Привод елеватора.
Компонування. РБ креслення циліндричного редуктора.
Деталировка.
РПЗ

Тип работы:
Реферат
Предмет:
Остальные рефераты


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Оглавление 2 ТЕХНІЧНЕ ЗАВДАННЯ 3 Більшість 4 1. Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок приводу 4

1.1 Необхідна потужність електродвигуна 4

1.2 Вибір електродвигуна, передатне ставлення редуктора, частоти обертання валів 4 2. Розрахунок редукторной передачі 5

2.1 Потужності, передані валами, крутящие моменти 5

2.2 Розрахунок циліндричною передачі 5 3. Розрахунок валів, добір підшипників 9

3.1 Попередній розрахунок валів 9

3.2. Эскизная компонування валів 9

3.3 Перевірочний розрахунок валів 10

3.4 Розрахунок підшипників 14 4 Добірка й перевірка шпонок 16 5 Підбір муфти 17 6. Підбір мастила редуктора 17 Список літератури 18

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектувати привід элеватора

[pic]

Исходные дані: Зусилля на стрічці елеватора F = 3 кН Швидкість стрічки елеватора v = 1,3 м/с Діаметр барабана елеватора D = 275 мм

Основна часть

1. Вибір електродвигуна, кінематичний розрахунок привода

1.1 Необхідна потужність электродвигателя

ККД редуктора: (= (пк2 (зц (до = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92

Где

(пк = 0,995 — ККД пари підшипників качения [2, з. 304]

(зп = 0,98 — ККД звичайною зубчастою циліндричною закритою передачи

(до = 0,95 — ККД клиноременной передачі [2, з. 304]

Необхідна потужність електродвигуна [1, ф. (2. 1)]

N = F (v/(= 3 * 1,3 / 0,92 = 4,24 кВт

1.2 Вибір електродвигуна, передатне ставлення редуктора, частоти обертання валов

1.3.1 Підбираємо електродвигун серии

ГОСТ 1923–81: Номінальна потужність Nном = 5,5 кВт, Частота обертання за номінальної навантаженні nном= 730 об/мин.

1.3.2 Передатне ставлення привода: U=nном/nт=730/90,28=8,09 Де Частота обертання тихохідного валу редуктора — nт = 60v/((D) = 60 (1,3 /(((0,275) = 90,28 об. /хв Приймаємо з стандартного низки Up = 3,55 [1, з. 51]. Приймаємо передатне ставлення клиноременной передачі Uк = 2,24

Фактичне передатне ставлення редуктора Uф = Up (Uк = 3,55 (2,24 =7,95 (U 1.3.3 Справжні частоти обертання валів редуктора: nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 про / хв nт = nб/Uр= 325,89 / 3,55 = 91,80 про / мин

2. Розрахунок редукторной передачи

2.1 Потужності, передані валами, крутящие моменты

2.1.1 Потужності, передані валами

Nб = N*(к = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт

Nт = N*(= 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт

2.1.2 Крутящие моменти на валах визначаємо по формуле:

Т = 9555 N/n [2, з. 129]

Де N — передана потужність, кВт n — частота обертання, об/мин

Тб = 9555 (4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

Тт = 9555 (4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

2.2 Розрахунок циліндричною передачи

2.3.1 Матеріали коліс, допускаемое напруга, коефіцієнти долговечности

Задля більшої кращої прирабатываемости вибираємо матеріали шестерні і колеса відповідно до рекомендацій [2, § 8] Шестірня: 35 ГМ — термообробка — поліпшення + гарт ТВЧ Колесо: 40 Р — термообробка — улучшение

Механічні властивості сталей після зазначеної термообробки [1, табл. 4. 5]: |Сталь |НВ сердцевины|HRC |(в, МПа |(т, МПа | | | |поверхні | | | |35 ГМ |269 — 302 |48 -53 |920 |790 | |40 Р |235 — 262 |50 — 60 |850 |600 |

Т. до. графік навантаження передачі не заданий, приймаємо коефіцієнти довговічності KHД = 1; KFД = 1. Т. до. відмінність між середніми твердостями матеріалів шестерні і колеса вбирається у 100 одиниць за шкалою Бринеля, лімітує колесо [1]. Допускаемое контактне напруга [1 ф. (4. 21)]: [(М] = (М lim b/SН Де (М lim b2 = 2 НВср+ 70 — базовий межа контактної выносливости

SН = 1,1 — коефіцієнт безпеки [1, табл. 4. 6] [(М] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа Допускаемое напруга вигину [1, ф. (4. 24)] [(F] = (F lim b/SF Де (F lim b = 1,8 НВср — межа тривалої витривалості по напругам вигину SF = 1,75 — коефіцієнт безпеки по вигину По [1, табл. 4. 6, з. 90] [(F] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коефіцієнти нагрузки

Kh = Kh (Kh (Khv Kf = Kf (Kf (Kfv Попереднє значення окружної швидкості: [pic] Де Cv = 15 [1, табл. 4. 9, з. 95]

?a = 0,4 — коефіцієнт ширини зубчастого колеса [1, табл. 3. 3, з. 53] Ступінь точності передачі - 9 [1, табл. 4. 10, з. 96] Kh (= 1,1 [1, рис. 4. 7, с. 92]; Kf (= 1 [1, с. 92] b/d1 = (a (Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Kh (0 = 1,2 [1, табл. 4. 7, с. 93] Відповідно до [1, ф. 4. 30, з. 92]: Kh (= Kh (0 = 1,2 Відповідно до [1, табл. 4. 8, ф. 4. 30, з. 94] Kf (= Kf (0 = 1,2 Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4. 11, 4. 12, з. 96, 97] Коефіцієнти навантаження Kh = 1,1* 1,2 *1,01 (1,33 Kf = 1* 1,2 *1,01 (1,21

2.3.3 Основні параметри циліндричною передачи

Расчетный крутний момент [1] з. 98: Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33 (541,18 Нм Межосевое расстояние[1, ф. (4. 38), з. 98] [pic] де До = 270 — для косозубых передач

103 — чисельний коефіцієнт узгодження розмірностей Приймаємо відповідно до єдиного низки головних параметрів [1, з. 51], а = 140 мм Ширина колеса: b2 = a (a = 140 *0,4 = 56 мм Приймаємо b2 = 56 мм Фактична окружна швидкість: V = 2a (n1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *(* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c Уточнюємо Kh по [1, рис. 4. 7, з. 92]: Kh ((1,1 Перевірка по контактним напругам [1] ф. (4. 41) з. 98 [pic] умова контактної міцності виконується Окружна сила [1,ф. (4. 44), с. 99]: [pic] Модуль [1, ф. (4. 45), з. 99]: [pic] Де До = 3,5 [1] з. 99 Приймаємо відповідно до рекомендацій [1 з. 53] mn = 1,125 мм Приймаємо кут нахилу лінії зуба (=12(Сумарна число зубів [1, ф. (4. 49), з. 100]: Z (= Z1+Z2 = (2a/mn)cos (() = (2* 140 / 1,125)*cos (12() = 243,45 Приймаємо Z (= 244; Кількість зубів шестерні і колеса: Z1 = Z (/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Приймаємо Z1= 54; Z2 = Z (- Z1 = 244 — 54 = 190 Уточнюємо кут нахилу лінії зуба: [pic] Фактичне напруга вигину [1, ф. (4. 54), з. 101]: (f = Yf Y (Ft KfД Kf / (b mn) Де Yf — коефіцієнт форми зуба

Y (- коефіцієнт нахилу зуба Еквівалентну число зубів для колеса [1] ф. (4. 55) з. 101: Zv = Z2 / cos3(= 190 /cos3(11,38() = 201 Тоді: Yf = 3,6 [1, табл. 4. 13, з. 101] Y (= 1 — (/160 = 1 — 11,57 /160 = 0,93 Де (- в градусах і десяткових частках градуси (f = 3,6 Y (Ft 1 Kf / (b2 mn) (f = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / (56 * 1,125) = 238,77 МПа Умова міцності выполняется.

2.3.4 Геометричний розрахунок циліндричною передачи

Таблица 2.1 Параметри коліс циліндричною передачі |Найменування |Розрахункова формула |Розмір (мм) | |Ділильний діаметр |d = mnZ / co (|d1 |61,97 | | | |d2 |218,03 | |Діаметр окружності |da = d + 2mn (1 + X) |da1 |64,22 | |вершин | | | | | | |da2 |220,28 | |Діаметр окружності |df = d — 2mn (1,25 — X) |df1 |59,16 | |западин | | | | | | |df2 |215,22 |

Т. до. колеса нарізані без усунення вихідного контуру, для шестерні і колеса Х = 0.

2.3.5 Сили в зацеплении циліндричною передачи

Сили в зацеплении циліндричною передачі визначаємо відповідно до [1] § 4.9 з. 109 Осьова сила Fa = Ft tg (() = 3716 * tg (11,38 () = 747,64 H Радіальна сила Fr = Ft tg (()/cos (() = 3716 *tg (20()/cos (11,38 () = 1380 H

3.3.6 Сили в ремінної передаче

Швидкість руху ременя при діаметрі швидкохідного шкива D = 100 мм: Vр = (nном D/60 = ((730 (0,1/60 = 3,82 м/с.

Кут охоплення (1 = 150(, число ременів Z = 3, маса 1 м довжини ременя Б: q = 0,18 кг/м.

Коефіцієнт довжини ременя CL = 0,92 [2, табл. 6. 14, з 215].

Коефіцієнт охоплення З (= 0,92 [2, табл. 6. 13].

Коефіцієнт режиму роботи Порівн = 1 [2, табл. 6. 5].

Сила натягу одного клинового ременя: F0 = 780 N CL/(Vр З (Cp Zр) + q Vр 2 = = 780(4,24 (0,92 /(3,82(0,92(1(3) + 0,18(3,822 = 288,36 М Сила, діюча на вал: Fp = 2 F0 Z sin ((½) = 2(288,36 (3(sin (150/2) = 1671 Н

3. Розрахунок валів, добір подшипников

3.1 Попередній розрахунок валов

Визначаємо діаметри вихідних кінців валів з розрахунку крутіння. Матеріал валів — сталь 40Х ГОСТ 4543–88. d = (T*10 3/0,2 [(k]) 0,33 (5. 1) Де [(k] = 45 МПа — допускаемое дотичне напруга [2, стор. 249] d — в мм

Мова первинного валу: dхв.1 = (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Приймаємо діаметр хвостовика швидкохідного валу рівним 0,8 діаметра валу електродвигуна d1 = 25 мм.

Мова тихохідного валу: dхв.3 = (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Приймаємо діаметр хвостовика тихохідного валу 38 мм.

Діаметри ділянок валів на місці посадки зубчастих коліс визначаємо відповідно до [1, § 11. 2]: d > (16 T / ([(]) 1/3 Де Т — крутний той час у Н/мм

[(] = 16 МПа [1] d1 > (16* 118,08 /(*16)1/3 = 33,50 мм, приймаємо d1 = 38 мм d2 > (16* 405,93/(*16)1/3 = 50,56 мм, приймаємо d2 = 55 мм

3.2. Эскизная компонування валов

Виконуємо эскизную компонування валів розробки складального креслення редуктора. Приймаємо попередньо для швидкохідного валу підшипники 7207 ГОСТ 333–79, для тихохідного валу редуктора підшипники 7210 ГОСТ 333–79.

3.3 Перевірочний розрахунок валов

3.3.1 Схема докладання зусиль до валам

[pic]

3.3.2 Визначаємо реакції опор і изгибающие моменти швидкохідного вала

Реакції опор:

RAH = (Fp (a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) = =(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061−747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 3459 Н

RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5 d1)/(b+c) = = (1671*0,094−1380*0,061−747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 407,91Н

RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBr = Fa1 = 747,64 Н

Радіальне тиск на підшипники: FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = (34 592 + 18 582)0,5 = 3926 М FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = (407,912 + 18 582)0,5 = 1902 М Изгибающие моменти: МАН = Fp*a = 1671* 0,094 = 157,09 Нм МСН1 = RBH*c = 407,91* 0,061 = 24,88 Нм МСН2 = RBH*c + Fa*0,5*d1 =407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм МСV = RBV*c = 1858*0,061 = 113,35 Нм

Эпюры изгибающих моментів горизонтальної і вертикальної плоскостях:

[pic]

3.3.3 Визначаємо реакції опор тихохідного валу RAH = (0,5*d2*Fa2 — Fr*b) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64−1380*0,061)/(0,062+ +0,062) = 5894 М RВH = (0,5*d2*Fa2 + Fr*a) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64−1380*0,062)/(0,062+ +0,062) = 7263 М RAV = Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 М RAV = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 М RBr = Fa2 = 747,64 Н

Радіальне тиск на підшипники: FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = (58 942 +18 582)0,5 = 6180 М FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = (72 632 +18 582)0,5 = 7497 Н

3.3.4 Виконуємо перевірочний розрахунок швидкохідного валу Приймаємо матеріал валу сталь 45 ГОСТ 1050– — 88 (в = 800 МПа; (т = 650 МПа; (т = 390 МПа; (-1 = 360 МПа; (-1 = 210 МПа; ((= 0,1; ((= 0,05 [3]

Перевіряємо перетин валу на місці посадки зубчастого колеса

Осьової момент інерції валу на місці посадки зубчастого колеса: Wос = 0,1dзк3 = 0,1* 383 = 5487 мм³

Максимальне нормальне напруга: (max = (MСН22+МСV2) 0,5 / Woc + 4Fa1/(dзк 2 = = (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+ 4*747,64/(* (38мм)2= 47,49 МПа

Полярний момент інерції валу на місці посадки зубчастого колеса: WР = 0,2dзк3 = 0,2* 383 = 10 970 мм³

Максимальне дотичне напруга: (max = Тб / WР = 118,08*103/ 10 970 = 10,76 МПа

У місці шпоночного паза по табл. [2, табл. 8. 15, 8. 17] До (= 2,15; До (= 2,05 для вигину Кd = 0,85; для крутіння Кd = 0,73 Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні: Кf = 1,08 [2, табл. 8. 18], коефіцієнт впливу поверхового зміцнення КV = 1 (без упрочнения).

Знаходимо коефіцієнти зниження меж витривалості по формулам (8. 4) [2]:

К (D = (К (/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08 — 1)/1 = 2,61

К (D = (К (/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08 — 1)/1 = 2,89

Приймаємо, що нормальні напруги змінюються по симетричному циклу, т. е. (а = (max = 47,49 МПа, а касательные напруги по отнулевому, т. е. (а = (m = 0,5(max = 0,5*10,76 = 5,38 МПа

Використовуючи формули (8. 1)…(8. 4) [2], визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напряжениям

P. S (= (-1/(K (D (a+(((m) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57

Коефіцієнт запасу по дотичним напряжениям

P. S (= (-1/(K (D (a+(((m) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06

Результуючий коефіцієнт запасу прочности

P.S = S (S (/(S (2+S (2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52

Задля більшої міцності коефіцієнт запасу може бути незгірш від [P. S] = 1,5…1,8. Отже, міцність і жорсткість проміжного валу обеспечены.

Перевіряємо перетин валу на місці посадки подшипника

Осьової момент інерції валу на місці посадки підшипника: Wос = 0,1dп3 = 0,1*353 = 4287 мм³

Максимальне нормальне напруга: (max=MАН/WОС+4Fa1/(dзк 2=157,090,5*103/4287+4*747,64 /(*352= 37,42 МПа

Полярний момент інерції валу на місці посадки зубчастого колеса: WР = 0,2dп3 = 0,2*353 = 8575 мм³

Максимальне дотичне напруга: (max = Тб / WР = 118,08*103/8575 = 13,77 МПа

У місці посадки підшипника табл. [2, табл. 8. 20] визначаємо интерполированием значення відносин К (/Кd = 3,49; К (/Кd = 2,9. Коефіцієнт впливу шорсткості поверхні: Кf = 1,08 [2, табл. 8. 18], коефіцієнт впливу поверхового зміцнення КV = 1 (без упрочнения).

Знаходимо коефіцієнти зниження меж витривалості по формулам (8. 4) [2]:

К (D = (К (/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 — 1)/1 = 3,57

К (D = (К (/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 — 1)/1 = 2,98

Приймаємо, що нормальні напруги змінюються по симетричному циклу, т. е. (а = (max = 37,42 МПа, а касательные напруги по отнулевому, т. е. (а = (m = 0,5(max = 0,5*13,77 = 6,89 МПа

Використовуючи формули (8. 1)…(8. 4) [2], визначаємо коефіцієнт запасу міцності по нормальним напряжениям

P. S (= (-1/(K (D (a+(((m) = 360/(3,57* 37,42 +0,1* 47,49) = 2,62

Коефіцієнт запасу по дотичним напряжениям

P. S (= (-1/(K (D (a+(((m) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20

Результуючий коефіцієнт запасу прочности

P.S = S (S (/(S (2+S (2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54

Задля більшої міцності коефіцієнт запасу може бути незгірш від [P. S] = 1,5…1,8. Отже, міцність і жорсткість проміжного валу обеспечены.

3.4 Розрахунок подшипников

3.4.1 Розрахунок підшипників швидкохідного вала

Обчислюємо базовий розрахунковий ресурс прийнятого роликоподшипника 7207 ГОСТ 8328–75 Вихідні дані: FrA = 3926 М; FrB = 1902 М; Fa1 = 747,64 М; nб = 325,89 об. /хв; Базова динамічна вантажопідйомність [3, табл. П. 10]: Cr = 38 500 кН Чинники навантаження [2, табл. П. 10]: e = 0,37; Y = 1,62 При установці підшипників в розпір осьові складові: F (A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37* 3926= 1206 М F (B = 0,83 е FrВ = 0,83*0,37* 1902= 584,22 М Розрахункова осьова сила для опори А: FaАр = F (А = 1206 М Оскільки FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0 Еквівалентна динамічна навантаження для опори А: PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+ 0* 1206 = 3926 М Розрахункова осьова сила для опори У: FaBр = Fa1 + F (B = 747,64 +584,22 = 1332 М Оскільки FaВр/ FrВ = 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X = 0,4; Y = 1,62 Еквівалентна динамічна навантаження для опори У: PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 М Розрахунок ведемо по найбільш навантаженої опоре

Базовий розрахунковий ресурс підшипника: [pic] Отримане значення значно більше мінімально припустимого — 20 000 годину. Проте, використання підшипника меншого типорозміру недоцільно по конструктивним соображениям.

3.4.2 Розраховуємо підшипники тихохідного вала

Обчислюємо базовий розрахунковий ресурс прийнятого роликоподшипника 7210 ГОСТ 8328–75 Вихідні дані: FrA = 6180 М; FrB = 7497 М; Fa2 = 747,64 М; nт = 91,80 об. /хв; Базова динамічна вантажопідйомність [3, табл. П. 10]: Cr = 57 000 кН Чинники навантаження [2, табл. П. 10]: e = 0,37; Y = 1,6 При установці підшипників в розпір осьові складові: F (A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37*6180 = 1898 М F (B = 0,83 е FrВ = 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 М Розрахункова осьова сила для опори А: FaАр = F (А = 1898 М Оскільки FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0 Еквівалентна динамічна навантаження для опори А: PrА = X FrА + Y FaАр = 1*6180 + 0*1898 = 6180 М Розрахункова осьова сила для опори У: FaBр = Fa2 + F (B = 747,64+2302 = 3050 М Оскільки FaВр/ FrВ = 3050/7497 = 0,41 > е, то X = 0,4; Y = 1,6 Еквівалентна динамічна навантаження для опори У: PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*7497+1,6*3050 = 7879 М Розрахунок ведемо по найбільш навантаженої опоре

Базовий розрахунковий ресурс підшипника: [pic] Отримане значення значно більше мінімально припустимого — 20 000 годину. Проте, використання підшипника меншого типорозміру недоцільно по конструктивним соображениям.

4 Добірка й перевірка шпонок

Розміри поперечного перерізу шпонки вибираємо залежно від діаметра вала.

Для кріплення шестерні вибираємо призматическую шпонку

10×8×63 по ГОСТ 23 360– — 78 [2, табл. 7. 7]

Розміри шпонки:

Висота h = 8 мм; глибина паза валу t1= 4,5 мм; довжина L= 63 мм; ширина b= 10 мм

Розрахункова довжина шпонки: Lр= L — b = 63 — 10 = 53 мм

Перевіряємо обрану шпонку на смятие Допускаемое напруга смятия [(див] = 50…60 МПа [2, з. 252] [pic] Де Т — рухаючись момент, Н/м, інші розміри в мм

Для кріплення колеса вибираємо призматическую шпонку

18×11×63 по ГОСТ 23 360– — 78 [2, табл. 7. 7]

Розміри шпонки:

Висота h = 11 мм; глибина паза валу t1= 5 мм; довжина L= 63 мм; ширина b= 18 мм

Розрахункова довжина шпонки: Lр= L — b = 63 — 18 = 45 мм

Перевіряємо обрану шпонку на смятие [pic]

5 Підбір муфты

По таблиці 9.2 [2] підбираємо пружну втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21 424–93 за значенням моменту на тихоходном валу Тт = 405,93 Нм і конструктивним міркувань з діаметром під вал 45 мм.

Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21 424–75.

6. Підбір мастила редуктора

Приймаємо, що цилиндрическая передача редуктора змазується зануренням колеса в масляну ванну на глибину 20…30 мм, а підшипники — мастильним туманом.

Вибираємо олію ИТП — 200 з кинематической в’язкістю 220…240 мм2/с [2, табл. 8. 30]. Згідно з рекомендаціями [2, з. 333] приймаємо обсяг олійною ванни 0,35…0,7 л на 1 кВт переданої потужності. Приймаємо обсяг олійною ванни 2 л.

1. Проектування механічних передач: Учебно-справочное посібник для втузів / С. А. Чернавський, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцов та інших. — М. :

Машинобудування, 1984.

2. Чернілевський Д. У. Деталі машин. Проектування приводів технологічного устаткування. — М.: Машинобудування, 2002. ----------------------- [pic]

9

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой