Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание на расчетную работу

Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий: асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами и компенсирующей муфтой, по схеме 4, варианту 6. Схема привода дана на рисунке 1.1

Рисунок 1.1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ремень клиновой; 3 - одноступенчатый редуктор (прямозубый); 4 - муфта компенсирующая; 5 - барабан; 6 - лента конвейера.

Срок службы редуктора десять лет при непрерывной двухсменной работе.

Кратковременные перегрузки превышают номинальную нагрузку не более, чем в два раза.

Мощность, передаваемая муфтой на вал конвейера Р3=3,36 кВт.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

, (2.1)

где Р₃ - мощность на барабане (на выходе привода), кВТ;

з- КПД привода.

, (2.2)

где з₁, з₂,з_подш- соответственно КПД ременной, зубчатой передач и пары подшипников качения.

Руководствуясь рекомендациями /2,с.5/, принимаем з_р=0,96, з_з=0,98, з_подш=0,99. После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

и требуемую мощность

Р_тр=3,36/0,92=3,65 кВт.

С учетом требуемой мощности Р_тр=3,65 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Р_н=3,0 кВт и Р_н=4,0 кВт /2,с.390/. Для первого перегрузка составляет (3,83-3)•100%/3=27,6% при допускаемой перегрузке 5%.

Остановим выбор на двигателе мощностью 4 кВт.

Для двигателей с мощностью 4 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения n_н:2880, 1430, 950, 720 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода i_ср, вычисленное по средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач.

iср=i1*i2 iср=1.8*4 iср=7.2

При таком передаточном отношении привода и частоте вращения вала n₃=95 об/мин потребуется двигатель с частотой вращения n1=i_ср•n3=95*7.2=684 об/мин.

Окончательно выбираем /2,с.390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 132S8 со следующими параметрами:

- номинальная мощность Р_н=4кВт;

- номинальная частота вращения n_н=750 об/мин;

- S= 4.1 % ;

- отношение пускового момента к номинальному Т_n/T_н=1.8 .

1.2 Передаточное отношение привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала

_общ=n₁:n₃=719/95=7,56

Примем /2,с.6/ передаточные отношения - для ременной, зубчатой и цепной передач редуктора соответственно i_р=1,8 , i_зуб= 4

1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах

Частоты вращения валов:

Угловые скорости валов:

Мощности на валах привода:

Р₁ = Р_тр = 3,65 кВт;

Р₂ = Р₁ ? з_р ? з_п = 3,65• 0,96 • 0,99 = 3,46 кВт;

Р₃ = Р₂ ? з_з ? з_п = 3,46 • 0,98 • 0,99 = 3,35 кВт;

Моменты на валах привода:

Таблица 2.1-Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала	n, об/мин	, рад/с	Р, кВт	Т, Нм
1	719	75,25	3,65	48,50
2	399	41,80	3,46	82,77
3	99	10,45	3,35	320,57

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи редуктора

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Назначим дешёвую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050 - 88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колёс должен иметь нижеследующие механические свойства

Шестерня Колесо

Твёрдость НВ 230…260 НВ 200…225

Предел текучести у_т не менее 440 МПа 400 МПа

Предел прочности у_в не менее 750 МПа 690 МПа

Допускаемые контактные напряжения при расчете зубьев на выносливость в общем случае:

, (3.1)

где _Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

К_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350

=2НВ+70. (3.2)

Коэффициент долговечности /2,с.33/

KHL = , (3.3)

где N_НО - базовое число циклов;

N_НЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов N_НО = 10⁷ /2. с.34/.

Эквивалентное число циклов

N_НЕ = 60 с n t, (3.4)

где с - число зубчатых колес, сцепляющихся с данным колесом;

n - частота вращения этого колеса, об/мин;

t - срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса с = 1, n₂ = 205,7 об/мин, =69,97 об/мин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены 8 часов, получим t=10•2•250•8=40000 часов.

Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как > и >. В таком случае следует принимать=1.

Если взять коэффициент безопасности [S_H]=1,15 /2, с.33/, то расчет по формулам (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно:

МПа,

МПа,

Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле

(3.6)

где =400 МПа - предел текучести (минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1)

МПа

Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле

(3.7)

где _{F lim b} - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, со ответствующий базовому числу циклов;

К_FL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

К_F - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья ( в случае реверсивной передачи);

[S_F] - допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности).

По рекомендации берем:

- для нормализованных и улучшенных сталей _{F lim b} = 1,8 НВ;

- при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, К_FC =1;

- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [S_F] =1,75.

Коэффициент долговечности

, (3.8)

где m - показатель корня;

N_FO - базовое число циклов;

N_FE - эквивалентное число циклов.

Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 величина m равна соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается N_FO = 4 10⁶.

Для обоих колес N_FE имеет те же численные значения, что и N_НE .Оба эти значения (для шестерни -70•10⁷, для колеса 21•10⁷) больше N_FO= 4 10⁶. Поэтому принимается коэффициент долговечности К_FL=1.

Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса

МПа,

МПа.

Примечание - Здесь, как и при расчете [_Н], взято минимальное значение твердости.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки при твердости менее НВ 350

(3.9)

Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала дает для шестерни и колеса соответственно

МПа; МПа.

2.2 Расчёт геометрических параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

, (3.10)

где - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колёс соответственно;

u - передаточное число зубчатой пары;

Т₂=Т₃ - момент на колесе (большем из колёс);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u=i_з=4 а момент Т₁=0,082 Т₂=482,24Н·м;

Допускаемое напряжение =408 МПа;

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Каждое из колес разделенной передачи расположено симметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно

В итоге расчет по формуле (3.10) дает

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения 200 мм

Нормальный модуль m_n = (0,01…0,02) = (0,01…0,02) 200 = 2 … 4 мм. Из стандартного числа модулей берем m_n= 4 мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 0

Тогда число зубьев шестерни:

Принимаем Z₁ = 20

Тогда число зубьев колеса Z₂ = Z₁u = 204 = 80

Уточненное значение:

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

,

Правильность вычислений подтверждается проверка:

.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса:

b2 = ba = 0,25200 = 50 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2+5 = 50+5 = 55 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd2 = b₂:d₂ = 55:80 = 0.69

2.3 Проверочный расчёт прочности зубьев цилиндрической передачи

Расчётное контактное напряжение для цилиндрических передач

, (3.11)

где K_H - коэффициент нагрузки;

b - ширина колеса расчётная (наименьшая).

Окружная скорость колёс

м/с

При такой скорости назначаем восьмую степень точности.

Коэффициент нагрузки при проверочном расчёте на контактную прочность

 (3.12)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

По рекомендациям назначаем следующие значения коэффициентов:

- = 1,0 при окружной скорости =1,67 м/с и восьмой степени точности;

- = 1,09 при значении коэффициента =0,69 твёрдости зубьев менее НВ 350 и симметричном расположении относительно опор;

- = 1 при окружной скорости =1,67 м/с , восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.

Расчет по формуле (3.12) дает .

Ширину колеса берем в расчет минимальную и суммарную для обоих колес, т.е. в=80. Момент на колесе Т₂= 320 Н•м.

Расчет по формуле (3.11) дает

МПа

Условие прочности выполняется.

Напряжение изгиба зубьев цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле

(3.13)

где F_t - окружная сила;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Y_в - коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчётной схемы, что и для прямых;

K_FA - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

b - ширина колеса, находящаяся в зацеплении, мм;

- модуль нормальный, мм;

В зацеплении колёс быстроходной передачи действуют следующие силы:

- окружная H;

- радиальная Н;

Коэффициент нагрузки

(3.14)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

Примем =1,10 с учетом, что твердость колес менее НВ 350, коэффициент , а каждое из колес расположено симметрично относительно опор.

Назначим =1,15, учитывая дополнительно, что окружная скорость =1,67 м/с, а степень точности принята 8.

Тогда по формуле (3.14) =1,10·1,15=1,265

Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией, возьмём К_FA=0,92.

Коэффициент Y_в определим по формуле :

Коэффициент формы зуба , для прямозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев, которое составляет для шестерни и колеса соответственно

Допускаемое напряжение

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости ? HB350

= 1,8 HB

Для шестерни

Для колеса

коэффициент запаса прочности

= 1,75 = 1

для шестерни

для колеса

Расчет по формуле (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно (в МПа):

Это значительно меньше вычисленных в пункте 2.1. допускаемых напряжений =237 МПа и =206 МПа.

Таблица 2.1 - Геометрические параметры колес зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, мм	200	200
Нормальный модуль, мм	4	4
Угол наклона зубьев, град	0	0
Число зубьев	20	80
Направление зубьев	-	-
Делительные диаметры, мм	80	320
Диаметры вершин зубьев, мм	88	328
Диаметры впадин зубьев, мм	70	310
Ширина венцов колёс, мм	55	50

электродвигатель привод зубчатый редуктор

3. Расчет ременной передачи

3.1 Исходные данные для расчета

- передаваемая мощность P₁=3,65кВт;

- частота вращения ведущего шкива n₁ = n_дв =719 об/мин ;

- передаточное отношение = 1,8;

- момент на ведущем шкиве T₁=48,50 Н·м ;

- относительное скольжение ремня =0,015 возьмем по рекомендации

3.2 Сечение ремня, диаметры шкивов

В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по номограмме ремень сечения Б.

Диаметр меньшего шкива:

мм

Принимаем диаметр d₁=140 мм.

Диаметр большего шкива:

мм

Принимаем стандартную величину мм

3.3 Межосевое расстояние, длина ремня

Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале

(4.1)

где Т0 - высота сечения ремня в мм.

Для ремня типа Б T0=10,5 мм .

Расчет по формулам (4.1) дает:

Принимаем предварительно межосевое расстояние передачи а`р= 300 мм.

Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчетная длина ремня

Ближайшая стандартная длина ремня L=1250 мм . Соответствующее ей уточненное межосевое расстояние

(4.2)

;

После подстановки получаем:

При конструировании передачи следует обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01314=3,14 мм для свободного надевания ремней на шкивы, а также возможность увеличения его на 0,025L=0,025314 = 7,85 мм для регулировки предварительного натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 4 и 10 мм. Тогда при окончательном обоснованном межосевом расстоянии 314 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения от плюс 55 до минус 22 мм.

3.4 Количество ремней в передаче

Количество ремней вычисляется по формуле (2, с. 135)

(4.3)

где P - мощность, передаваемая ременной передачей, кВт;

Сp - коэффициент режима работы;

Po - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, кВт;

СL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Сa - коэффициент, учитывающий влияние угла охвата меньшего шкива;

Cz - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Передаваемая мощность P= P₁=3,65кВт (см. пункт 2.1.1).

Коэффициент режима работы Cp=1,3 при двухсменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 200% от номинальной нагрузки .

Коэффициент СL=0,95 для ремня с сечением Б и длиной L=3150 мм.

Коэффициент Cz = 0,90 принят в предположении, что число ремней составит 3-4.

Для выбора коэффициента С найдем сначала угол охвата меньшего шкива

При таком значении следует принять С=0,82.

Расчет по формуле (4.3) дает

Окончательно принимаем число ремней z=3.

3.5 Предварительное натяжение ремня, нагрузка, действующая на валы, ширина шкивов

Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле

(4.4)

где - скорость ремня, м/с;

- коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.

Скорость ремня м/c. Значение =0,18 принимаем по рекомендации.

Расчет по формуле (4.4) дает

Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы,

Ширина обода шкива в мм

(4.5)

где е - расстояние между канавками на ободе, мм;

f - расстояния от середины крайних канавок до краев обода, мм.

Расчет по формуле (4.5) при е=19 мм и f =12,5 мм дает

3.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня

Предварительное натяжение ремня F_o при сборке передачи и во время ее эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня b под определенной нагрузкой G, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 5.1 .

Зависимость между F_o , b и G для передачи по схеме рисунка 4.1 выражается формулой

(4.6)

Рисунок 4.1 - Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремня

где Е - модуль упругости ремня, Н/мм²;

А - площадь сечения ремня, мм².

Зададимся стрелой прогиба b = 50 мм. Для ремня типа Б величина = 250000 Н.

По формуле (4.6) после ее преобразования вычислим

Н.

Окончательно принимаем b =501 мм, G = 423Н.

4. Предварительный расчет валов

Минимальный диаметр вала в миллиметрах при этом расчете на чистое кручение определяется по формуле

, (5.1)

где Т - крутящий момент на валу,Н•м;

[ф_к]- допускаемое напряжение при кручении, МПа.

Крутящие моменты для валов от 1 до 4 определены в пункте 2.3.4.

Валы 3,4 испытывают дополнительные консольные нагрузки от ременной и цепной передач соответственно. Поэтому для этих валов возьмем допускаемое напряжение [ф_к]=20 МПа. Для валов 1,2,которые таких нагрузок не испытывают,возьмем большую величину [ф_к]=25 МПа.

Расчет диаметров валов и их длины на шестерне и колесе

Таблица 3.1

Ступень вала и ее размеры d,l	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я	мм
	l1=1,3•21?27 мм	l1=1,5•27=40 мм
2-я	d2=d1+2t=21+2•2,5=26 мм	d2=d1+2t=27+2•2,8=33мм
	l2=2 d2=2•26=52мм	l2=1,25 d2=1,25•33=41мм
3-я	d3= d2+3,2r=26+3,2•2,5?34 мм	d3= d2+3,2r=33+3,2•3=42мм
	l3-графически	l3-графически
4-я	d4= d2=26 мм	d4= d2=33мм
	l4=В+с=23+1=24 мм	l4=В+с=18+1=19мм

5. Расчет шпоночных соединений

Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 со скругленными торцами. Материал шпонок- сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная. Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам валов берем по /2,с.169/

Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2,с.169-171/

где Т- момент, передаваемый соединением, Н•м

Сечение шпонки bh мм выбираем по диаметру вала, а необходимую по условию прочности длину l вычисляем по преобразованной формуле:

Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берем для них с учетом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия =70 МПа.

Ведущий вал редуктора запроектирован как вал-шестерня. Его шпоночное соединение расположено на диаметре d=35 мм, для которого bЧh=10Ч8 мм, t₁₌5 мм. Момент на валу Т₂=169,07 Н•м.

Длина шпонки

l₁==56 мм.

Тихоходный вал редуктора имеет минимальный диаметр d=50 мм, передаваемый валом момент Т=482,24 Н•м. При сечении шпонки bЧh=16Ч10 мм,t₁=6 мм ее длина по формуле

l₂==90 мм

Длина шпонки на при диаметре d=65 мм, bЧh=20Ч12 мм, t₁=7,5 мм

l₃==70 мм.

6. Выбор подшипников

6.1 Ведущий вал

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники средней серии по ГОСТ 8338-75 №308 dЧDЧB=40Ч90Ч23 мм.

6.2 Ведомый вал

Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №312 dЧDЧB=60Ч130Ч31 мм.

7. Конструктивные размеры редуктора

7.1 Форма корпуса

Определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса и ребер жесткости

д=1,8 ,

где Т₂- вращающий момент на тихоходном валу, Н•м.

Внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учетом зазоров х и у между контуром и вращающимися деталями.

7.2 Диаметры болтов, соединяющих основание и крышку корпуса

d=(0,030,036)*а+12=(0,030,036)*200+12=18 мм.

Принимаем болты М20,

7.3 Диаметр винтов крепящих крышку

d₁=(0,70,75)*d=(0,70,75)*12=1415 мм.

Принимаем болты М16.

8. Смазка привода

Для редуктора предусматривается картерная система смазки. Колеса ступени погружены в масло максимально на 20 мм. Это вдвое превышает минимально рекомендуемую нору/4,с.42/, но зато допускает работу редуктора при возможном в эксплуатации снижения уровня масла на 10 мм. Интервал уровней должен быть учтен при конструировании жезлового маслоуказателя.

Колесо тихоходной ступени погружено в масло примерно на 100 мм. Это вынужденное решение связано с большими размерами колеса.

Для подшипников предусмотрено смазывание маслом разбрызгивается на стенки корпуса и затем, стекая вниз, попадает в подшипники.

Для заливки масла и вентиляции редуктора на верхней части корпуса (крышке) предусмотрена пробка-отдушина, а в нижней части- сливная пробка.

Объем масляной ванны составляет около 16 л.

Для уплотнения зазоров между валами и проходными крышками подшипников предусмотрены стандартные резиновые манжеты, которые запрессовываются в крышки.

Все крышки подшипников уплотняются относительно корпуса картонными прокладками, смазанными герметиком. Разъем корпуса также уплотняется герметиком.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений зубчатых колес.

В соответствии с рекомендациями выбирается масло индустриальное с присадками ИРП-150 по ТУ38-101451-78. Его вязкость 140…160 сСт при 50⁰С.

9. Сборка привода

Сначала собираются валы и сопряженные с ними детали (шпонки, зубчатые колеса, распорные втулки, подшипники и др.), предусмотренные чертежом. Способ сборки зависит от характера соединения.

Основание корпуса устанавливается на сборочный стенд, и валы в сборе укладываются подшипниками в постели основания. Фланец основания корпуса смазывается герметиком, затем на него укладываются своим фланцем крышка корпуса, которая фиксируется штифтами и закрепляется болтами с пружинными шайбами.

В проходные крышки запрессовываются манжеты, и все крышки вместе с уплотнительными прокладками, которые смазываются герметиком, устанавливаются на свои места и крепятся болтами с пружинными шайбами.

Снаружи на корпус устанавливаются все детали, предусмотренные чертежом, и на этом сборка заканчивается.

Затем в редуктор заливается масло, он устанавливается на стенд и обкатывается без нагрузки по 10 минут в каждую сторону. При обкатке не должно быть повышенного шума и течи уплотнений.

После обкатки масло заменяется, все поверхности редуктора, кроме обработанных, окрашиваются, производится консервация, упаковка и заполнение паспорта.

На предприятии, собирающем привод, на валы редуктора устанавливаются шпонки, насаживаются с помощью спец. приспособлений шкив и звездочка и фиксируются деталями, предусмотренными чертежом. На вал электродвигателя насаживается ведущий шкив.

Затем редуктор соединяется с рамой посредством болтов с пружинными шайбами. Электродвигатель со шкивом устанавливается на свое место, на шкивы одеваются ремни, устанавливаются все крепежные детали двигателя и производится регулировка взаимного положения шкивов и предварительного натяжения ремней. Нормы на эту регулировку указываются в технических требованиях чертежа привода. После регулировки электродвигатель окончательно крепится к раме.

Электродвигатель собранного привода подключается к электросети и привод обкатывается без нагрузки по 5 минут в каждую сторону. При этом не должно быть повышенного шума, течи уплотнений и других дефектов.

После обкатки следует консервация, упаковка, оформление документов и отправка привода заказчику.

Литература

1. Жингаровский А.Н., Кейн Е.И., Коновалов М.Н. Задания к расчетным работам по теории механизмов и машин: Методические указания. - Ухта: УГТУ, 2008. - 37с, ил.

2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся Машиностроительных специальностей техникумов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Гузенков П.Г. Детали машин: Учеб. пособие для студентов вузов / П.Г. Гузенков- 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1982.-351 с.

4. Жингаровский А.Н. Изучение механических передач. Руководство к комплексу лабораторных работ по деталям машин: Учебное пособие/ А.Н. Жингаровский, Е.Л. Суровцев, Е.И. Кейн. - Ухтинский индустриальный институт, 1993.-148 с.

Размещено на Allbest.ru