Курсовая работа: Выбор и расчет электродвигателя

💣 👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Для передачи вращающего момента, от вала двигателя к валу рабочей машины, в приводах различных машин и механизмов применяются редукторы.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращающего момента от вала двигателя к валу рабочей машины, поэтому редукторы широко применяются в приводах различных машин и механизмов. Редуктор состоит из корпуса (ленточного чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Передаточное отношение одноступенчатых цилиндрических редукторов ограничено U max
≤ 6,3, поэтому для реализации больших передаточных отношений в схему привода дополнительно включают цепные или ременные передачи.
Для привода ленточного конвейера спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами предназначенный для длительной эксплуатации. Передача нереверсивная , нагрузка близкая к постоянной. Работа двухсменная.
Диаметр приводного барабана Д б
= 380 мм
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

К.п.д. пары цилиндрических зубчатых колес h 1
= 0,98;
К.п.д. пары подшипников качения h 3
= 0,99;
К.п.д. открытой цепной передачи h 2
= 0,92;
К.п.д. потерь в опорах приводного барабана h 4
= 0,99
h = h 1
×h 2
2
×h 3
×h 4
= 0,98 × 0,99 2
× 0,92 × 0,99 = 0,87
Р б
= V л
×F л
= 1.33× 2.07 = 2.75кВт
Требуемая мощность электродвигателя
По ГОСТ 19523- 81 (таблица п.1) по требуемой мощности Р тр
= 3,15 кВт выбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый электродвигатель серии 4А с синхронной частотой частотой вращения n c
= 1000 об/мин. Типа 112 МВ6 с параметрами Р дв
= 4 кВт и скольжением S = 5,1%.
Номинальная частота вращения двигателя
n дв
= 1000 (1-S) = 1000(1-0.051)=949 об/мин
Принимаем по ГОСТ 2185-66передаточное отношение редуктора U p
= 4, тогда передаточное отношение цепной передачи
Навалу колеса Т 2
= T 1
×U p
= 31,7× 4 = 126,8 Н×м
Частоты вращения и угловые скорости валов
По таблице 3.3 [1] выбираем материал зубчатых колес:
для шестерни сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 230;
для колеса – сталь 45 – термообработка улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1])
где G Н
limb
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения.
По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Н
limb
= 2НВ + 70.
К HL
– коэффициент долговечности при длительной эксплуатации К HL
= 1,0 (стр.33 [1]);
[S н
]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [S н
] = 1,15 (cтр. 33 [1]).
Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] К нл
=1.25
Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψ ва
= в/a w

Для прямозубых колёс Ψ ва
= 0,16 (стр.36)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]
Принимаем по ГОСТ 2185–66 а w
= 180 мм
где К а
= 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).
m = (0,01¸ 0,02) а w
= (0,01¸ 0,02) × 180 = (1,8¸3,5) мм.
Определяем суммарное число зубьев колес
а w
=0,5(Z 1
– Z 2
)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм
Основные размеры шестерни и колеса:
d a
1
= d 1
+ 2m = 72 + 2 × 3 = 78 мм;
d a
2
= d 2
+ 2m = 288 + 2 × 3 = 294 мм.
d f
1
= d 1
- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм
Ширина шестерни b 1
= b 2
+ (2÷5) = 30 + 4= 34 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колеса и степень точности передачи:
При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.
По таблице 3.5 [1] при bd
= 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем К Н
b
= 1.05.
По таблице 3.4 [1] при V = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент К Н
a
=1,09.
По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент К Hv
= 1,05.
Тогда коэффициент нагрузки К Н
= К Н
b
× К Н
a
× К Н
v
= 1.05 × 1,09 × 1,05 = 1.20
Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1]
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]
где коэффициент нагрузки К F
= K F
b
×K Fv

По таблице 3.7 [1] при bd
= 0.47,твёрдости НВ<350. Коэффициент К F
b
= 1,08
По таблице 3.8 [1] при V=3.6и 8-ой степени точности коэффициент К Fv
= 1.45
Y F
– коэффициент прчности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев z v
:
тогда Y F
1
= 4.09 Y F
2
= 3.61 (страница 42 [1]).
По таблице 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости НВ< 350 принимаем НВ.
для шестерни 0
Flimb
1
= 1,8 × НВ 1
= 1,8 × 230 = 414Мпа;
для колеса 0
Flimb
2
= 1,81 × НВ 2
= 1,8 × 200 = 360 Мпа.
Коэффициент безопасности [S F
] = [S F
]¢ [S F
]''.
По таблице 3.9 [1]: [S F
]¢ = 1,75 и [S F
]'' = 1,0.
Производим сравнительную оценку прочности зубьев для чего находим отношение
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса , для которых это отношение меньше.
Вывод: условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T 1
= 31,7 H·м; ведомого –Т 2
= 126.8 Н·м
Крутящий момент на валу Т 1
= 12.5.
Допускаемые напряжения на кручение [t к
] = 25 Мпа.
Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.
По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М d дв
= 32мм.
Тогда d в1
= 0,75 ×d дв
= 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);
диаметр вала под подшипниками принимаем d п1
= 20мм.
Крутящий момент на валу Т 2
= 50×м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [t к
] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:
Принимаем d в2
= 32, диаметр вала под подшипники d п2
= 35м, под зубчатым колесом d к2
= 40.
Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:
Z 1
=24; m = 3мм; dа 1
= 78; d f
1
= 64.5м; b 1
= 34.
d 2
= 288; d a
2
= 294; b 2
= 30мм; m = 3мм; Z 2
= 96 мм; d f
2
= 280.5мм,
диаметр ступицы колеса d ст2
= 1,6 d к2
= 64мм
длина ступицы колеса l ст2
= (1,2¸1,5) d к2
= (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм
Толщина обода d 0
= (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм
Толщина диска С = 0,3 ×b 2
= 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм
Д отв
=0,5 (Д о
+ d ст2
) = 0.5(269+64) = 162мм
Где Д о
= d f
2
– (2d o
+ 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм
5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

d = 0,025×a w
+ 1мм = 0,025 × 180 + 1 = 5,5 мм;
d 1
= 0,02×a w
+1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
р = 2,35 ×d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.
Фундаментных: d 1
= (0,03¸0,036)×а w
+ 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d 2
= (0,7¸0,75)×d 1
= (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.
соединяющих крышку с корпусом: d 3
= (0,5¸0,6)×d 1
= (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу
Передаточное отношение определено выше U ц
= 3,55.
z 3
= 31 – 2U ц
= 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z 3
= 24.
z 4
= z 3
×U ц
= 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z 4
= 85
Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);
К э
= К д
×К а
×К н
×К р
×К см
×К п
= 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;
где К д
= 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
К а
= 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при а ц
£ (30÷60)t;
К н
= 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при = 45°; К н
=1,0
К р
– коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи К р
= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;
К см
– коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке К см
= 1,0;
К п
– учитывает продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе К п
= 1,25.
Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n 2
= 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.
Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;
Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:
Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.
р = 23 [ 1 + 0,01 (z 3
– 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.
Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])
где (стрaница 148 [1]); z å
= z 3
+ z 4
= 24 + 85 = 109.
тогда L t
= 2 · 50 + 0,5 · 109 + = 156,4. Округляем до четного числа L t
= 156.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.
где d 1
= 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).
Окружная F t
ц
= 1300Н (определены выше).
От центробежных сил F v
= q· u 2
= 2,6 · 2,42 2
= 16 H.
От провисания цепи F f
= 9,81 · K f
· q· а ц
= 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,
Расчетная нагрузка на вал F в
= F t
ц
+ 2F γ
= 1300+ 2 · 49 = 1398H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 [1])
где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).
Д ст3
= 1,6 d в2
= 1,6 · 32 = 52мм;
длина ступицы l ст3
= (1,2¸1,6) · d в2
= (1,2¸1,6) · 32 = (38,4÷51,2) мм;
С = 0,93 В н
= 0,93 · 15,88 =14,8 мм
где В н
= 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])
7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов, при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.
Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные оси валов на расстоянии а w
= 180 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ =10 мм;
б) принимаем зазор между торцом ступицы шестерни и внутренней стенкой корпуса А 1
= 10 мм;
в) принимаем зазор между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А 2
= 10 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Габариты подшипников выбираем из таблицы П3. [1] по диаметру вала в месте посадки подшипника: d п1
= 30 мм; d п2
= 35 мм.
Решаем вопрос смазки подшипников. Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер У=10 мм; принимаем У = 10 мм.
Находим расстояние от середины шестерни до точек приложения реакции подшипников к валам:
Из расчета цепной передачи определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу, до точки приложения реакции ближайшего из подшипника ведомого вала.
S = 10 мм – толщина врезной крышки;
Определяем расстояние от точки приложения натяжения цепи к валу до реакции ближайшего подшибника ведомого вала
8. Проверка долговечности подшипников

F t
= 500 H; F r
= 182 H, из первого этапа компоновки l 1
= 46 мм.
Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:
M x
1
= 0; M x
2
= 0; M cx
= R x
1
· l 1
= 440· 54 = 23760 H·мм = 23,76 Н·м;
M y1
= 0; M y2
= 0; M cy
= R y1
· l 1
= 160·54 = 8640 H·мм = 8,64 Н·м.
Так как осевая нагрузка в зацеплении отсутствует, то коэффициент осевой нагрузки
Эквивалентную нагрузку определяем по формуле
при t < 100°C, температурный коэффициент К т
= 1,0 (табл. 9.20 [1] );
V = 1,0 – коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника.
К б
=1.2 –коэфициент безопасности для редукторов
Тогда Р э
= 1,0 · 1,0 · 470 · 1,2 · 1,0 = 570 H = 0,57кН.
Силы действующие в зацеплении: F t
= 880 H; F r
= 320 H; F ц
= 1398 H. Крутящий момент на валу Т 2
= 126 Н·м. n 2
= 238 об
/мин
Из первого этапа компоновки: l 2
= 54 мм; l 3
= 70 мм.
Составляющие действующие на вал от натяжения цепи.
F ц
x
= F ц
y
= F ц
· sinγ = 1398 · sin 45° = 1398 · 0,7071 = 988 Н.
åm 3
= 0; F ц
x
· (2l 2
+ l 3
) – F t
· l 2
– R x
4
· 2l 2
= 0;
åm 4
= 0; – R x3
· 2l 2
+ F t
· l 2
+ F ц
x
· l 3
= 0
åx i
= 0; R x3
+ F ц
x
– F t
– R x4
= 1126 + 988 – 880 – 1234= 0.
Следовательно реакции определены верно.
åm 3
= 0; F r
·l 2
+ F ц
y
· (2l 2
+ l 3
) – R y4
· 2l 2
= 0
åm 4
= 0; – R y3
· 2l 2
– F r
· l 2
+ F ц
y
·l 3
= 0;
åy i
= 0; R y3
+ F r
+ F ц
y
– R y4
= 480 + 320+988 – 1788 = 0.
Следовательно реакции определены верно.
Определяем изгибающие моменты и строим эпюры:
M ax
= - R x
3
· l 2
= - 1126· 54 = - 60800 H·мм = -60,8 Н·м;
M 4х
= - F ц
x
· l 3
= - 988 ·70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м;
M ay
= R y
3
· l 2
= 480 · 54 = 25920 H·мм = 25,92 Н·м;
M 4
y
= - F ц
y
· l 3
= - 998 · 70 = - 69160 H·мм = - 69,16 Н·м.
Эквивалентную нагрузку определяем для более нагруженной опоры “4”, так как
Значения коэффициентов принимаем те же, что и для ведущего вала:
x = 1,0,v = 1,0, К т
= 1,0, К б
= 1,2. У = 0;
Р э4
= x· v· R 4
· К т
· К б
= 1,0 · 1,0 · 2,18 · 1,2 · 1,0 = 2,62 кН.
Подшипники ведущего вала № 205 имеют ресурс L h
= 69·10 4
ч, а подшипники ведомого вала № 206 имеют ресурс L h
= 64,52·10 3
часов.
9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по ГОСТ 23360 – 78. Материал шпонок сталь 45, нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
допускаемые напряжения при стальной ступице [ см
] = 120 МПа, а при чугунной ступице [G см
] = 70 МПа.
Крутящий момент на валу Т 1
= 31,7 Н·м.
Шпонка на выходном конце вала для соединения муфтой с валом электродвигателя. По таблице 8.9 [1] при d в1
= 18 мм находим b×h = 8×7 мм; t 1
= 4 мм; длина шпонки
l = 40 мм, при длине ступицы полумуфты l ст
= 45 мм (Таблица 11.5 [1]).
Крутящий момент на валу Т 2
= 126,8 Н·м.
Шпонка под зубчатым колесом d к2
= 40 мм. По табл. 8.9 [1] принимаем b×h = 12×8 мм; t 1
= 5 мм; длина шпонки l = 45 мм . При длине ступицы колеса l ст3
= 50 мм.
Шпонка на выходном конце вала, под ведущую звёздочку цепной передачи,
d в2
= 32мм; По таблице8.9[1] b×h = 10×8; t 1
= 5мм; l = 50мм; при длине ступицы звёздочки l ст
= 55мм
Вывод: Условие см
£ [ см
] выполнено.
Будем выполнять расчет для предположительно опасных сечений. Прочность соблюдена при S³ [S].
Материал вала сталь 45, улучшенная так как вал изготовлен за одно целое с шестерней. По таблице 3.3 [1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае d a
1
= 78 мм) принимаем в
= 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
t -1
= 0,58· = 0,58 · 335 = 193 МПа.
Это сечение выходного конца вала d в1
= 24 мм под муфту, для соединения вала двигателя с валом редуктора. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. По таблице 8.9 [1] при d в1
= 24 мм находим b = 8 мм; t 1
= 4 мм. Это сечение рассчитываем на кручение. Коэффициент запаса прочности сечения
Крутящий момент на валу Т 1
= 12,5 Н·м.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Принимаем по таблице 8.5 [1] K = 1,78,
по таблице 8.8 [1] e t
= 0,83 и y t
= 0,1. Тогда
Материал вала – сталь 45, нормализованная. По табл.3.3[1] принимаем в
= 580 МПа.
Это сечение под зубчатым колесом d к2
= 40 мм. Крутящий момент на валу
Т 2
= 126,8 Н·м. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при d к2
=35мм находим b = 12 мм, t 1
= 5 мм.
Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
По табл. 8.5 [1] K = 1,58; K t
= 1,48;
По табл. 8.8 [1] e = 0,85; e t
= 0,73; y t
= 0,1.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения
Это сечение выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи
d в2
= 32мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. По табл. 8.9 [1] при d в2
=25 мм находим b = 10 мм, t 1
= 5 мм.
Вал подвергается совместному действию изгиба и кручения
Изгибающий момент в сечении под звездочкой
M и
= F ц
· x, приняв x =50 мм получим
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
По табл. 8.5 [1] принимаем К = 1,58; К t
= 1,48.
По табл. 8.8 [1] находим e = 0,87; e t
= 0,76;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора.
Объем масляной ванны (V м
) определяется из расчета 0,25 дм 3
масла на 1 кВт передаваемой мощности.
V м
= 0,25· Р тр
= 3,15 = 0,7 дм 3
.
По табл. 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях
н
= 302 МПа и скорости колес V = 4,26 м/с рекомендуемая вязкость масла
По табл. 10.10 [1] по ГОСТ 20799 – 75 выбираем масло индустриальное И - 30А.
Подшипниковые камеры заполняют пластичной смазкой УТ-1 (Табл. 9.14 [1]). Периодически смазка пополняется шприцем через пресс – масленки.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями таблица 10.13. [1]
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Посадки остальных деталей указаны на сборочном чертеже редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вала, начиная с узлов валов;
На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники номер 206, предварительно нагретые в масле до t = 90 – 100 °С и надевают сквозную подшипниковую крышку.
В ведомый вал закладывают шпонку 12×8×45 мм и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, устанавливают распорную втулку, мазеудерживающие кольца, шарикоподшипники номер 207 предварительно нагретые в масле и надевают сквозную подшипниковую крышку.
Собранные валы укладывают в основание корпуса, заполняют подшипниковые камеры пластичной смазкой. Покрывают поверхности стыка корпуса и крышки спиртовым лаком, устанавливают в проточки корпуса глухие врезные подшипниковые крышки и устанавливают крышку корпуса.
Перед установкой сквозных подшипниковых крышек в проточки закладывают войлочные сальники.
Для центровки крышка устанавливается на корпусе с помощью двух конических штифтов.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышку корпуса болтами.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой, жезловый маслоуказатель и пресс-масленки. Заливают внутрь корпуса масло индустриального И – 30А и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, из маслостойкой резины, и закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.
Чернавский С.А. и др. “Курсовое проектирование деталей машин”. М., 1987г.
Устюгов.И.И «Детали машин». М 1981г.

Название: Выбор и расчет электродвигателя
Раздел: Рефераты по физике
Тип: курсовая работа
Добавлен 11:36:28 08 февраля 2011 Похожие работы
Просмотров: 3061
Комментариев: 15
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Выбор и расчет электродвигателя
Курсовая работа: Повторение на старшей ступени обучения иностранным языкам
Курсовая работа по теме Применение этнических стереотипов на уроках физической культуры
Exam questions on American literature
Курсовая Работа На Тему Акцентуации Характера И Стиль Воспитания
Контрольная работа по теме Финансово-бюджетные правоотношения
Сущность И Содержание Маркетинга Реферат
Лабораторная Работа По Неорганической Химии
Курсовая работа: Причины вхождения Украины в состав России
Реферат: Застосування основних засобів виправлення і ресоціалізації
Контрольная работа по теме Вторая мировая война и начало Великой Отечественной Войны Советского Союза
Курсовая работа по теме Порядок помещения и особенности операций при помещении товаров под таможенную процедуру экспорта
Сочинение На Тему История Любви Маши
Диссертация Проект Кафе На 120 Мест
Контрольная работа: Первобытное искусство и архитектура
Сочинение Про Любимого Сказочного Героя
Исследование автоматизированной системы учёта движения грузов на складе аэропортов
Курсовая работа: Определение издательско-полиграфического оформления издания. Скачать бесплатно и без регистрации
Дипломная Работа На Тему Разностные Схемы Для Уравнения Переноса На Неравномерных Сетках
Курсовая работа по теме Особливості гігієнічного масажу та необхідність його застосування
Реферат: Виды и формы коррупций в органах государственной власти
Реферат: Античная культура как основа европейской цивилизации
Сочинение: Такие разные женские лица (по пьесам «Гроза» и «Бесприданница»)
Реферат: Правовое регулирование инвестиционной деятельности