Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей

Рис.

Мощность на валу редуктораР = 4000 Вт

Угловая скорость вращениящ3 = 2.7*р = 8.5 рад/с

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД пары цилиндрических зубчатых колесз1 = 0.98

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения з2 = 0.99.

КПД клиноременной передачиз3 = 0.96

КПД, учитывающий потери в опорах вала редуктораз1 = 0.99

Общий КПД привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения редуктора:

Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, синхронный с частотой вращения 1000 об/мин 4А 132 М6 УЗ, с параметрами Рдв = 5.5 кВт и скольжением S = 3.3 % (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения:

nдв = 1000 - 33 = 967об/мин

Угловая скорость:

Общее передаточное отношение:

Частное передаточное число для редуктора по ГОСТ 2185-66:

up = 5

Для клиноременной передачи:

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

Таблица 1

Вращающие моменты на валу шестерни:

На валу колеса:

Т2 = Т1·up = 39,5·103·5 = 197,5·103H·мм

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ1 = 230

для колеса - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость

НВ2 = 200

Допускаемые контактные напряжения:

где уНlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

уНlimb = 2НВ + 70

КHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1.1

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[уH] = 0.45([уH1] + [уH2])

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[уH] = 0.45(482 + 427) = 409МПа

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент КНв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение

КНв = 1.25

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

шba = 0.4Ка = 43u = up = 5. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аW = 140 мм. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 2 мм

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 100 и определим числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем z1 = 23, тогда z2 = z1·u = 23·5 = 115

Уточненное значение угла наклона зубьев

в = 11?

Основные размеры шестерни и колеса:

- диаметры делительные:

Проверка:

- диаметры вершин зубьев:

- ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Кн = КНвКНаКНv

КНв = 1.155;КНа = 1.08

Для косозубых колес при v ? 5 м/с имеем КНv = 1

Кн = 1.155·1.08·1 = 1.247

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная:

- радиальная:

- осевая: Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

КF = KFвKFv - коэффициент нагрузки. По таблице при шbd = 1.275, твердость НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор

KFв = 1.33KFv = 1.3

КF = 1.33·1.3 = 1.73

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv

- у колеса:

YF1 = 4.3YF2 = 3.61

Допускаемое напряжение:

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350 у0Flimb = 1.8 МПа

Для шестерни у0Flimb = 1.8·230 = 414 МПа

Для колеса у0Flimb = 1.8·200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности:

Допускаемые напряжения:

- для шестерни:

- для колеса:

Найдем отношение:

- для шестерни

- для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Yв и KFa

еa = 1.5 - для средних значений коэффициента торцового перекрытия.

Проверяем прочность зуба колеса:

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [фk] = 25 МПа

Так как вал редуктора соединим муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Иногда принимают dдв = dв1. У подобного электродвигателя диаметр вала может быть 38 мм. Выбираем МУФТ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 38 мм и dв1 = 28 мм. Примем под подшипниками dn1 = 35 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [фk] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда:

db2 = 45 ммdn2 = 50 ммdk2 = 55 мм

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

d1 = 47 ммda1 = 51 ммb1 = 61 мм

Колесо кованое:

d2 = 235 ммda2 = 239 ммb2 = 56 мм

Диаметр ступицы:

dст = 1.6·dk2 = 1.6·55 = 88 мм

Длина ступицы:

принимаем lст = 70 мм

Толщина обода:

принимаем д0 = 10 мм

Толщина диска:

С = 0.3·b2 = 0.3·80 = 24 мм

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0.025aW + 1 = 0.025·140 + 1 = 4.5

принимаем д = 8 мм

д1 = 0.02aW + 1 = 0.02·140 + 1 = 3.8

принимаем д = 8 мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1.5д = 1.5·8 = 12 мм

b1 = 1.5д1 = 1.5·8 = 12 мм

нижнего пояса корпуса

р = 2.35д = 2.35·8 = 18.8 мм

принимаем р = 20 мм

Диаметра болтов: фундаментных

принимаем болты с резьбой М18, крепящих крышку к корпусу у подшипников

принимаем болты с резьбой М14, соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с резьбой М12

6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

Ртр = 4.4 кВт - передаваемая мощность

nдв = 967 об/мин - частота вращения (меньшего) шкива

iр = 1.9 - передаточное отношение

е = 0.015 - скольжение ремня

1) Вращающий момент

где Р = 4.4·103 Вт

2) Диаметр меньшего шкива

Согласно таблице принимаем d1 = 140 мм

2) Диаметр большего шкива

принимаем d2 = 280 мм

3) Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала В будет:

Расхождение относительно первоначальных данных составляет не более 3%, что допустимо.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d1 = 140 ммd2 = 280 мм

5) Межосевое расстояние ар следует принять в интервале

где Т0 = 10.5 - высота сечения ремня

Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм

6) Расчетная длина ремня

Ближайшее значение по стандарту L = 1800 мм

7) Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01·L = 0.01·1800 =18 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0.025·L = 0.025·1800 =45 мм, для увеличения натяжения ремней.

8) Угол обхвата меньшего шкива

9) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср = 1

10) Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня для ремня сечения Б при длине L = 1800 мм коэффициент СL = 0.95 мм

11) Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: при б1 = 1660, коэффициент Са = 0.95

12) Коэффициент учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Сz = 0.95

13) Число ремней в передаче по формуле:

Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 140 мм и i ? 3 мощность Р0 = 2.37 кВт, то что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 1800 мм, учитываем коэффициент СL.

принимаем z = 4

14) Натяжение ветви клинового ремня:

где

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

15) Давление на валы:

16) Ширина шкивов

7. Первый этап компоновки редуктора

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

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии aW = 140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенки корпуса А1 = 1.2д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин колеса до внутренней стенки корпуса А = д;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенки корпуса А = д; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальное шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dn1 = 35 ммdn2 = 50 мм

Таблица 2

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения смазки внутрь корпуса и вымывания пластического материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8 ? 12 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу:

l1 = 40 ммl2 = 40 мм

Принимаем окончательно l1 = l2 = 40 мм

Глубина гнезда подшипника:

lr = 1.5B = 1.5·27 = 40.5 мм

примем lr = 40 мм.

Толщину фланца Д крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце Д = 12 мм

Высоту головки болта примем:

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Дли пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом,

Измерением устанавливаем расстояние l3 = 40 мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l3 = 40 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 2100H;Fr = 784H;Fa = 370H;

из первого этапа компоновки l1 = 40 мм

Реакция опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

См.приложение 1.

Проверка:

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 307:

d = 35 мм;D = 80 мм;B = 21 мм;C = 33200 H; С0 = 18000 Н

Эквивалентная нагрузка по формуле:

Рr1 = 1183H - радиальная нагрузка

Ра = Fa = 370 H - осевая нагрузка

V = 1 - вращается внутреннее кольцо

Кb = 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

КТ = 1 - температурный коэффициент

Отношение

этой величине соответствует е = 0.22

Отношение

X = 0.56Y = 1.99

Расчетная долговечность, млн.об:

Расчетная долговечность, ч:

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий

Ft = 2100H;Fr = 784H;Fa = 370H.

Нагрузка на вал от цепной передачиFB = 1763H

Составляющая этой нагрузки:

Из первого этапа компоновкиl2 = 40 мм и l3 = 40 мм

Реакция опор:

в плоскости xz

Проверка:

в плоскости yz

См.приложение 1.

Проверка:

Суммарные реакции

Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии:

d = 50 мм;D = 110 мм; B = 27 мм; C = 65.8 кН; С0 = 36 кН

Отношение

этой величине соответствует е = 0.19

Отношение

следовательно, X = 1Y = 0

примем Кb = 1.2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Расчетная долговечность, млн.об:

Расчетная долговечность, ч:

n = 194 об/мин - частота вращения ведомого вала

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч. В нашем случае подшипники ведущего вала 307 имеют ресурс Lh = 23·104 ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс Lh = 52·104 ч.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстоянии l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1-2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников уплотнительными прокладками и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах;

г) переход вала к присоединительному концу выполняют на расстоянии 10-15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривает утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от o55 мм к o50 мм смещаем на 2-3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки;

б) отложив от середины редуктора расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l3 и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от o55 мм к o50 мм смещаем на 2-3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника. Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника к ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочки фиксируем на валу торцовым креплением. Шайба прижимает к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2-3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

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

Напряжения смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

при чугунной

Ведущий вал:

d = 28 мм;b = 10 мм;h = 8 мм;t1 = 5 мм;l = 50 мм - длина шпонки

Т1 = 70·103Н·мм - момент на ведущем валу

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая.

Проверяем шпонку под звездочкой:

d = 45 мм;b = 16 мм;h = 10 мм;t1 = 6 мм;l = 80 мм - длина шпонки

Т2 = 350·103 Н·мм - момент на ведомом валу

Условие усм < [усм] выполнено.

11. Уточняем расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни, т.е сталь 45, термическая обработка - улучшение.

При диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае da1 = 71.67 мм) среднее значение ув = 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При d = 28 мм;b = 10 мм;t1 = 5 мм

Принимаем Кф = 1.68;еф = 0.77;шф = 0.1

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть при 25·103 Н·мм < ТБ < 250·103 Н·мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 60, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

принимаем Ку = 1.8;еу = 0.88;шу = 0.15;уv = 9.7

Результирующий коэффициент запаса прочности:

получился близким к коэффициенту запаса Sф = 9.4. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

Ведомый вал.

Материал вала - сталь 45 нормализованная;уВ = 570 МПа

Пределы выносливости:

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки Ку = 1.59 и Кф = 1.49;

масштабные факторы еу = 0.84 ; еф = 0.72

коэффициенты шу = 0.15 и шф = 0.1

Крутящий момент Т2 = 350·103 Н·мм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Момент сопротивления кручению

d = 55 мм;b = 18 мм;t1 = 7 мм

Момент сопротивления изгибу

Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

среднее напряжение уm = 0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

12 Вычерчиваем редуктор

Редуктор вычерчиваем в двух проекциях на листе формата А1 в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

13 Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указаниями данных в таблице.

Посадки зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадки зубчатого колеса цепной передачи на вал редуктора

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем пользуясь таблицей.

14. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0.25 дм3 масла на 1 кВт предаваемой мощности: V = 0.25·12.7 = 3.2 дм3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях уН = 392 МПа и скорости v = 3.38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1, периодически пополняем его шприцом через пресс-масленки.

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000 С;

в ведомый вал закладывают шпонку 18?11?70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

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

Библиографический список

1.Чернавский С.А., Боков К.Н. «Курсовое проектирование деталей ма-шин»: учеб.Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru