Детали машин

                                               СОДЕРЖАНИЕ

|Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.           |3       |
|                                                                  |        |
|Расчет зубчатых колес редуктора                                   |4       |
|                                                                  |        |
|Предварительный расчет валов                                      |6       |
|                                                                  |        |
|Конструктивные размеры шестерни и колеса                          |7       |
|                                                                  |        |
|Конструктивные размеры корпуса редуктора                          |7       |
|                                                                  |        |
|Расчет цепной передачи                                            |8       |
|                                                                  |        |
|Первый этап компоновки редуктора                                  |10      |
|                                                                  |        |
|Проверка долговечности подшипника                                 |11      |
|                                                                  |        |
|Второй этап компоновки редуктора                                  |14      |
|                                                                  |        |
|Проверка шпоночного соединения                                    |15      |
|                                                                  |        |
|11. Уточненный расчёт валов                                       |15      |
|                                                                  |        |
|12. Выбор сорта масла                                             |17      |
|                                                                  |        |
|13. Сборка редуктора                                              |18      |
|                                                                  |        |
|14. Список используемой литературы                                |19      |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |
|                                                                  |        |



              1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт


      Технические данные

   P2=4,5 кВт
   n2=100 об/мин



1.1 Определение общей КПД установки
                 [pic], где

      [pic]=0,98 - КПД цепной передачи
      [pic]=0,99 - Две пары подшипников качения
      [pic]=0,92 - КПД зубчатой передачи
      [pic]=0,99 - КПД муфты

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.
1.3 Определяем требуемую частоту вращения.
                                   [pic]
где Uц.п. =3 ;Uред =4
                                   nдв =nзЧUобщ=100Ч12=1200

1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это  двигатель 4А100L4УЗ с
ближайшим  большим  значением  мощности 4 кВт, с асинхронной частотой
вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности
соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.
1.5 Определяем общее передаточное число установки.
1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4
1.6 Пересчитываем Uц.п.
                                     [pic]
1.7 Определяем вращающий момент на валах
1.71 Вращающий момент на валу шестерни
[pic]

1.72 Вращающий момент на валу колеса
[pic][pic]

                     2. Расчет зубчатых колёс редуктора

                      2.1 Выбор материалов для передач

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи,
выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице
3.3:  для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230;
для  колеса ( сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30
единиц ниже – НВ 200.
      Допускаемые контактные напряжения

где (н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По
табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее


НВ 350  и термообработкой (улучшение)



КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового,
что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1;
[n]H=1,1
2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу

Для колеса
                                      [pic]
Тогда расчетное допускаемое напряжение
                            [pic]

    Коэффициент нагрузки [pic], несмотря на симметричное расположение колес
относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны
клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию
ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по
табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение
[pic]=1,25.

  Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[pic]


  Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной
поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).
  [pic]
  Здесь принято [pic]. Ближайшее стандартное значение [pic]. Нормальный
модуль зацепления
                     [pic];  принимаем [pic](стр.36 [1])
2.3 Угол наклона зубьев [pic]. Определим число зубьев шестерни и колеса:
  [pic];         принимаем z1=28
тогда [pic]                            принимаем z2=112
2.4 Основные размеры шестерни и колеса:
2.41 Диаметры делительные:
[pic];           [pic].
Проверка:  [pic].
2.42 Диаметры вершин зубьев:
[pic];           [pic];
ширина колеса [pic];
ширина шестерни [pic].
2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
                                               [pic].
2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи
                                               [pic]м/с,
где - ?1=[pic]
[pic]
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])
2.5 Коэффициент нагрузки
                                                [pic]
  Значения [pic] даны в табл.3.5[1]: при [pic], твердости [pic] и
несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба
ведомого вала от натяжения цепной передачи [pic].
  По табл. 3.4[1] при [pic] и 8-й степени точности [pic]. По табл.
    3.6[1] для прямозубых колес при [pic] имеем [pic]. Таким образом,
                                             [pic].
2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:
 [pic]
2.7Силы, действующие в зацеплении:
2.71 Окружная [pic];
2.72 Радиальная [pic];
2.73 Осевая [pic]
2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
(3.25)[1]:
[pic]
Здесь коэффициент нагрузки [pic].
По табл. 3.7[1] при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении
зубчатых колес относительно опор [pic]. По табл. 3.8[1] [pic]. Таким
образом, коэффициент [pic].
2.81[pic]–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от
эквивалентного числа зубьев [pic]:[pic]
у шестерни [pic];
у колеса [pic].
При этом [pic] и [pic] (стр.42 [1]).
Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:
[pic].
По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости [pic]  [pic] .
Для шестерни [pic];
для колеса [pic].
[pic]–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где [pic]; [pic].
Следовательно, [pic].
  Допускаемые напряжения:
  для шестерни [pic],
  для колеса [pic].
  Находим отношения [pic];
  для шестерни [pic];
  для колеса [pic].
  Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное
отношение меньше.



Определяем коэффициенты (( и КF(
[pic]?=1, т.к. ?=0
[pic]
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:
[pic]
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 [pic](учитывая влияние
изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]
[pic].
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69):
[pic].
Примем под подшипниками [pic]. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем [pic].
Диаметр выходного конца вала
  [pic].
  Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: [pic]. Диаметр
вала под подшипниками принимаем [pic], под зубчатым колесом [pic].
  Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных
соображений при компоновке редуктора.



                          4. Конструктивные размеры шестерни и колеса



  Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: [pic], [pic],
[pic].

  Колесо кованое, [pic], [pic], [pic].
  Диаметр ступицы [pic]; длина ступицы [pic], из конструктивных соображений
принимаем  [pic].
  Толщина обода [pic], принимаем [pic].
  Толщина диска [pic].



                 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора


5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:
[pic], принимаем [pic];       [pic], принимаем [pic].
5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
  [pic];
  [pic];
5.22 Нижний пояс корпуса
  [pic], принимаем [pic].
5.3 Диаметры болтов:
5.31 Фундаментных [pic], принимаем болты с резьбой М20;
5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников [pic], принимаем болты с
резьбой М16;
5.33 Соединяющих крышку с корпусом [pic], принимаем болты с резьбой М10.



                                      6. Расчет цепной передачи

     Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15)
  6.1 Вращающий момент на ведущем валу:
  Т3 = Т2 =97 Н?мм
  6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6
  6.3 Число зубьев:
  6.31 Ведущей звёздочки
                                     [pic]
  6.32 Ведомой звёздочки
                                      [pic]
  Принимаем [pic]
  Тогда фактическое [pic]
  6.4 Отклонение ?%
  [pic], что допустимо.



  6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38)
  [pic],
  Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает
влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии
центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр -
учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп
=учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1.
6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1]
                                 [pic],
где [pic]
Среднее значение допускаемого давления при [pic]
Шаг однорядной цепи:
                                   [pic]
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР 15,875-22,70 по ГОСТ 13568-75, имеющую t
=31,75 мм; разрушающую нагрузку [pic][pic]
6.7 Скорость цепи.
                                   [pic]
6.8 Окружная сила.
                                   [pic]
6.9 Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39)[1]
                                    [pic],
уточняем по тал 7.18 допускаемое давление [p]= 34[1+0.01(Z3-17)] =36,38.
Условие [pic] выполнено.
6.10 Определяем число звеньев по формуле (7.36)[1]
                                      [pic]
где at =[pic]=50; [pic]; [pic]
Тогда
[pic]
округляем до чётного числа [pic]
6.11 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37)[1]
                                      [pic]
[pic]=
[pic]
Для свободного провисания цепи предусматривает возможность уменьшения
межосевого расстояния на 0,4% т.е. на [pic]
6.12 Определим диаметры делительных окружностей звёздочек (см
формулу(7.34)[1]
                                       [pic]
                                       [pic]
6.13 Определим диаметры наружных поверхностей звездочек (7.35)[1]
                                       [pic],
где d1 =10,16 мм- диаметр ролика цепи (табл.7.15)[1]
[pic]
[pic]
6.14 Силы, действующие на цепь:
6.14.1 Окружная [pic]
6.14.2 От центробежных сил [pic]
6.14.3 От провисания [pic]
6.15 Расчетная нагрузка на валы
                                       [pic]
6.16 Проверяем коэффициент запаса прочности
                            [pic]
6.17 Размеры ведущей звездочки:
ступица звездочки dст =[pic]; [pic]
принимаем [pic]=40 мм
толщина диска звёздочки 0,93 Ввн =[pic],
где Ввн –расстояние между пластинками внутреннего звена
6.18 Размеры ведомой звездочки
[pic]
[pic], принимаем [pic]=60 мм

                                     7. Первый этап компоновки редуктора

  Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для
приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для
последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
  Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов
при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертить тонкими
линиями.
  Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим
горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на
расстоянии [pic].
  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 стенкой корпуса
[pic];
  б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней
стенки корпуса [pic];
  в) принимаем расстояние между диаметром окружности вершин зубьев шестерни
и внутренней стенкой корпуса [pic](наружный диаметр подшипника меньше
диаметра вершин зубьев шестерни).
  Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников
[pic] и [pic].
  По табл. П3[1] имеем:
|Условное   |d          |D          |B          |Грузоподъемность, кН    |
|обозначение|           |           |           |                        |
|подшипника |           |           |           |                        |
|           |Размеры, мм                          |C          |C0         |
|304        |20         |52         |15         |15,9       |7,8        |
|307        |35         |80         |21         |33,2       |18         |

   Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаем для подшипников пластичную
смазку. Для предотвращения  вытекания  смазки  внутрь  корпуса  и  вымывания
пластичной  смазки  жидким   маслом   из   зоны   зацепления   устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер [pic].
  Замером находим расстояния на ведущем валу [pic] и на ведомом валу [pic].
  Замером  находим   расстояние   [pic],   определяющее   положение   шкива
относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно [pic].



                    8. Проверка долговечности подшипника.



  Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем [pic]и [pic];[pic]; из первого
этапа компоновки [pic].

  Реакции опор:
  вертикальная плоскость:
  в плоскости XZ
  [pic]
  В плоскости YZ
  [pic]
  Проверка: [pic]           [pic]
  [pic].

  Суммарные реакции:
                                    [pic]
                                    [pic]
                                    [pic]
  Намечаем радиальные шариковые подшипники 304 (табл. П3)[1]:
  [pic]; [pic]; [pic]; С=1939 кН и С0=7,8 кН.
  Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)[1]
                                   [pic],
  в которой радиальная нагрузка Pr1=500H; осевая нагрузка Pa=0H; V=1
(вращается внутреннее кольцо); Кб=1 (табл. 7.2)[1]; Кт=1.05.
  Отношения [pic];
  Отношение [pic]
                                   [pic].
  Расчетная долговечность, млн. об. :
                                    [pic]
  Расчетная долговечность, ч,
                                   [pic].
Ведомый вал.Из первого этапа компоновки [pic] и [pic];[pic]
[pic]


  Реакции опор:
  В плоскости XZ
  [pic]
  [pic]
  Проверка:
  [pic]
  В плоскости YZ
  [pic]
  [pic]
  Проверка:
  [pic]

  Суммарные реакции:
                                   [pic];
                                   [pic].
  Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 3.
  Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии(см.П3):
  [pic]; [pic]; [pic]; С=33,2 кН и С0=18 кН.
  Отношения [pic];
  Отношение [pic]
                                             [pic]

  Расчетная долговечность, млн. об. :
                                    [pic]
  Расчетная долговечность, ч,
                                   [pic];
  Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников принимают от 36 000 ч
(таков ресурс самого редуктора) до 10 000 ч (минимально допустимая
долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведомого вала 304
имеют ресурс [pic], а подшипники ведомого вала 307 имеют [pic].

  Строим эпюры:
Ведущий вал:


[pic]



Ведомый вал:

[pic]



                    10. 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.
  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 расстояние
[pic]. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники
качения;
  б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса
вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их концы должны выступать внутрь
корпуса на 1-2мм 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 (Ш40мм).
Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами
внутренних колец подшипников;
  в) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной
1мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем говорит
вырыв на плоскости разъема.
  Используем фетровые уплотнения, т. к. допускаемое значение скорости
<5м/с.
  г) переход вала Ш40мм к присоединительному концу Ш32мм выполняют на
расстоянии 10-15мм от торца крышки подшипника.
  Длина присоединительного конца вала Ш32мм определяется длиной шкива.
  Аналогично конструируем узел ведомого вала.
  На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со
скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их
длины на 5-10мм меньше длин ступиц.
  Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и
расстояния, определяющие положение зубчатых колес относительно опор. При
значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь
проверяем долговечность подшипников.



                 11. 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.
  Напряжение смятия и условие прочности по формуле (6.22)[1]
                                    [pic]
  Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [pic], при чугунной
ступице [pic]
  Ведущий вал
  [pic]; [pic]; [pic]
  [pic]
                                    [pic]
  Условие [pic] выполнено.
  Ведомый вал
  [pic]; [pic]; [pic]; длина шпонки [pic]; момент на ведущем валу [pic];
                                    [pic]
  Условие [pic] выполнено.
                         12. Уточненный расчет валов

       Примем, что нормальные напряжения от изгиба измеряются по
симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому
(пульсирующему).
  Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n
опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [n].
Прочность соблюдена при n([n].
  Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из
валов.
  Ведущий вал.
  Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с
валом), т.е. сталь 45, термообработка ( улучшение.
  По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае da1=78,96 мм)
среднее значение [pic]
  Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
                                   [pic].
  Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
                                    [pic]
  Сечение А–А. В этом сечении при передаче вращающего момента от
электродвигателя через муфту возникают только касательные напряжения.
Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
  Коэффициент запаса прочности
                                   [pic],

  где амплитуда и среднее напряжение отнулевого  цикла
                                   [pic].

  При d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм
                                   [pic];
                                   [pic].
  Принимаем [pic], [pic] и [pic].
  После подстановки
                                   [pic].
  Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр
вала был увеличен при конструировании для согласования по размеру с
диаметром вала электродвигателя.
  По той же причине проверять прочность в сечениях Б–Б и В–В нет
необходимости.
  Ведомый вал.
  Материал вала – сталь 45 нормализованная, [pic].
  Пределы выносливости [pic] и [pic].

  Сечение А–А.

  Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
  [pic];
  изгибающий момент в вертикальной плоскости
  [pic];
  суммарный изгибающий момент в сечении А–А
  [pic].
  Момент сопротивления кручению ([pic]; [pic]; [pic])
  [pic].
  Момент сопротивления изгибу
  [pic].
  Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
  [pic].
  Амплитуда нормальных напряжений изгиба
  [pic]; среднее напряжение [pic].



  Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
  [pic].
  Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
   [pic].
  Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А–А
  [pic].
            13. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
  Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8.11[1].
  Посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82.
  Посадка звездочки цепной передачи на вал  редуктора Н7/h6.
  Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения
отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
  Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8.11[1].

                                       14. Выбор сорта масла

  Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в
масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение
колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета
0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: [pic].
  По табл. 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При скорости [pic]
рекомендуемая вязкость [pic].Принимаем масло индустриальное И-30А по ГОСТ
29799-75.
  Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладывают в
подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют через пресс-
масленки. Сорт смазки – УТ-1.



                                             15. Сборка редуктора

      Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской.
  Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора,
начиная с узлов валов:
  на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле до 80-100( С;
      в ведомый вал закладывают шпонку 18(11(50 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 корпуса и крышки
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; регулируют тепловой зазор, подсчитанный
по формуле (7.1)[1]. Перед постановкой сквозных крышек  в проточки
закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют
проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны
проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
  Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку,
устанавливают 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; закрепляют крышку болтами.
  Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническими условиями.



                       Список используемой литературы

1.Курсовое проектирование деталей машин: Учебно-справочное пособие для
ВУЗов / С.А.Чернавский и др.-М.: Машиностроение, 1984.

2 Шейнблид А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для
техникумов.-М.: Высшая школа, 1991.



         [pic]



Батманов А.В. гр. Т-32
                                                                     [pic]



    Незаконное копирование тиражирование преследуется по закону All right
                                  received
                                    [pic]
                           -----------------------
[pic]

[pic]

[pic]



[pic]

[pic]