К_т - коэффициент, учитывающий влияние температуры на работу подшипникового узла. Принимаем К_т=1;

Х - коэффициент радиальной нагрузки. Принимаем Х=0,4;

Y - коэффициент осевой нагрузки. Принимаем по табл. 9.18.[2] для шарикового радиально-упорного подшипника Y=1,31.

При подстановке значений коэффициентов в формулу получим:

(Н)

9.12 Определение требуемой динамической грузоподъемности

Определение данного параметра осуществляется по формуле (8.15.):

;

где F_пр - приведенная или эквивалентная нагрузка, Н. По расчету F_пр=2491,6 Н;

L_h10 - расчетный ресурс подшипника при 90% вероятностной безотказной работы подшипника, ч. Принимаем L_h10=5000 ч;

n - частота вращения вала на котором установлены данные подшипники, мин ^-1. По расчету n=123,93 мин ^-1;

а₁ - коэффициент надежности подшипника. При S=0,9 принимаем а₁=1;

а₂ - коэффициент учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации. Принимаем для шариковых радиально-упорных подшипников а₂=0,8;

Р - степенной показатель. Для шариковых радиально-упорных подшипников Р=3.

При подстановки численных значений в формулу получим:

(Н)

Полученное значение динамической грузоподъемности сравниваем со стандартным значением.

(9.9.)

9.13 Определение действительной долговечности подшипника

Определение данного параметра необходимо для уточнения расчетного ресурса, который сможет выработать подшипниковый узел. Определение производим по следующей формуле (8.17.):

(часов)

На основании произведенных вычислений мы определили, что данный подшипниковый узел обладает определенным запасом прочности и надежности.

10. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ВЕДОМОГО ВАЛА

Расчет подшипников ведомого вала производим на основании исходных данных:

Частота вращения вала n = 50 мин ^-1

Реакции в подшипниках R_1п = 1380,01 Н

R_2п=2695, 09 Н

Диаметр участка вала под подшипник d_п = 45 мм

10.1 Выбор типоразмера подшипника

На основании исходных данных и табл.7.2.[3] для ведомого вала прямозубой передачи редуктора принимаем шариковый подшипник 209 ГОСТ 8338-75.

10.2 Техническая характеристика подшипника

Данные технической характеристики подшипников 209 принимаем по табл. П3.[2]:

Внутренний диаметр подшипника d = 45 мм;

Наружный диаметр подшипника D = 85 мм;

Наибольшая ширина подшипника T = 19 мм;

Динамическая грузоподъемность подшипника C^ГОСТ = 33,12 кН;

10.2 Определение приведенной или эквивалентной нагрузки

Учитывая тот факт, что е¹ < е^гост, на основании этого коэффициент осевой нагрузки Y=0, а коэффициент радиальной нагрузки X = 1, поэтому приведенная (эквивалентная) нагрузка рассчитывается по формуле:



;(10.1.)

где К_б - коэффициент безопасности. Принимаем К_б=1,3;

К_т - коэффициент, учитывающий влияние температуры на работу подшипникового узла. Принимаем К_т=1;

При подстановке значений коэффициентов в формулу получим:

(Н)

10.3 Определение требуемой динамической грузоподъемности

Определение данного параметра осуществляется по формуле:

;(10.2.)

где F_пр - приведенная или эквивалентная нагрузка, Н. По расчету F_пр=1898,5 Н;

L_h10 - расчетный ресурс подшипника при 90% вероятностной безотказной работы подшипника, ч. Принимаем L_h10=5000 ч;

n - частота вращения вала на котором установлены данные подшипники, мин ^-1. По расчету n=50 мин ^-1;

а₁ - коэффициент надежности подшипника. При S=0,9 принимаем а₁=1;

а₂ - коэффициент учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации. Принимаем для шариковых радиальных подшипников а₂=0,8;

Р - степенной показатель. Для шариковых радиальных подшипников Р=3.

При подстановке численных значений в формулу получим:

(Н)

Полученное значение динамической грузоподъемности сравниваем со стандартным значением.

(10.3.)

10.4 Определение действительной долговечности подшипника

Определение данного параметра необходимо для уточнения расчетного ресурса, который сможет выработать подшипниковый узел. Определение производим по следующей формуле:

(часов) (10.4.)

На основании произведенных вычислений мы определили, что данный подшипниковый узел обладает определенным запасом прочности и надежности.

11. Конструирование узлов и деталей редукторной установки

11.1 Конструирование зубчатых колес

Длину ступиц зубчатых колес определено выше, при компоновке валов редуктора и имеет значения:

быстроходная ступень тихоходная ступень

Внешний диаметр ступицы определяем по формуле:

(мм)(11.1.)

(мм)

Окончательно принимаем мм.

Толщину обода определяем по формуле:

(мм) (11.2.)

(мм)

Окончательно принимаем мм.

Толщину диска определяем по формуле:

(мм) (11.3.)

(мм)

Окончательно принимаем мм, мм.

Эскизное изображение зубчатых колес приведено на рис. 11.1.

Рис. 11.1 Эскизное изображение зубчатых колес

11.2 Конструирование крышек подшипников

Конструирование и их форма крышек подшипников зависит от конструктивных особенностей опоры вала, для которой разрабатывается крышка подшипника.

В данной редукторной установке применены два типа крышек подшипников: глухие и с отверстием для выходного конца вала.

Определяющим параметром является диаметр D отверстия в корпусе подшипника (наружный диаметр подшипников).

Основные конструктивные параметры крышек выбираем согласно методике, приведенной на стр. 127-128 [1].

При D = 80 мм толщина крышки д = 6 мм. Диаметр болтов ее крепления d = 8 мм, их количество Z = 4 мм.

При D = 85 мм толщина крышки д = 6 мм. Диаметр болтов ее крепления d = 8 мм, их количество Z = 4 мм.

При D = 62 мм толщина крышки д = 5 мм. Диаметр болтов ее крепления d = 6 мм, их количество Z = 4 мм.

Определение диаметра фланца крышек производим по формуле:

(мм) (11.4.)

(мм) (11.5.)

(мм) (11.6.)

Эскизное изображение крышек подшипников, используемых в данном редукторе приведено на рис.11.2.

Рис. 11.2. Эскизное изображение крышек подшипников редуктора: 1 - глухая крышка, 2 - крышка с отверстием для выходного конца вала.

11.3 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов - литье из серого чугуна.

Толщину стенки корпуса для двухступенчатого редуктора определяем по формуле:

(мм) (11.7.)

Окончательно принимаем мм.

Толщину стенки крышки корпуса для двухступенчатого редуктора определяем по формуле:

(мм) (11.8.)

Окончательно принимаем мм.

Толщину верхнего пояса (фланца) корпуса определяем по формуле:

(мм) (11.9.)

Толщину нижнего пояса корпуса определяем по формуле:

(мм) (11.10.)

Диаметр фундаментных болтов

(мм) (11.11.)

Окончательно принимаем мм.

Диаметр болтов у подшипников

(мм) (11.12.)

Окончательно принимаем мм.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса редуктора с крышкой корпуса:

(мм) (11.13.)



Основание корпуса и крышку фиксируют от смещения относительно друг друга двумя цилиндрическими штифтами. Параметры штифта принимаем по табл. 24.40.[1] с учетом параметров болтов, соединяющих корпус с крышкой корпуса и толщины фланцев корпуса и крышки корпуса. На основании этого принимаем: Штифт 10т 8х30 ГОСТ 3128-70.

Параметры, характеризующие ширину пояса у фланцев корпуса и крышки корпуса принимаем по табл. 10.3.[2] для болтов М10. На основании этого принимаем ширину пояса фланца 28 мм, расстояние от стенки корпуса до центра отверстия под болт или штифт 16 мм.

11.4 Конструирование шкивов ременной передачи

Определение внешнего диаметра шкива производим по формуле:

(мм) (11.14.)

(мм) (11.15.)

где b - размер для справок, мм. Принимаем для профиля ремня Б по табл. 7.12.[2] b=4,2 мм.

Длина ступицы шкива определена ранее при компоновке валов.

Определение ширины шкива. Данный параметр определяется по формуле:

(мм) (11.16.)

где z - число ремней. По расчету z=3;

е - расстояние между серединами канавок, мм. По табл. 7.12.[2] принимаем е=19,0 мм;

f - расстояние от края шкива до середины канавки, мм. Принимаем по табл. 7.12.[2] f=12,5 мм.

Определение толщины обода шкива.

(мм) (11.17.)

Окончательно принимаем мм.

Диаметр ступицы шкивов определяем по формуле:

(мм) (11.18.)

(мм) (11.19.)

Толщина диска шкивов определяется по формуле:

(мм) (11.20.)

Окончательно принимаем С=15 мм.

Угол профиля канавок б для шкивов принимаем по табл. 7.12.[2]

Для (11.21.)

Для (11.22.)

Шкивы от осевого перемещения фиксируем болтами в ступице М6х15.

Эскизное изображение шкива приведено на рис. 11.3.

11.5 Конструирование рамы редукторной установки

При конструировании рамы редукторной установки мы используем сортовой металлопрокат.

Основу рамы составляют 2 направляющих швеллера №10 полками наружу. Для получения соосности валов двигателя и редуктора укладываем пластину толщиной 10 мм под электродвигатель. В ней выполняем продолговатые отверстия для регулировки натяжения ременной передачи.

Для жесткости привариваем поперечные швеллера №10. Для лучшей установки болтовых соединений с внутренней стороны полок привариваем платики, устраняющие наклон полок.

Рис. 11.3 Эскизное изображение шкива ременной передачи

Крепление рамы к фундаменту осуществляется при помощи фундаментных болтов в количестве 6 шт.

Диаметр болтов крепления редуктора 20 мм, двигателя 16 мм, фундаментных болтов 16 мм.

Сварка всех отдельных элементов осуществляем при помощи электродуговой сварки.



12. ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Все применяемые шпоночные соединения проверяются по двум видам деформаций на срез и смятие.

Данная проверка осуществляется после выбора геометрических параметров шпонок по табл. 24.32.[1] для каждого конкретного узла в данной редукторной установке. Основные геометрические параметры шпонок приведены на рис. 12.1.

Рис. 12.1 Геометрические параметры шпоночного соединения

Перечень необходимых шпонок для шпоночных соединений:

1. Посадочное место под шкив ременной передачи на валу электродвигателя Шпонка 8 х 7 х 50 ГОСТ 23360-78;

2.Посадочное место под шкив ременной передачи на ведущем валу редуктора Шпонка 8 х 7 х 40 ГОСТ 23360-78;

3. Посадочное место под колесо на промежуточном валу редуктора

Шпонка 10 х 8 х 45 ГОСТ 23360-78;

4. Посадочное место под шестерню на промежуточном валу редуктора

Шпонка 10 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78;

5. Посадочное место под колесо на ведомом валу редуктора

Шпонка 14 х 9 х 63 ГОСТ 23360-78;

6. Посадочное место под муфту на ведомом валу редуктора

Шпонка 10 х 8 х 70 ГОСТ 23360-78.

Проверка шпонки на смятие осуществляется по формуле:

;(12.1.)

где Т - крутящий момент на валу, Н?м;

d - диаметр вала, мм;

l - длина шпонки, мм;

h - ширина шпонки, мм;

- допускаемые напряжение на смятие. Принимаем МПа.

При подстановке числовых значений получим следующие результаты:

1. (МПа) (МПа)

2. (МПа) (МПа)

3. (МПа) (МПа)

4. (МПа) (МПа)

5. (МПа) (МПа)

6. (МПа) (МПа)

Проверка шпонок на срез осуществляется по формуле:

;(12.2.)

где b - ширина шпонки, мм;

- допускаемое напряжение на срез. Принимаем МПа.

При подстановке числовых значений получим следующие результаты:

1. (МПа) (МПа)

2. (МПа) (МПа)

3. (МПа) (МПа)

4. (МПа) (МПа)

5. (МПа) (МПа)

6. (МПа) (МПа)

13. ВЫБОР МАСЛА И СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ

Смазывание зубчатого зацепления и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

Способ смазывания и способ подвода смазочного материала завысит от окружной скорости в зацеплении косозубой и прямозубой передач. При V=0,42м/с применяется картерное смазывание стр. 251 [2].

Верхний уровень масла для зубчатого зацепления должен находиться на высоте зуба (т.е. зубчатое колесо погружают в масло на высоту зуба).

Для данного способа смазывания объём масляной ванны принимаем из расчета ?0,7 л масла на 1 кВт мощности. Объём масла будет равен 0,7•3,2=2,24 (л) по стр. 251 [2].

Назначение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. На основании табл.10.8.[2] по контактному напряжению у_н = 510,83 (МПа) и окружной скорости колеса V=0,42 м/с принимаем кинематическую вязкость масла 34•10^-6 м²/с.

По табл.10.29.[3], зная значения у_н и V принимаем сорт масла ИГА-68.

Залив масла осуществляется через верхний смотровой люк. Контроль уровня производится при помощи щупа.

Слив масла производится через сливную пробку.

14. ВЫБОР МУФТЫ

На основании схемы редукторной установки приведенной в задании на проектирование принимаем тип муфты - соединительная.

Основными параметрами по которым выбирается муфта: крутящий момент на валу Т = 218,38 Н?м, диаметр выходного конца вала d = 50 мм, длина выходного конца вала l = 80 мм.

При выполнении условия, что соосность валов жестко выдерживается в процессе монтажа и эксплуатации принимаем фланцевую соединительную муфту.

Типоразмер муфты выбираем по формуле:

; (14.1.)

где k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации. На основании табл. 11.3. [2] для тяжелых условий работы k = 1,2.

Т_ном - значение крутящего момента на валу, Н?м. По расчету Т_ном=218,38 Н?м.

[Т] - допускаемое значения крутящего момента, Н?м. Принимаем после подстановки числовых значений ближайшее большее значение по табл. 11.1. [2].

(Н?м) (Н?м)

С учетом полученных при расчете и принятых раннее параметров принимаем муфту, имеющую следующие обозначения:

Муфта фланцевая 400-50-11-50-11 ГОСТ 20761-80.

Геометрические параметры муфты приведены в табл.14.1.



Таблица 14.1.

Геометрические параметры муфты фланцевой

D, мм	L, мм	d, мм	l, мм
150	170	50	80

Эскизное изображение муфты приведено на рис. 14,1.

Рис. 14.1 Эскизное изображение муфты фланцевой

15. СБОРКА РЕДУКТОРА

На промежуточный вал при помощи шпоночного соединения устанавливаем прямозубую шестерню тихоходной ступени, которую фиксируем стопорным кольцом.

Затем устанавливаем на промежуточный вал при помощи шпоночного соединения зубчатое косозубое колесо быстроходной ступени редуктора, которое фиксируем стопорным кольцом.

На ведомый вал устанавливаем при помощи шпоночного соединения прямозубое зубчатое колесо тихоходной ступени редуктора, которое фиксируем от осевого перемещения стопорным кольцом.

Устанавливаем подшипники на посадочные места валов: 36206 - на промежуточный вал, 36208 - на ведущий вал, 209 - на ведомый вал.

Устанавливаем собранные валы (ведущий и ведомый) в посадочные места корпуса редуктора. Устанавливаем крышку промежуточной опоры подшипников ведущего и ведомого валов редуктора на основании опоры и фиксируем её в собранном состоянии болтами М6х40 в количестве 4 штук.

Устанавливаем собранный промежуточный вал в посадочные места редуктора, соединяя при этом зубчатые зацепления тихоходной и быстроходной ступеней.

Закрываем корпус редуктора с установленными в посадочные места валами крышкой корпуса. Крышку относительно корпуса фиксируем от смещения двумя цилиндрическими штифтами 8х30. Закручиваем 14 болтовых соединений М10х45 соединяющие фланцы корпуса и крышки, 6 болтовых соединений М16х80 для соединения корпуса у посадочных мест корпуса.

Устанавливаем манжеты в крышки подшипников. Собранные крышки подшипников устанавливаем в посадочные места. Под крышки подшипников промежуточного и ведущего валов устанавливаем регулировочные прокладки, чтобы отрегулировать нормальную работу шариковых радиально-упорных подшипников. Под крышку подшипников на ведомом валу устанавливаем уплотняющую прокладку.

Крышки подшипников ведомого и промежуточного валов крепим болтами М8х20 в количестве 4 штук на крышку, а ведущего вала в М6х20 в количестве 4 штук.

Количество регулировочных прокладок устанавливаем такое, чтобы не было осевого перемещения валов, но редуктор можно было свободно провернуть, взявшись рукой за вал.

После того, как зацепление и подшипники отрегулированы, заворачиваем сливную пробку в корпус. Затем заливаем через смотровой люк требуемое количество масла в редуктор. Контролируем уровень масла в редукторе при помощи щупа. Если уровень соответствует, закрываем смотровой люк.

Редуктор готов к работе.

Разборка редуктора при необходимости производится в обратной последовательности.

16. ПОСАДКИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРНОЙ УСТАНОВКИ

На основании табл. 2 [4] принимаем следующие посадки основных сопряжений:

Внутреннее кольцо подшипника на вал k6

Наружное кольцо подшипника в корпус H7

Зубчатые колеса на вал H7/k6

Крышки подшипников в корпус H7/f9

Полумуфты на валах H7/k6

Шпоночная канавка в ступице по глубине H12

Шпоночная канавка в ступице по ширине D10

Шпоночная канавка на валу по глубине H12

Шпоночная канавка на валу по ширине P9

Шпонка по высоте h11

Шпонка по ширине h9

Шпонка по длине h14

Шпонка в сборе в ступице (по ширине) D10/h9

Шпонка в сборе на валу (по ширине) H9/h9

Шпонка в сборе на валу (на длине) H8/h14

Штифт центровочный (крышка корпуса - основание корпуса) Js7/h6

Отверстие в крышке подшипника под манжету H8

Участок вала под уплотнение h11

Шкивы на валу H7/k6

17. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ

При монтаже и в период эксплуатации приводной станции горизонтального ленточного транспортера необходимо обратить внимание на следующие мероприятия техники безопасности, которые нужно строго выполнять:

1. Предусмотреть надёжное крепление электродвигателя и редуктора к раме и рамы к фундаменту.

2. Вращающиеся детали (входные и выходные концы валов, муфты) должны иметь защитный кожух.

3. Ременные, цепные, открытые зубчатые и червячные передачи должны быть ограждены (кожухом из листового металла или мелкой металлической сеткой).

4. Электрические провода должны иметь защитный экран (пропущены через трубку).

5. Концы проводов (подвод к электродвигателю) должны быть изолированы и закрыты крышкой

6. Установка должна быть заземлена.

7. Рама после слесарной обработки и сварки не должна иметь заусенцев.

8.Проводить осмотр зацепления, регулировку, устранение неисправностей и сборочно-разборочные работы необходимо только при выключенном электродвигателе.

9. При работе не прикасаться к вращающимся деталям. Техническое обслуживание только производить при полной остановке.

10. Регулярно контролировать уровень масла в редукторе и следить за наличием смазки в подшипниках.

11. Не допускать к работе лиц, не прошедших инструктаж по технике безопасности.

12. При обслуживании монтаже, и демонтаже пользоваться только исправным инструментом, не допуская при этом грубых ударов.

13. Обязательно наличие на открытых деталях антикоррозийных покрытий.

ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. М.: Высш. шк.; 1985 - 416 с.

2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных техникумов. М.: Машиностроение, 1987 - 416 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие для техникумов. М.: Высш. шк., 1991 - 432 с.

4. Детали машин и основы конструирования с элементами расчета на ЭВМ: Метод. указания / БСХА.; Сост. В.М. Горелько, Е.И. Мажугин, А.В. Кузьмицкий, Г.Ф. Марков, Г.А. Валюженич. Горки, 1996. 48 с.