Размещено на http://www.Allbest.ru/

3

Размещено на http://www.Allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Кафедра «Конструирование машин и сопротивление материалов»

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

Тема:

Проект горизонтального одноступенчатого цилиндрического редуктора

Разработала Шурманова О.А.

Студентка группы РМПИ-10

Руководитель: Нестеров А.А

Пермь 2012



СОДЕРЖАНИЕ

1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел

1.3 Определение частот вращения валов

1.4 Определение вращающего моментов на валах, Нм

1.5 определение угловых скоростей валов привода, c^-1

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет

2.2 Проверочный расчет

3. Расчет зубчатых передач

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3 Определение межосевых расстояний

3.4 Проверочный расчет передачи редуктора

4. Эскизная компоновка редуктора

4.1 Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение

4.2 Определение диаметров и длин валов

4.3 Выбор типа и схемы установки подшипников

4.4 Выбор муфты

5. Определение реакций в опорах редуктора

6. Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

6.1 Расчетная схема вала, определение реакций опор, построение эпюр моментов

6.2 Проверочный расчет подшипников

7. Расчет валов на выносливость и статическую прочность

7.1 Расчет валов на усталостную прочность

8. Расчет шпоночных соединений

8.1 Расчет шпонки тихоходного вала

8.2 Расчет шпонки быстроходного вала

9. Выбор смазки подшипников и передач

9.1 Способ смазывания

9.2 Выбор сорта масла

9.3 Определение количества масла

9.4 Определение уровня масла

9.5 Контроль уровня масла

9.6 Слив масла

Список литературы



ВВЕДЕНИЕ

В данной работе требуется спроектировать горизонтальный одноступенчатый цилиндрический редуктор. Закрытая передача прямозубая. Открытая передача - клиноременная нормального сечения Б. В редукторе находится 2 пары шариковых подшипников на тихоходном и быстроходном валах, установленных по схеме враспор.

Подшипники на быстроходном валу смазываются пластичным материалом (солидол жировой), закладываемым вручную однократно на несколько лет до следующего планового ремонта или технического осмотра редуктора, а на тихоходном - картерным способом в результате разбрызгивания масла вращением колеса. Смазывание зацепления осуществляется жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Масло заливают в редуктор через люк, а сливают - через специальное отверстие сбоку, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Для отслеживания уровня масла, применяем жезловой маслоуказатель. Для обеспечения точности сборки крышки и основания и исключения возникновения несоосности резьбовых отверстий применяют установочные штифты. Чтобы обеспечить лёгкую разборку редуктора применяется отжимной винт.



1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины P_вых, кВт :

P_вых = F_tV = 5,25*0.78 = 4,095 кВт

F_t - окружное усилие на барабане, кН;

v - окружная скорость ленты конвейера, м\с.

Определяем общее КПД привода:

= _{р.п.ред.опорм}

= 0,96*0,97*0,98*0,99 = 0,9

Определяем требуемую мощность двигателя P_дв, кВт :

P_потр = P_вых/

P_потр = 4,095/0,9 = 4,55 кВт

Определяем номинальную мощность двигателя P_ном, кВт:

P_{ном =} 4 кВт

Выбор типа двигателя:

Тип двигателя	Ном. мощность Pном, кВт	Частота вращения, об/мин
4АМ112МВ6УЗ	4	950

1.2 Определение передаточных чисел

n_вых = = 59,59об/мин

u_общ = u_р.*u_р.п. = n_вх./n_вых = 950/59,59 = 15,9

u_общ - общее передаточное число привода

u_р.п. = 3

u_р. = u_общ./u_р.п. = 15,9/3 = 5,3

u_р. = 5,3

1.3 Определение частот вращения валов

n_вх = n_ном = 950 об/мин

n₁ = n_вх/u_р.п. = 950/3 = 316,7 об/мин

n₁ - число оборотов быстроходного вала редуктора

n₂ = n₁/u_р. = 316,7/5,3 = 59,8об/мин

n₂ - число оборотов тихоходного вала редуктора

n_вых = n₂ = 59,8об/мин

1.4 Определение вращающего моментов на валах, Нм

Т_вых = F_t*(D_б/2) = 5,25*(0,25/2) = 656,25

Т₂ = Т_вых/з_м = 656,25/0,98 = 669,64

Т₁ = Т₂/u_р/з_р = 669,64/5,3/0,97 = 130,3

Т_вход = Т₁/u_р.п./ з_р.п. = 130,3/3/0,96 = 45,2

1.5 определение угловых скоростей валов привода, c^-1

щ_вх = рn_вх/30 = 99,48

щ₁ = рn₁/30 = 33,17

щ₂ = рn₂/30 = 6,26

щ_вых = рn_вых/30 = 6,24

вал параметр	ЭД	редуктор	барабан
		быстрох.	тихох.
Угловая скорость щ, с-1	99,48	33,17	6,26	6,24
Частота вращения n, об/мин	950	316,7	59,8	59,8
Вращающий момент T, Нм	45,2	130,3	656,25	669,64
Передаточное число U	3 5,3	15,9



2. Расчет клиноременной передачи

2.3 Проектный расчет

1. Выбрать сечение ремня

P_ном = 4 кВт

n_ном = 950 об/мин

Используем клиновой ремень нормального сечения Б .

2. d_1min = 125 мм

ведущий шкив с диаметром d₁ = 140 мм

3. Определить диаметр ведомого шкива

d₂ = •u(1-;

d₂ = 140•3•(1-0,02) = 411,6 мм

4. Определить фактическое передаточное число

5. Определить ориентировочное межосевое расстояние

- высота сечения клинового ремня ; h = 10,5 мм;

6. Определить расчетную длину ремня

7. Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

8. Определить угол обхвата ремня шкива

9. Определить скорость ремня

10. Определить частоту пробегов ремня

11. Определить допускаемую мощность

- допускаемая приведенная мощность

12. Определить количество клиновых ремней

13. Определить силу предварительного натяжения

14. Определить окружную силу, передаваемую комплектом ремней

15. Определить силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

16. Определить силу давления ремней на вал

2.4 Проверочный расчет

2.4.1 Проверка прочности клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм²

а) - напряжение растяжения , Н/мм²

A = 138 мм²

б) - напряжение изгиба , Н/мм²

в) - напряжение от центробежных сил , Н/мм²

г) - допускаемое напряжение растяжения , Н/мм²

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробега ремня U, 1/с	4,35
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива	140
Количество ремней (число клиньев) z	4	Диаметр ведомого шкива	400
Межосевое расстояние	352.1	Максимальное напряжение , Н/мм2	7,55
Длина ремня	1600	Предварительное натяжение ремня , Н
Угол обхвата ведущего шкива , град.	131,8	Сила давления ремня на вал , Н



3. Расчет зубчатых передач

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Определяем марку стали:

· для шестерни - сталь 40х: твердость 269…302 НВ

· для колеса - сталь 40х: твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей - улучшение

НВ_ср = (НВ_min+ НВ_max)/2

НВ_ср1 = (269+302)/2 = 285,5HB

НВ_ср2 = (235+262)/2 = 248,5HB

HB_ср = (HB_ср1+HB_ср2)/2 = 268,5HB

НВ_ср1-НВ_ср2 = 285,5-248,5 = 37HB 20<37<50

Механические характеристики стали.

Для шестерни б_в = 900 Н/мм², б_-1 = 410 Н/мм²

Для колеса б_в = 790 Н/мм², б_-1 = 375 Н/мм²

Предельные размеры

Заготовка шестерни D_пред = 125 мм

Заготовка колеса S_пред = 80мм

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса



N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);

N_HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N_HO1 = 25·10⁶циклов, N_HO2 = 16,5·10⁶циклов

N = 573щL_h.

Щ - угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

L_h - срок службы привода, ч.

Так как N₁>N_HO1 и N₂>N_HO2, то коэффициенты долговечности

K_hL1 = 1 и K_hL2 = 1.

N_H01 = 31,15*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

N_H02 = 5,66*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

3.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_H1 = K_HL1[б]_HO1 [б]_H2 = K_HL2[б]_HO2

[б]_HO1 = 1,8 HB_ср+67 [б]_HO2 = 1,8 HB_ср+67

[б]_HO1 = 1,8*285,5+67 = 580,9 Н/мм² [б]_HO2 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм²

3.2.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба, [б]F, Н/мм2

[б]_F1 = K_FL1[б]_FO1

[б]_FO1 = 1,03 HB_ср

[б]_FO1 = 1,03*285,5 = 294,07 Н/мм²

= 1 (N₁>N_FO, то = 1)

[б]_F1 = 294,07 Н/мм²

[б]_F2 = K_FL2[б]_FO2

[б]_FO2 = 1,03 HB_ср

[б]_FO2 = 1,03*248,5 = 255,96 Н/мм²

= 1(N₂>N_FO, то = 1)

[б]_F2 = 255,96 Н/мм

[б] = 0,75*294,07 = 220,6 Н/мм²

[б] = 0,75*255,96 = 191,97 Н/мм²

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср1	бв	б-1	[б]H	[б]F
		Sпред		Н/мм2
Шестерня Колесо	40х 40х	125 80	У У	285,5 248,5	900 790	410 375	580,9 514,3	220,6 191,97

3.3 Определение межосевых расстояний

,

где К = 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

и = 5.53 - передаточное число редуктора;

Т₂ = 688,8- вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ;

- коэффициент ширины венца для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

= 514,3- среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.

мм;

мм

1. Определяем модуль зацепления т, мм:

,

где - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

мм - делительный диаметр колеса;

мм - ширина венца колеса;

= 191,97 - опускаемое напряжение изгиба материала колес с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм.

Округляя, получаем мм.

2. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса :

.

3. Определяем число зубьев шестерни :

4. Определяем число зубьев колеса :

.

5. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного :

;

6. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач, мм:

мм

7. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм Ширина венца мм	d2 = 372,5 da2 = 377,5 df2 = 366,5 b2 = 60	d1 = 67,5 da1 = 72,5 df1 = 61,5 b1 = 63

3.4 Проверочный расчет передачи редуктора

1. Проверяем межосевое расстояние , мм:

мм

2. Проверим пригодность заготовок колес:

Условие пригодности колес: и ,

мм - диаметр заготовки шестерни; 78,5<125;

мм - толщина заготовки колеса; 64<80.

3. Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

,

Где К = 436 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

Н - окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес

м/с

и степени точности передачи (по 1/табл.4.2 - 9-я степень точности);

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

,

4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

;

,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности передачи;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (прирабатывающихся зубьев);

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса

;

;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба.

;

.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи



Проектный расчет
Параметр	значение
1) межосевое расстояние aw мм 2) модуль зацепления m 3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм 4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм 6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм 7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм	220 2,5 63 60 27 149 67,5 372,5 72,5 377,5 61,5 371,5
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	примечания
Контактные напряжения б, Н/мм2	514,3	464,4	9,7%
Напряжения изгиба, Н/мм2	бF1	220,6	35,2	84%
	бF2	191,97	20,4	89%



4. Эскизная компоновка редуктора

4.1 Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение

Марка стали: 40X

Термообработка: Улучшение

б_В = 790 Н/мм²

б_Т = 640 Н/мм²

б_-1 = 375 Н/мм²

Принимаем []_к = 10…20 Н/мм²

[]_к1 = 10 Н/мм² - для быстроходного вала

[]_к2 = 20 Н/мм² - для тихоходного вала

4.4 Определение диаметров и длин валов

Для быстроходного вала

а) 1-я ступень

d₁ = {(M_к·10³)/(0,2*[]_к)}^1/3

М_к = Т = 128,4Hм

d₁ = 40 мм

фаска с = 1,6*45

l₁ = (1,2…..1,5)*d₁ - под шкив

l₁ = 60мм

б) 2-я ступень

d₂ = d₁+2t



t - высота буртика t = 2,8 мм

d₂ = 45 мм

l₂ = 1,5d₂ = 67мм

в) 3-я ступень

d₃ = d₂+3,2r

r - координаты фаски подшипника r = 3 мм

d₃ = 55мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень

d₄ = d₂ = 45 мм

l₄ = В+с = 26,6 мм

Для тихоходного вала

а) 1-я ступень

d₁ = {(M_к*·10³)/(0,2*[]_к)}^1/3

М_к = Т = 688,8Hм

d₁ = 56 мм

l₁ = (1,0…1,5) d₁ - под полумуфту

l₁ = 80 мм

б) 2-я ступень

d₂ = d₁+2t t = 3 мм

d₂ = 60 мм

l₂ = 1,25d₂ = 75 мм

в) 3-я ступень

d₃ = d₂+3.2r

r - координаты фаски подшипника r = 3,5 мм

d₃ = 70 мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень

d₄ = d₂ = 60 мм

l₄ = В+с = 33мм

4.5 Выбор типа и схемы установки подшипников

Для быстроходного вала выбираем подшипник средней серии 309

Для тихоходного вала выбираем подшипник средней серии 312

Подшипники шариковые радиальные однорядные. Устанавливаются враспор

Обозначение	d	D	В	r	Cr	C0r
309	45	100	25	2,5	52,7	30,0
212	60	130	31	3,5	81,9	31,0

Ступень вала и ее параметры d, l	Вал-шестерня цилиндрическая, Б	Вал колеса, Т
1-я	d1	40	56
	l1	60	80
2-я	d2	45	60
	l2	67	75
3-я	d3	55	70
	l3	Графически	Графически
4-я	d4	45	60
	l4	26,6	33

4.4 Выбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая

Полумуфта изготавливается из чугуна СЧ20

Материал пальцев из стали Ст45

Расчетный момент:

Т_р = К_р*Т₂< Т

К_р - коэффициент режима нагрузки для ленточных конвейеров - 1,25

Т_р - вращающий момент на тихоходном валу - 688,8 Н

Т - номинальный момент

Т_р = 1,25·688,8 = 861 Нм

Выбираем Т = 1000 Нм

клиноременной зубчатый редуктор вал подшипник



5. Определение реакций в опорах редуктора

б = 20 ^o

Окружная

F_t1 = F_t2 F_t2 = 2T₂·10³/d₂ F_t1 = F_t2 = 3698,3 Н

Радиальная

F_r1 = F_r2 F_r2 = F_t2* tgб F_r1 = F_r2 = 1346,1 Н

Вид открытой передачи

Клиноременная

F_оп = 2·F_о·z·sin(б/2) = 1298,4H



6. Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

6.1 Расчетная схема вала, определение реакций опор, построение эпюр моментов

Тихоходный вал

Дано:

1) Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4, Н•м:



2) Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..4, Н•м:

3) Строим эпюру крутящих моментов, Н•м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала:

2. Быстроходный вал

Дано:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

Проверка

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4, Н•м;

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 2..4 , Н•м;

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н•м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала:

6.2 Проверочный расчет подшипников

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.



R_Е - эквивалентная динамическая нагрузка

Y - коэффициент осевой нагрузки

Y = 1.71

e - коэффициент влияния осевого нагружения

е = 0,26

х - коэффициент радиальной нагрузки

х = 0,56

V - коэффициент вращения

V = 1

R_r - радиальная нагрузка подшипника

R_r = 2328,43H

К_б - коэффициент безопасности

К_б = 1,2

К_Т - температурный коэффициент

К_Т = 1

Ra/V/Rr = 0,58>e, тогда Re = (XVRr+YRa)K_бK_T

Re = 4326,9 Н

m - показатель степени

m = 3

а₁ - коэффициент надежности

а₁ = 1

а₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

а₂₃ = 0,7

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала

n = 240об/мин

L_h - требуемая долговечность

L_h = 12000

27143,1 > 52700

Условия выполняются. Подшипник шариковый радиальный однорядный 309 ГОСТ 8338-75 пригоден для работы.

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника тихоходного вала

Y - коэффициент осевой нагрузки

Y = 1,71

e - коэффициент влияния осевого нагружения

е = 0,26

х - коэффициент радиальной нагрузки

х = 0,56

V - коэффициент вращения

V = 1

R_r - радиальная нагрузка подшипника

R_r = 1967,8H

К_б - коэффициент безопасности

К_б = 1,2

К_Т - температурный коэффициент

К_Т = 1

Ra/V/Rr>e, тогда Re = (XVRr+YRa)K_бK_T

Re = 3403,8

m - показатель степени

m = 3

а₁ - коэффициент надежности

а₁ = 1

а₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

а₂₃ = 0,7

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала

n = 433об/мин

L_h - требуемая долговечность

L_h = 12000

Условие выполняется.

Условия выполняются. Подшипник шариковый радиальный однорядный 312 ГОСТ 8338-75 пригоден для работы.



7. Расчет валов на выносливость и статическую прочность

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

,

где [s] = 1,3…1,5 при высокой достоверности расчета.

7.1 Расчет валов на усталостную прочность

1. Определение напряжений в опасных сечениях вала, .

,

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

,

где - крутящий момент Н·м;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 3-й ступени быстроходного вала:

;

;

;

;

Для 2-й ступени быстроходного вала:

;

;

;

;

Для 3-й ступени тихоходного вала:

;

;

;

;

Для 2-й ступени тихоходного вала:

;

;

;

;



2. Определение коэффициентов концентрации нормальных и касательных напряжений.

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; - коэффициент влияния шероховатости;- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Для валов без поверхностного упрочнения:

3-я ступень быстроходного вала:

, , , .

; ;

2-я ступень быстроходного вала:

, , , ;

; ;

3-я ступень тихоходного вала:

; ; ;

; ;

2-я ступень тихоходного вала:

; ; ;

; ;

3. Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала.

;

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, .

2-я ступень быстроходного вала:

;

;

3-я ступень быстроходного вала:

;

;

2-я ступень тихоходного вала:

;

;

3-я ступень тихоходного вала:

;

;

4. Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.



;

;

2-я ступень быстроходного вала:

; ;

3-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

3-я ступень тихоходного вала:

;

5. Определение общего коэффициента запаса прочности в опасных сечениях.

2-я ступень быстроходного вала:

;

3-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

;

3-я ступень тихоходного вала:

- нет напряжений изгиба.



8. Расчет шпоночных соединений

8.1 Расчет шпонки тихоходного вала

Условие прочности:

,

где - окружная сила на шестерне или колесе, Н;

- площадь смятия, ,

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, ;

- стандартные размеры

- допускаемое напряжение на смятие,;

1)шпонка :

.

2) шпонка :

.

8.2 Расчет шпонки быстроходного вала

шпонка



9. Выбор смазки подшипников и передач

9.1 Способ смазывания

Для редукторов непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием)

9.2 Выбор сорта масла

Контактные напряжения = 463,8 Н/мм²

Окружная скорость зубчатых передач V = 5,28 м/с

И-Г-А-32

И - индустриальное

Г - для гидравлических систем

А - масло без присадок

32 - класс вязкости

Кинематическая вязкость при Т = 40⁰с 29…..35мм²/c

9.3 Определение количества масла

0,4…..0,8 на 1кВт передаваемой мощности

Количество масла = 2л

9.4 Определение уровня масла

модуль зацепления



9.5 Контроль уровня масла

С помощью жезлового маслоуказателя

9.6 Слив масла

Предусмотрено сливное отверстие на боковой стенке, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.



Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Калининград: Янтар. сказ, 2003.

Размещено на Allbest.ru

...