42941

Привод ленточного конвейера с горизонтальным одноступенчатым цилиндрическим редуктором

Курсовая

Производство и промышленные технологии

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.

Русский

2015-01-15

599.2 KB

8 чел.

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Кафедра «Конструирование машин и сопротивление материалов»

Группа: РМПИ-10

Курсовой проект

Тема: «Привод ленточного конвейера»

Расчетно-пояснительная записка

Вариант  ДМ-751-Ц-П

Разработал студент: Шурманова О.А.

Руководитель: Нестеров А.А

Проект защищен________________________  с оценкой____________________

Пермь 2012

Содержание

Расчет силовых и кинематических параметров привода………………………………………3

          выбор электродвигателя……………………………………………………………………

          определение передаточных чисел ступеней привода…………………………………….

          определение частот вращения валов………………………………………………………

          определение вращающих моментов на валах……………………………………………..

Расчет ременной передачи……………………………………………………………………….5

Расчет зубчатых передач…………………………………………………………………………8

       выбор твердости, термической обработки и материала колеса……………………………

       определение допускаемых напряжений……………………………………………………9

       определение межосевых расстояний………………………………………………………10

       определение основных размеров колес…………………………………………………....11

       проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба…………….

Эскизная компоновка редуктора………………………………………………………………...14

      выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение………………………….

      определение диаметров валов…………………………………………………………………

      выбор типа и схемы установки подшипников………………………………………….....15

      выбор муфты…………………………………………………………………………………16

Проверка подшипников по динамической грузоподъемности………………………………..17

Расчет валов на выносливость и статическую прочность……………………………………..24

Расчет шпоночных соединений………………………………………………………………….27

Выбор смазки подшипников и передач…………………………………………………………28

Список литературы………………….……………………………………………………………29

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 Pвых, кВт :

Pвых=FtV= 5,25*0.78=4,095 кВт

Ft – 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 Pдв, кВт :

Pпотр= Pвых/

Pпотр=4,095/0,9=4,55 кВт

Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт:

Pном = 4 кВт

Выбор типа двигателя:

                                              

Тип двигателя

Ном. мощность

Pном, кВт

Частота вращения,

об/мин

4АМ112МВ6УЗ

4

950

1.2  Определение передаточных чисел.

nвых=    =59,59об/мин

uобщ=uр.*uр.п.=nвх./nвых=950/59,59=15,9

uобщ-общее передаточное число привода

uр.п.=3

uр.=uобщ./uр.п.=15,9/3=5,3

uр.=5,3

1.3 Определение частот вращения валов

nвх=nном=950 об/мин

n1=nвх/uр.п.=950/3=316,7 об/мин

n1-число оборотов быстроходного вала редуктора

n2=n1/uр.=316,7/5,3=59,8об/мин

n2-число оборотов тихоходного вала редуктора

nвых=n2=59,8об/мин

1.4 Определение вращающего моментов на валах, Нм

Твых=Ft*(Dб/2)=5,25*(0,25/2)=656,25

Т2вых/ηм=656,25/0,98=669,64

Т12/uр/ηр=669,64/5,3/0,97=130,3

Твход1/uр.п./ ηр.п.=130,3/3/0,96=45,2

1.5 определение угловых скоростей валов привода, c-1

ωвхnвх/30=99,48

ω1n1/30=33,17

ω2n2/30=6,26

ωвыхnвых/30=6,24

                           

вал

параметр

ЭД

редуктор

быстрох     тихох

барабан

Угловая скорость ω, с-1

99,48

33,17

6,26

6,24

Частота вра- щения 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

  1.  Проектный расчет
    1. Выбрать сечение ремня

Pном= 4 кВт

nном= 950 об/мин

Используем клиновой ремень нормального сечения Б .

  1.  d1min= 125 мм

ведущий шкив с диаметром d1= 140 мм

  1. Определить диаметр ведомого шкива

d2= ∙u(1-;

d2 = 140∙3∙(1-0,02)=411,6 мм

  1. Определить фактическое передаточное число

  1. Определить ориентировочное межосевое расстояние

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

  1. Определить расчетную длину ремня

  1. Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине

  1. Определить угол обхвата ремня шкива

  1. Определить скорость ремня

  1. Определить частоту пробегов ремня

  1. Определить допускаемую мощность

  – допускаемая приведенная мощность

  1. Определить количество клиновых ремней

  1. Определить силу предварительного натяжения

  1. Определить окружную силу, передаваемую комплектом ремней

  1. Определить силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

  1. Определить силу давления ремней на вал

  1.  Проверочный расчет
    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:

  1. для шестерни – сталь 40х : твердость 269…302 НВ
  2. для колеса      – сталь 40х : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение

НВср= (НВmin+ НВmax)/2

НВср1=(269+302)/2=285,5HB 

НВср2=(235+262)/2=248,5HB

HBср=(HBср1+HBср2)/2=268,5HB

НВср1-НВср2=285,5-248,5=37HB          20<37<50

Механические характеристики стали.

Для шестерни бв=900 Н/мм2  

             б-1=410 Н/мм2

Для колеса бв=790 Н/мм2

         б-1=375 Н/мм2

Предельные размеры

Заготовка шестерни Dпред=125 мм

Заготовка колеса Sпред=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);

NHO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

NHO1=25·106циклов, NHO2=16,5·106циклов

N=573ωLh.

 Ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

 Lh – срок службы привода, ч.

Так как N1>NHO1 и N2>NHO2, то коэффициенты долговечности

 KhL1=1 и KhL2=1.

NH01=31,15*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

NH02=5,66*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу  выносливости для колеса

3.2.2. Определяем  допускаемые контактные напряжения [б]H

[б]H1=KHL1[б]HO1                                                                                     [б]H2=KHL2[б]HO2

[б]HO1=1,8 HBср+67                                                    [б]HO2=1,8 HBср+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=KFL1[б]FO1

[б]FO1=1,03 HBср

[б]FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм2

 =1 (N1>NFO, то =1)

[б]F1=294,07 Н/мм2

[б]F2=KFL2[б]FO2

[б]FO2=1,03 HBср

[б]FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм2

=1(N2>NFO, 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

Термообра-

ботка

НВср1

бв

б-1

[б]H

[б]F

Sпред

 Н/мм2

Шестерня

Колесо

4

4

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 =688,8вращающий 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.

  1. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса :

.

  1. Определяем число зубьев шестерни :

 

  1. Определяем число зубьев колеса :

.

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

;  .

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

мм.

  1. 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

 

Проверочный расчет передачи редуктора.

  1. Проверяем межосевое расстояние , мм:

мм.

  1. Проверим пригодность заготовок колес:

Условие пригодности колес: и ,

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

мм – толщина заготовки колеса; 64<80.

  1. 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.

,

  1. 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%

 

  1.  Эскизная компоновка редуктора

  1.  Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение

Марка стали:  40X

Термообработка: Улучшение

бВ=790 Н/мм2

бТ=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

  1.  Определение диаметров и длин валов

Для быстроходного вала

а) 1-я ступень

d1={(Mк·103)/(0,2*[]к)}1/3

Мк=Т =128,4Hм

d1=40мм

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={(Mк*·103)/(0,2*[]к)}1/3

Мк=Т =688,8Hм

 d 1=56 мм

 l1=(1,0…1,5)d1-под полумуфту

 l1=80мм

 б) 2-я ступень

 d2=d1+2t     t=3 мм

 d2=60мм

  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   

  1.   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

5.4.Выбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая

Полумуфта изготавливается из чугуна СЧ20

Материал пальцев из стали Ст45

Расчетный момент:

Трр2< Т

Кр - коэффициент режима нагрузки для ленточных конвейеров – 1,25

Тр – вращающий момент на тихоходном валу – 688,8 Н

Т – номинальный момент

Тр= 1,25·688,8=861 Нм

Выбираем Т=1000 Нм

6. Определение реакций в опорах редуктора

  α=20 o          

   Окружная                    Ft1= Ft2         Ft2=2T2·103/d2                     Ft1= Ft2=3698,3 Н

   Радиальная                  Fr1= Fr2              Fr2= Ft2* tgα                         Fr1= Fr2=1346,1 Н

   

  Вид открытой передачи

  Клиноременная              Fоп=2·Fо·z·sin(α/2)=1298,4H

7. Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

7.1. 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;

  1. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции , Н :

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

  1. 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:


7.2. Проверочный расчет подшипников.

Определение эквивалентной динамической нагрузки.

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.

 

RЕ-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

    Rr – радиальная нагрузка подшипника  

    Rr =2328,43H

     Кб – коэффициент безопасности   

     Кб =1,2

 

     КТ – температурный коэффициент  

     КТ =1

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

     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

      Lh – требуемая долговечность   

      Lh =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

 Rr – радиальная нагрузка подшипника  

 Rr =1967,8H

 Кб – коэффициент безопасности   

 Кб =1,2

 

 КТ – температурный коэффициент  

 КТ =1

  Ra/V/Rr>e, тогда Re=(XVRr+YRa)KбKT

  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

             Lh – требуемая долговечность   

            Lh =12000

 

Условие выполняется.

            

                                                   

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

8. 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.

8.1. 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:

;

;

;

;

  1.  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:

 ; ;  ;

;      ;

  1.  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:

;

;

  1.  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:

 ;

  1.  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.

9. Расчет шпоночных соединений.

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 :

.

Расчет шпонки быстроходного вала.

шпонка

10. Выбор смазки подшипников и передач

 10.1 Способ смазывания

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

10.2 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

10.3 Определение количества масла

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

Количество масла=2л

10.4 Определение уровня масла

 

     

     модуль зацепления

         

      

        10.5 Контроль уровня масла

С помощью жезлового маслоуказателя

 

10.6  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.   


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

73177. Создание и редактирование штриховки в AutoCAD 227.5 KB
  Штриховка - рисование параллельных линий в замкнутой фигуре, с каждой новой версией Автокада становится удобнее для пользователя. Штриховать в AutoCAD можно не только линиями, но и узорами, а также использовать одноцветную и градиентную заливки. Все эти команды реализуются одинаково.
73178. Сопряжение в автокаде 233 KB
  Сопряжение –- это соединение двух объектов например отрезков при помощи дуги определенного радиуса причем оба эти отрезки должны быть касательными к дуге. Но после применения операции сопряжение к одному из углов он скруглился с заданным радиусом и стал плавным.
73179. Мультилиния в Автокаде – рисование двойной линии 136 KB
  Рисование Мультилиния Здесь и далее я буду пользоваться utoCD 2008. В других версиях вызов мультилинии происходит аналогичным образом. Как задать свойства мультилинии в Автокаде Свойства мультилинии задаются до ее рисования. Предпросмотр мультилинии осуществляется в поле Образец.
73180. Оптимізація на мережах 454.8 KB
  Потоком у мережі S називається пара (f, w), де w - деяка орієнтація всіх неорієнтованих ребер мережі, а f(u) - задана на множині всіх ребер функція з невід’ємними значеннями, що не перевершують пропускних спроможностей, і така, що в кожній внутрішній вершині виконується закон Кірхгофа...
73181. Расчет параметров вероятностного графа 77.29 KB
  Вершины графа обозначены таким образом чтобы на первой позиции фиксировалось состояние первого агрегата 1 исправен 0 неисправен. Между вершинами графа проходят дуги показывающие интенсивности потоки...
73182. Исследование операций с множествами 1.12 MB
  Множества А и В равны тогда и только тогда когда каждый элемент множества А является элементом множества В и наоборот каждый элемент множества В является элементом множества А т. Пересечением или произведением двух множеств называется множество состоящие из всех тех элементов...
73183. Расчет временных параметров и определение критического пути сетевого графика 699.13 KB
  Событие 1: принятие решения о подборе персонала на работу; Событие 2: определение потребности в новых работниках; Событие 3: разработка требований к кандидатам на новую должность c использованием разнообразных источников: анализ работ, исследование корпоративной культуры...