Конструювання редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

ДВНЗ «Криворізький національний університет»

Гірничо-електромеханічний технікум

Курсовий проект

Зміст

машинний агрегат підшипник редуктор

Вступ

1. Загальна частина

1.1 Умови експлуатації машинного агрегату

1.2 Термін служби приводного пристрою

2. Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна

2.2 Кінематичний розрахунок приводу

2.3 Розрахунок закритої передачі

2.3.1 Вибір матеріалу

2.3.2 Визначення допустимих контактних напружень

2.3.3 Визначення допустимих напружень на згин

2.3.4 Визначення міжосьової відстані передачі

2.3.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари

2.3.6 Перевірочні розрахунки

2.4 Попередній розрахунок валів редуктора

2.5 Конструктивні розміри корпуса редуктора

2.6 Перший етап компоновки редуктора

2.7 Перевірка довговічності підшипників

2.7.1 Ведучий вал

2.7.2 Ведений вал

2.8 Другий етап компоновки редуктора

2.9 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

2.10 Уточнюючі розрахунки валів

2.11 Змащування редуктора. Вибір мастила

Список використаної літератури

Вступ

Редуктором називають закриту зубчасту або черв'ячну передачу, призначену для зниження кутової швидкості веденого вала порівняно з ведучим. Зменшення кутової швидкості супроводжується збільшенням обертаючого моменту на веденому валу. Пристрої, які підвищують кутову швидкість, називають прискорювачами або мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпусу (чавунного литого або сталевого зварювального), в якому розміщують зубчасті колеса, вали підшипники і т.п. Редуктори різноманітні за своїми кінематичними схемами і конструктивному виконанню. Редуктори бувають одно- і багатоступінчасті. За типом передач редуктори бувають: циліндричні зубчасті, конічні, черв'ячні. За розташуванням валів і зубчастих коліс - горизонтальні, вертикальні. Важливість редуктора визначається тим, що вони широко використовуються в усіх галузях народного господарства. Зубчасті передачі входять до складу конструкцій більшості верстатів, транспортних машин, енергетичних пристроїв, приладів та багатьох інших виробів, які в значній мірі визначають вагу, габаритні розміри, якість і надійність цих виробів.

Конструювання - процес творчий, і кожна конструкторська задача, як правило, має багато рішень. Однак, в багатьох випадках конструктор зобов'язаний враховувати щоб механізм, або створювана машина, яку проектують, відповідала як експлуатаційним вимогам, так і водночас була економічна у виготовленні і експлуатації.

Оформлення конструкторської документації стандартизовано згідно до ГОСТ 2.105-95.

До курсового проекту входять слідуючі конструкторські документи: складальне креслення редуктора (шифр СК), робочі креслення деталей: веденого вала, зубчастого колеса.

Привод складається з циліндричного косозубого редуктора і пасової передачі що використовують: а) для передачі енергії від електродвигуна невеликої та середньої потужності; б) для приводів від первинних двигунів (внутрішнього згоряння), електричних генераторів до сільськогосподарських та інших машин.

Переваги пасових передач: можливість передавати потужність на відстані до 15м; плавність і безшумність роботи; простота конструкції; можливість витримування значних перевантажень без аварій.

Недоліки пасових передач: великі габарити; мала довговічність паса, несталість передаточного числа, внаслідок ковзання паса; неможливість використовувати у вибухонебезпечних місцях внаслідок електролізації паса.

Даний курсовий проект розроблений відповідно до завдання на курсове проектування.

1. Загальна частина

1.1 Умови експлуатації машинного агрегату

Режим навантаження близький до постійного. Під час експлуатації привода відсутні перенавантаження робочого органу, а також удари, несподівані зупинки. Передача нереверсивна. Робота у 2 зміни. Тривалість робочої зміни 8 годин. Привод розрахований на роботу протягом 5 років.

1.2 Термін служби приводного пристрою

Термін служби L_h визначається за формулою

L_h=365^.L_r^.K_r^.t₃^.L₃^. (1.3.1)

де, L_r - термін служби приводу, років; L_r= 5 років

K_r - коефіцієнт використання за рік

(1.3.2)

0,715

t₃ - тривалість зміни, годин; t₃= 8 год.

L₃- кількість змін; L₃= 2 зміни

K_з - коефіцієнт змінного використання

(1.3.3)



L_h = 365·5·0,715·8·2·0,785=16451,864 год.

2. Розрахункова частина

2.1 Вибір електродвигуна

Загальний коефіцієнт корисної дії

(2.1.1)

Де: з_ВП - ККД відкритої передачі; з_ВП=0,95

з_ЗП - ККД зубчастої передачі; з_ЗП=0,97

з_пк - втрати в опорах трьох валів; з_пк³=0,99

з_м - ККД муфти, з_м=0,98

з=0,95·0,97·0,99·0,98=0,885

Потрібна потужність робочої машини, кВт

Р_рм=F*V=2,0·0,5=1 кВт (2.1.2)

Необхідна потужність електродвигуна, кВт

=1,129 кВт (2.1.3)

За табл. К9, стор.406 Л[3] вибираємо двигун серії 4А з номінальною потужністю Р_ном= 1,5 кВт, застосовуємо для розрахунку чотири типи двигуна.

Таблиця 1. Розрахунок електродвигуна асинхронної серії 4А

Варіант	Тип двигуна	Номінальна потужність Рном , кВт	Частота обертання, об/хв
			пдв.с.синхрон	пном номін.
1	4АМ80А2Y3	1,5	3000	пном1 =2850
2	4АМ80В4Y3	1,5	1500	пном2 =1415
3	4АМ90L6Y3	1,5	1000	пном3 =935
4	4AM100L8Y3	1,5	750	пном4 =700

Загальне передаточне відношення для всіх варіантів

, (2.1.4)

де: n₃ - частота обертання ведучого вала робочої машини, об/хв.

n₃= (2.1.5)

п=53,571 об/хв

=53,200 = 26,414

= 17,453 = 13,067

Загальне передаточне відношення привода

u_заг = u_ЗП • u_ВП (2.1.6)

(u_заг = 4...25,3; u_ВП = 2...4; u_ЗП = 2... 6,3)

За ГОСТ 2144-75 Л.2 сторінка 43 приймаємо u_зп=5,0, тоді передаточне число відкритої передачі обчислюють за формулою

(2.1.7)

Аналізуємо одержані результати та вибираємо передаточні відношення ступенів привода:

І варіант - =10,64

ІІ варіант - =5,282

ІІІ варіант - =3,491

ІV варіант - =2,613

З розглянутих чотирьох варіантів бажаний варіант III з u_заг = 17,453 u_ВП = 3,491, що відповідає електродвигуну серії 4AM90L6Y3 з номінальною потужністю Р_ном=1,50 кВт та п_ном=935 об/хв.

2.2 Кінематичний розрахунок приводу

Таблиця 2. Визначення силових та кінематичних параметрів привода

Параметр	Вал	Послідовність з'єднання елементів привода
		дв-вп-зп-мрм
Потужність Р, кВт	дв	Рдв	=1,129
	Ведучий (Б)	Р1 = Рдв	=1,129·0,95·0,99=1,062
	Ведений (т)	Р2 = Р1	=1,062·0,97·0,99=1,020
	рм	РРМ = Р2	=1,020·0,99·0,98=0,990
Частота обертання п, об/хв	Кутова швидкість , с -1	дв	пном = пдв=935	ном ==97,863
		Б	п1 =267,832	1 =28,033
		Т	п2 =53,566	2 =5,607
		рм	прм =53,57	рм =5,607
Обертовий момент Т, Н • м	дв	Т дв =
	Б	Т1 = Тдв=11,536·3,491·0,95·0,99=37,876
	Т	Т2 = Т 1 =37,876·5·0,97·0,99=181,862
	рм	ТРМ = Т2 =181,862·0,99·0,98=176,442

2.3 Розрахунок закритої передачі

2.3.1 Вибір матеріалу

Приймаємо матеріал шестірні і колеса сталь 40X термообробку і твердість (так як в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми властивостями механічних характеристик).Н 350НВ

Приймаємо для шестірні НВ270 поліпшення, загартування ТВЧ.

Для колеса НВ240 (2, табл. 3.3) нормалізація.

2.3.2 Визначення допустимих контактних напружень

; МПа (2.4.2.1)

де у_Нlimb - базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг N_НО; (2, табл. 3.2)

К_HL - коефіцієнт довговічності; К_HL=1

[S_h]=1.1 - коефіцієнт безпеки

для шестірні

для колеса

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження

[у_H]=0.45([у_H1]+[у_H2]); (2.4.2.2)

тоді

[у_H]=0.45(554,55+500)=474,547 МПа

необхідна умова

[у_Н]<1,23[у_Н]₂

474,547

Умова виконується.

2.3.3 Визначення допустимих напружень на згин

Допустимі напруження згину

(2.4.3.1)

де у⁰_Flimb=1.8HB (2, табл. 3.9)

=1,8HB=1,8270=486 МПа

=1,8HB=1,8240=432 МПа

[S_F]=[S_F]^I[S_F]^II - коефіцієнт безпеки

де [S_F]^I=1.75 (2, табл. 3.9)

[S_F]^II=1,0 заготовка-поковка

[S_F]=1.75*1=1.75

Допустимі напруження, МПа

для шестірні МПа

для колеса МПа

2.3.4 Визначення міжосьової відстані передачі

Визначаємо міжосьову відстань

, мм (2.4.4.1)

де: для косозубих коліс К_а=43,

коефіцієнт нерівномірності навантаження

К_Нв=1,25 (2, табл. 3.1)

(2, с.36)

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ГОСТ 2185-66

а_щ=125 мм (2, с.36)

2.3.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари

Нормальний модуль зачеплення приймаємо:

m_n=(0.01………0.02)?a_щ (2.4.5.1)

m_n=125 мм

приймаємо за ГОСТ 9563-60 т_п1,25мм (2, с. 36)

Попередньо приймаємо кут нахилу зубів в=10⁰

Визначаємо число зубів шестірні і колеса

(2.4.5.2)

приймаємо Z₁=33, тоді

Z₂=Z₁*u_зп (2.4.5.3)

Z₂=33·5=165

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

(2.4.5.4)

; в=8⁰

Визначаємо основні розміри шестірні та колеса:

Діаметри ділильні, мм

Шестірня = 41,666мм

Колесо =208,333 мм

Перевірка = 125мм

Діаметри вершин зубів, мм

Шестірні d_a1=d₁+2m_n= 41,6+2·1,25=44,1 мм

Колеса d_a2=d₂+2m_n=208,3+2·1,25=210,8 мм

Діаметри западин зубів, мм

=d₁-2,5m_n= 41,6-2,5·1,25=38,475 мм

=d₂-2,5m_n=208,3-2,5·1,25=205,175 мм

Ширина:

Шестірні b₁=b₂+5=55 мм

Колеса b₂==0,4·125=50мм

2.3.6 Перевірочні розрахунки

Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

(2.4.6.1)

=1,322

Колова швидкість шестірні, V м/с

V= (2.4.6.2)

V=28,033·41,666/2 =584,011/1000= 0,58 м/с

При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти 8 ступінь точності (2, с. 32)

Коефіцієнт навантаження

К_Н=К_НвК_НбК_Нv (2.4.6.3)

K_Hв? 1,17 (2, табл. 3.5)

К_Нб? 1,06 (2, табл. 3.4)

К_Нv= 1,0 (2, табл. 3.6)

Таким чином, К_Н= 1,17·1,06·1=1,240

Перевірка контактних напружень, МПа

(2.4.6.4)

МПа

Умова виконується.

Сили, що діють у зачепленні, Н

колова Н

радіальна Н

= tg 20°=0.2530,

осьова Н

Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згину

(2.4.6.5)

де: коефіцієнт навантаження К_F=K_Fв*K_Fv

при , твердості НВ<350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор К_Fв=1,32 (2, табл. 3.7)

K_Fv=1,11 (2, табл. 3.8)

Таким чином, коефіцієнт K_F=1,32·1,11=1,46

Еквівалентне число зубів

шестірні

= =0,9702

колеса

Y_F - коефіцієнт враховуючий форму зуба і залежний від еквівалентного числа зубів;

Знаходимо відношення :

Y_F1= 3,75 Y_F2= 3,60 (2, с.42)

для шестірні

для колеса

Подальший розрахунок необхідно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y_в і К_F

(2, с.47)

Перевіряємо міцність по формулі:

(2.4.6.6)

МПа

Умова міцності виконується.

2.4 Попередній розрахунок валів редуктора

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні

МПа,

 (2.5.1)

мм

Приймаємо d_B1= 24 мм d_n1= 30 мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 1. Ескіз ведучого вала

Ведений вал:

Приймаємо МПа

Діаметр вихідного кінця вала (2.5.2)

мм

Приймаємо d_B2= 36 мм

Діаметр вала під підшипниками приймаємо d_n2= 45 мм, під зубчастим колесом d_k2= 50 мм

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2. Ескіз веденого валу

Конструктивні розміри шестірні і колеса:

Шестірню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: d₁=41,666 мм, d=44,1 мм, d=38,475 мм, b₁=55 мм.

Колесо коване: d₂=208,333 мм, d =210,8 мм, d =205,175 мм b₂=50 мм.

Діаметр маточини d_мат=1,6*d_k2=1,6*50 =80 мм,

Довжина..маточини: ?_мат=(1,2….1,5)d_k2=1,5*50=75 мм

приймаємо ?_мат=74 мм

Товщина ободу, мм д₀=(2,5…4т_п)=4·1,25 =10 мм,

приймаємо д₀=10 мм.

Товщина..диска:С=0,3*b₂=0,3*50=15 мм

2.5 Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки, мм:

д=0,025 а_щ+1, (2.6.1)

д=0,025*125+1=4,125 мм

приймаємо д=8 мм,

д₁=0,02 а_щ+1 мм

д₁=0,02*125+1=3,5мм (2.6.2)

приймаємо д₁=8 мм.

Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки: мм

верхнього пояса корпуса і пояса кришки

b=b₁=1,5д=1,5^.8 =12 мм

нижнього пояса корпусу

р=2,35д=18,8 мм

приймаємо р=19 мм.

Діаметр болтів: фундаментальних

d₁=(0,03….0,036) a_щ+12=15,75 мм

приймаємо болти з різьбою М16

Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників

d₂=(0,7…..0,75)d₁=0,7·16=11,22 мм

приймаємо болти з різьбою М12

Болти, які з'єднують кришку з основою

d₃=(0,5ч0,6)d₁=0,5·16=8мм

приймаємо болти з різьбою М8

2.6 Перший етап компоновки редуктора

Перший етап необхідний для приблизного визначення положення зубчастих коліс відносно опор для послідуючого визначення опорних реакцій і вибору підшипників.

Складальне креслення виконуємо у одній проекції - переріз по осям валів при знятій кришці редуктора; масштаб 1:1 викреслюємо тонкими лініями.

Приблизно посередині аркуша проводимо горизонтальну осьову лінію; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані а_щ=125 мм.

Креслимо спрощено шестірню і колесо в вигляді прямокутників; шестірня виконується за одне ціле з валом; довжина маточини колеса дорівнює ?_мат= 74 мм

Креслимо внутрішню стінку корпуса:

приймаємо зазор між торцем шестірні і внутрішньою стінкою корпусу А₁=1,2д=1,2·8=10 мм

приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса А== 8 мм

приймаємо відстань між зовнішнім кільцем підшипника ведучого валу і внутрішньою стінкою корпуса А=д= 8 мм

Вимірюємо відстань на ведучому валу ?₁=65,5 мм, і на веденому ?₂=66,5 мм, ?_м?91,5 мм, =60 мм

Попередньо намічаємо шарико підшипники радіальні однорідні легкої серії

Таблиця 3 Підшипники (Л 3 табл. К 27)

Умовне позначення підшипника	d	D	B	Вантажопідйомність, Н
	Розміри, мм	C	C
206	d1=30	D1=62	B1=16	19,5	10,0
209	d2=45	D2=85	B2=19	33,2	18,6

Вирішуємо питання про змащення підшипників. Приймаємо для підшипників пластичні мастила. Для попередження витікання мастила у корпус і вимивання змащувального матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо масло утримуючі кільця.

2.7 Перевірка довговічності підшипників

2.7.1 Ведучий вал

Із попередніх розрахунків маємо:

F_t=1818 Н; F_r=668,3 HF_a=256 H; F_Bn=515,72 H d₁=41,66 мм

З першого етапу компоновки ?₁=65,5 мм, ?_вn=58 мм.

Визначаємо реакції опор: в площині ХZ горизонтальна площина

в площині YZ вертикальна площина



Перевірка: -515,72+369,198+668,3+(-521,778)=0, 0=0

Епюра згинаючих моментів Мх: вертикальна площина

Епюра згинаючих моментів Му: горизонтальна площина

Епюра крутних моментів Мz:

Mz=T₁ Н*мм

Складові реакції

(2.8.1.1)

(2.8.1.2)

Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора)

Відношення

Відношення

Розрахункова довговічність у млн. об.

L= (2.8.1.3)

Розрахункова довговічність у годинах

L= (2.8.1.4)

Що більше (менше) за L розрахункове.

Ведений вал несе такі ж навантаження як і ведучий вал.

2.8.2 Ведений вал

Навантаження на вал від муфти

F_м=0,25F_t Н

Реакції опор: горизонтальна площина

В площині xz

Перевірка:

,

В площині уz вертикальна площина

Перевірка:

Епюра згинаючих моментів М_х: вертикальна площина

Епюра згинаючих моментів М_у: горизонтальна площина

Епюра крутних моментів М_z:

M_z=T₂ Н?мМ

Складові реакції

Підбираємо підшипник для найбільш навантаженої опори (опора)

Відношення

Відношення

Розрахункова довговічність у млн. об.

L= млн.об.

Розрахункова довговічність у годинах

L_h= годин

Що більше (менше) за L_h розраховане.

2.8 Другий етап компоновки редуктора

Викреслюємо шестірню і колесо за конструктивними розмірами знайденими раніш. Шестірню виконуємо за одне ціле з валом.

Викреслюємо в розрізі підшипники кочення.

Для фіксації зубчастого колеса передбачаємо стовщення вала з однієї сторони і встановлюємо розпорну втулку з іншої сторони.

Відклавши від середини редуктора відстань?₂, проводимо осьові лінії і викреслюємо підшипники.

Відкладаємо відстань ? і креслимо вихідний вал, так щоб діаметр виходив за межу редуктора на 3-4мм.

На ведучому і веденому валах застосуємо шпонки призматичні за ГОСТ 23360-78.

2.9 Перевірка міцності шпонкових з'єднань

За ГОСТ 23360-78 вибираємо матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Напруження зминання і умова міцності визначається за формулою:

(2.10.1)

Допустиме напруження зминання при сталевій маточині [у_зм]=100…120МПа, при чавунній [у_зм]=50…..70МПа.

Умова міцності виконується.

2.10 Уточнюючі розрахунки валів

Уточнюючий розрахунок складається у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S для небезпечних перерізів і порівняння їх з допустимими значеннями [S]. Міцність виконується при S?[S]=2,5.

(2.11.1)

S_у - коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням

(2.11.2)

де у_-1 - межа витривалості сталі при симетричному циклі згину; для вуглецевих конструкцій сталі

у_-1=0,43 у_В МПа, у_В - табл 3.3, с.34

К _у - ефективний коефіцієнт концетрації нормальних напруг (табл 8.2-8.7)

масштабний фактор для нормальних напруг (табл. 8.8);

в - коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні: при R_a=0.32…2.5 мкм приймають в=0,97…0,90;

у _v - амплітуда циклу нормальних напружень, МПа

, (2.11.3)

де М - сумарний згинаючий момент в перерізі, Н?мм

W_нетто - осьовий момент опору перерізу вала, мм³

у _т - середнє напруження циклу нормальних напружень, МПа, якщо осьове навантаження F_a на вал відсутнє або замале, то приймають у _т=0, в іншому випадку

(2.11.4)

коефіцієнт

;

для вуглецевих сталей, які мають у_В=650…780МПа, приймають ш_у=0,15.

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням,

(2.11.15)

де -межа витривалості сталі при симетричному крученн, МПаі; для конструкційних сталей приймають =0,58·МПа,

Значення е_ф (2, табл. 8.8); К_ф (2, табл. 8.2)

Для даних сталей попередньо приймаємо ш_ф=0,1 значення і визначають:

(2.11.16)

де W_{k НЕТТО} - момент опору крученню.

Підсумковий коефіцієнт запасу міцності

Ведучий вал.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу вихідного кінця вала (діаметр……..мм), враховуючи концентрацію напружень від шпонкової канавки.

Матеріал вала той самий, що і для шестірні (шестірня виконана спільно з валом), сталь, поліпшення, загартовування з ТВЧ.

Межа витривалості при симетричному циклі згину

=0,43у_В МПа

Межа витривалості при симетричному циклі кручення

=0,58 МПа

Коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням

Амплітуда нормальних напружень



М=F^.X, Н?мм

W_нетто= мм

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням

;

Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напруг

W=

Загальний коефіцієнт запасу міцності

=

Ведений вал.

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу І-І вала під серединою зубчастого колеса, (діаметр, мм). Концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки.

Матеріал вала - сталь

Межа витривалості

у=0,43· у_в=0,43 МПа

ф=0,58· у =0,58 МПа

Амплітуда нормальних напружень згину

у_х=

М_І-І=

W_нетто=

Амплітуда та середнє напруження циклу дотичних напруг

W=

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Загальний коефіцієнт запасу міцності



Визначимо коефіцієнт запасу міцності для перерізу ІІ-ІІ вала під підшипником (діаметр, мм). Концентрація напруг обумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом.

(с. 166, табл. 8.7)

Згинаючий момент

Н·мм

Осьовий момент опору

мм³

Амплітуда нормальних напружень

МПа

у_т=0

Момент опору крученню

мм³

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Загальний коефіцієнт запасу міцності

Визначаємо коефіцієнт запасу міцності для перерізу ІІІ-ІІІ вихідного кінця вала, враховуючи концентрацію напружень від шпонкової канавки, (діаметр …..мм).

Згинаючий момент М_{ІІІ-ІІІ}=F_M^·X₁, Н·мм

Осьовий момент опору

W_нетто=

Амплітуда нормальних напружень згину

у_х=

Момент опору крученню

W_кнетто=

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг

Коефіцієнти запасу міцності

2.11 Змащування редуктора. Вибір мастила

Змащування зубчастого зачеплення виконується занурюванням зубчастого колеса в масло. Об'єм масляної ванни V визначаємо з розрахунку 0,25дм³ мастила на 1 кВт потужності яка передається:

V=0,25^.P (2.12.1)

Встановлюємо в'язкість мастила.

Беремо мастило, камери підшипників заповнюємо пластичним мастилом марки ПВК.

Список використаної літератури

1. Матеріали директивних документів Верховної Ради та Кабінету Міністрів України, К.: Преса України.

2. Чернявский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.:Машиностроение, 1987 - 416 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1991-432 с.

4. Общие требования к текстовым документам, К.: Госстандарт Укр., 1996.

Размещено на Allbest.ru

...