Проектировка привода складского элеватора

1.pdf

КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.СБ
Взам. инв. N° Инв. N° дубл.
Техническая характеристика редуктора:
n1=1450 обмин Z2=129
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой
покрыть уплотнительной пастой "герметик".
Редуктор обкатывать по 10-15 минут во всех режимах
* Размеры для справок.
Изм.Лист N° докум.Дата Сборочный чертеж
Разраб. Гуськов Д.О.

2 вал.pdf

КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001
Термообработка улучшение 170 190 HB.
Размер обеспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2.
Взам. инв. N° Инв. N° дубл.
Изм.Лист N° докум.Дата
Разраб. Гуськов Д.О.
Сталь 45 ГОСТ 1050-88ТИУ. ИПТИ

2 колесо.pdf

Направление линии зуба
Коэффициент смещения x
Делительный диаметр d
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002
Взам. инв. N° Инв. N° дубл.
Радиусы скруглений R1.
Неуказанные предельные отклонения размеров: H14 h14 ±IT142.
Изм.Лист N° докум.Дата
Разраб. Гуськов Д.О.
Сталь 45 ГОСТ 1050-88ТИУ. ИПТИ

ПЗ.pdf

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра прикладной механики
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине «Техническая механика»
на тему «Проектировка привода складского элеватора»
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 3
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА 4
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ЗАКРЫТОГО ТИПА 6
1 Проектный расчет зубчатой передачи 6
2 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям 7
3 Геометрические параметры передачи 8
4 Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба 9
5 Силы действующие в зацеплении передачи 9
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 11
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ЭСКИЗНОЙ
КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 12
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА 13
1 Определение реакций в опорах А и В . 13
2 Построение эпюр изгибающих моментов 14
3 Расчет на статическую прочность 14
4 Расчет вала на усталостную выносливость 16
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ 18
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 20
ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ РЕДУКТОРА 22
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СБОРКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА 23
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ .. ..24
Данное техническое задание представлено на рисунке 1
– электродвигатель; 2 – открытая плоскоременная передача;
– цилиндрическая косозубая передача (редуктор); 4 – упругая муфта;
Рисунок 1 – Кинематическая схема
Данные для расчета заносим в таблицу 1.
Таблица 1 – Данные для расчета
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
Цель расчета: выбрать электродвигатель и определить передаточное
отношение привода и его ступеней.
1. Вычисляем коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода
включающего две ступени.
Первая ступень: открытая плоскоременная передача.
Выбираем к.п.д. (таблица 1 [1]): 1 094.
Вторая ступень: редуктор цилиндрический одноступенчатый
К.п.д. редуктора вычисляется перемножением к.п.д. закрытой зубчатой
передачи и к.п.д. двух пар подшипников (таблица 1[1])
Общий к.п.д. привода (с учетом к.п.д. зубчатой муфты муф )
пр 1 2 муф 094 0955 0985 08842.
2. Требуемая мощность двигателя
3. Ориентировочная разбивка передаточного отношения привода.
Выбираем передаточное отношение (таблица 2 [1]). Примем u1 355.
Выбираем передаточное отношение из приложения (таблица 2 3[1]).
Общее передаточное отношение привода
uпр u1 u2 355 45 15975.
4. Примерная частота вращения вала электродвигателя
nпрэд пвых uпр 10515975 1677375об мин
5. Выбор электродвигателя (таблица 5 [1]). В каталоге
электродвигателей с синхронной частотой вращения nc 1450 обмин
(ближайшей к расчетной примерной частоте вращения) находим первый
электродвигатель мощность Pэд которого превысит вычисленную Ртр.
Параметры выбранного электродвигателя:
тип 4А112М4У3 мощность электродвигателя Рэд=55 кВт частота
вращения nэд=1450 обмин отношение крутящих моментов при пуске ТпикТном
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001.ПЗ
Кинематический расчет
механического привода
6. Уточненное значение передаточного отношения привода
7. Уточненное значение передаточного отношения плоскоременной
8. Частота вращения валов привода
Примечание. Величины частот вращения рекомендуется округлять до
9. Крутящие моменты на валах привода
T2 T1 u1 1 30 306 094 86 н м ;
T3 T2 u 2 2 86 45 0955 370 н м .
Примечание. Величины крутящих моментов рекомендуется округлять
10. Мощность на валах привода:
на 1 валу (вал электродвигателя) P1 Pтр 452 кВт;
на 2 валу (вал шестерни) P2 P1 1 452 094 425 кВт;
на 3 валу (выходной вал редуктора) P3 P2 2 425 0955 405 4 кВт.
Это значение совпадет с заданной мощностью P3 в исходных данных
следовательно мощности вычислены верно. Данные по кинематическому
расчету заносим в таблицу 2
Таблица 2 – Результаты кинематического расчета
Частота вращения валов обмин
Тип передачи привода
Передаточное отношение
Коэффициент полезного действия
Цилиндрическая закрытая
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ЗАКРЫТОГО ТИПА
Исходные данные заносим в таблицу 3.
Таблица 3 – Исходные данные
Крутящий момент на валу колеса
Частота вращения шестерни
Передаточное отношение цилиндрической передачи
Обозначение Величина
1 Проектный расчет зубчатой передачи
Цель расчета: определение межосевого расстояния aW из условия
контактной прочности зубчатого зацепления.
Межосевое расстояние:
где: k a 43 - коэффициент для косозубых колес;
K H - коэффициент неравномерности нагрузки;
ba - коэффициент ширины колеса;
H - допускаемое контактное напряжение.
Для определения межосевого расстояния aW найдем перечисленные
выше коэффициенты и допускаемое контактное напряжение H .
1.1. Выбор материала зубчатых колёс редуктора.
Результаты выбора материала (таблица 6 [1]). приведены ниже в
1.2. Предел контактной выносливости материала колеса (таблица 7
HO 2 HB 70 2 210 70 490 МПа.
1.3. Допускаемое контактное напряжение материала колеса
где S H - коэффициент безопасности. Принимаем S H = 11;
K HL - коэффициент долговечности. Принимаем K HL =1 для длительно
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002.ПЗ
Расчет цилиндрической
Таблица 4 – Выбор материала зубчатых колёс редуктора
Примечание. При расчёте предела контактной выносливости HO
твёрдость принимается для наименее прочного материала в данном случае
для материала колеса.
1.4. Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно
межосевого расстояния ba . Одноступенчатого редуктора с симметричным
расположением зубчатых колес относительно опор с твердостью рабочих
поверхностей HBср 350 и в соответствии со стандартным рядом:
принимаем ba 0315 . (таблица 6 [1]).
1.5 Коэффициент ширины зубчатого венца bd относительно
диаметра bd 05 ba (u 1) 05 0315 (45 1) 087 .
1.6. Коэффициент неравномерности нагрузки при расчете по
контактным напряжениям K H =1036. Определяется интерполированием по
1.7. Расчётное межосевое расстояние
Межосевое расстояние округляют
стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [2]:
Принимаем aWГОСТ = 160 мм.
2 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
b2 ba aW 0315 160 504 мм 50мм .
Численные значения ширины зубчатых колес округляются до
ближайшего числа по ГОСТу 6636 -69 [3] «Нормальные линейные размеры».
2.2. Фактическое контактное напряжение
где ka 280 - коэффициент для косозубых колес
2.3. Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):
Недогрузка не превышает 10 % что допустимо (перегрузка составляет
3 Геометрические параметры передачи
3.1. Модуль зацепления
Расчётный модуль округляется до стандартного значения
соответствии с ГОСТ 9563-80:
- й ряд: 1; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16 мм и т.д.
– й ряд: 112; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9 мм и т.д.
3.2. Ширина венца шестерни
b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм.
3.3. Предварительный угол наклона зубьев
min arcsin 016 921 .
3.4. Суммарное число зубьев
aW cos 2 160 cos 921
3.5. Число зубьев шестерни Z 1
3.6. Число зубьев колеса
Z2 Z Z1 158 - 29 = 129.
3.7. Фактический угол наклона зубьев
875 arccos09875 907 .
3.8. Диаметры делительных окружностей
3.9. Фактическое межосевое расстояние
3.10. Диаметры окружностей вершин зубьев:
шестерни - d a1 d1 2 m 5873 2 2 6273мм ;
колеса – d a 2 d 2 2 m 26126 2 2 = 26526 мм.
3.11. Диаметры окружностей впадин зубьев:
шестерни - d f 1 d1 25 m 5873 – 25·2 = 5373 мм;
колеса – d f 2 d2 25 m 26126 – 25·2 = 25626 мм.
3.12. Фактическое передаточное отношение uф
3.13. Погрешность передаточного отношения
Погрешность не превышает допустимого отклонения [Δu] = 4%
3.14. Окружная скорость колес
Степень точности передачи - 9 (таблица 9 [1]).
4 Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба
4.1. Окружная сила Ft 2
4.2. Допускаемое напряжение изгиба F
где FO - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.
FO 18 HB = 18·210 = 378 МПА (таблица 7 [1]);
S F 175 – коэффициент безопасности. Примем S F 175;
K FL 1 - коэффициент долговечности;
K FC 07 08 - коэффициент учитывающий реверсивность передачи
(червячная передача – нереверсивная: КFC = 1 - другие зубчатые передачи
являются реверсивными). Примем K FC 07.
4.2. Расчетное напряжение изгиба
где: YF - коэффициент учитывающий форму зуба. Принимаем YF = 38
K F коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгиб.
Принимаем K F = 107 (таблица 11 [1]).
Расчетное напряжение изгиба F = 115 МПа меньше чем допускаемое
напряжение изгиба F = 1728 МПа следовательно передача выдержит
5 Силы действующие в зацеплении передачи
5.1. Радиальная сила
где W 20 - угол зацепления.
5.2. Осевая сила Fa Ft tg 2832 tg907 452 Н.
Результаты расчетов передачи заносим в таблицу 5.
Таблица 5 – Результаты расчета передачи
Диаметр делительной окружности
Диаметр делительной окружности колеса
Диаметр окружности впадин шестерни
Диаметр окружности впадин колеса d f 2
Межосевое расстояние
Диаметр окружности вершин шестерни
Диаметр окружности вершин
Число зубьев шестерни Z1
Число зубьев колеса Z 2
Угол наклона зубьев
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Цель: Определение наименьшего диаметра вала из условия прочности
где кр - допускаемое напряжение кручения (20 40 МПа).
1. Вал 2 (входной вал редуктора вал шестерни)
2. Вал 3 (выходной вал редуктора вал колеса)
Полученные значения округляются до ближайшего размера согласно
ГОСТ 6636- 69 [3] «Нормальные линейные размеры».
3. Определим диаметры цапф валов (размеры под подшипник) по
формуле d П d в 2 tцил .
Получим: d П 2 d в 22 tцил 26 2 35 33мм . Принимаем d П 2 35мм .
d П 3 d в32 tцил 42 2 35 49мм . Принимаем d П 3 50мм .
d БП 2 d П 22 r 36 2 3 42мм .
3. Диаметр вала под колесом d К d П 3 3 r 40 3 3 59 мм.
3. Диаметр бурта колеса d БК d К 3 r 60 3 3 69 мм. Принимаем
4. Для выполнения эскизной компоновки редуктора длины участков
вала можно найти по формулам: длина выходного конца быстроходного вала
длина выходного конца тихоходного вала lв 3 (15 2)dв 3 .
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.003.ПЗ
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ
ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Таблица 6 – Подбор подшипников [3] ГОСТ 8338-75
Диаметр цапфы вала d П 2 35 мм
Диаметр цапфы вала d П 3 50 мм
Серия подшипника № 207
Серия подшипника № 210
Наружный диаметр подшипника Dп 2 = Наружный диаметр подшипника
Ширина подшипника Bп 2 = 17 мм
Ширина подшипника Bп 3 = 20 мм
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.004.ПЗ
компоновки редуктора
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Таблица 7 – Исходные данные для расчета тихоходного вала
Материал – сталь 45. Механические характеристики: В=530 МПа Т=275 МПа
Т=170 МПа -1=230 МПа -1=155 МПа 01 005 (табл. 28[1])
Окружная сила Радиальная сила
Cила действующая на вал
со стороны муфты FМ =2404 Н
Расстояние от середины колеса до середины опоры А
(определяется по компоновочному чертежу редуктора)
Расстояние до муфты (определяется по компоновочному
Делительный диаметр колеса
Диаметр вала под колесом
Коэффициент пусковой перегрузки
Cила действующая на вал со стороны муфты определяется по
формуле: для входных валов и выходных валов одноступенчатых редукторов
FМ 125 T для выходных валов многоступенчатых редукторов FМ 250 T .
Начертить расчетную схему вала (рис.2).
1 Определение реакций в опорах А и В .
1.1. Реакции опор в вертикальной плоскости
Fr a Fa 2 1043 537 452
M B R AY (a a) Fr a Fa 22 0 ;
Проверка: FY RAY RBY Fr 0
- 29 – 1043 + 1071 = 0.
1.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости
1.3. Реакции опор в плоскости смещения валов.
R BM (a a) Fм (2a в) 0 ; R BМ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.005.ПЗ
Проверка: FY RAМ RBМ FМ 0
- 1771 + 4175 - 2404 = 0.
1.4. Результирующие реакции в опорах
R AM 14262 292 1771 = 3197 Н;
RBM 14262 10722 4175 = 5959 Н.
2 Построение эпюр изгибающих моментов
2.1. Вертикальная плоскость (эпюра «Мy»)
M y RBY a 1072 537 = 57566
M y RAY a 29 537 = -1557 Н·мм;
2.2. Горизонтальная плоскость (эпюра «Мх»)
M x RAX a 1426·537 = 33600 Н·мм.
2.3. В плоскости смещения валов
M муфт RAM 2a 1771·2·537 = 190205 Н·мм.
Изгибающий момент в сечении I-I M муфт RAM a 1771·537 = 95102
2.4. Анализируя характер эпюр определяем что опасным является
сечение I-I под колесом. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
М x 2 M y 2 М муфт 765762 575662 95102= 190902·104 Н·мм.
3 Расчет на статическую прочность
3.1. Максимальное напряжение изгиба в период пуска
где Wx - осевой момент сопротивления сечения вала мм3
b t - размеры шпонки (таблица 18[1]).
3.2. Максимальное растягивающее (сжимающее) напряжение в
где А – площадь сечения вала мм2.
3.3. Максимальное нормальное напряжение
max u max p( ) max 2004+034=197 МПа.
3.4. Максимальное напряжение кручения в период пуска
где W - полярный момент сопротивления сечения вала мм3.
Расчетная схема тихоходного вала и эпюры моментов представлена на
Рисунок 2. – Расчетная схема тихоходного вала и эпюры моментов
3.5. Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям
3.6. Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям
3.7. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Поскольку расчетное значение коэффициента запаса прочности
ST 762 ST 15 2 то пластические деформации вала в период действия
кратковременных пусковых перегрузок будут отсутствовать.
4 Расчет вала на усталостную выносливость
В сечении вала I-I концентратором напряжений является шпоночный
паз который выполнен концевой фрезой. Данная поверхность подлежит
чистовому шлифованию.
Таблица 8 – Коэффициенты для расчетов (таблицы 29 30 31 [1]):
Эффективные коэффициенты при Масштабный
Коэффициент учитывающий
влияние шероховатости
Коэффициенты определяются путем интерполирования
4.1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
02 МПа – амплитуда циклов нормальных
m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений. При
нереверсивной работе редуктора можно принять m =0.
4.2. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
МПа- амплитуда циклов
касательных напряжений;
m a - среднее напряжение цикла касательных напряжений.
4.3. Общий коэффициент запаса прочности при расчете на
усталостную выносливость
Вывод: Условие прочности выполняется.
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Исходные данные для расчета подшипников на долговечность заносим
Таблица 9 – Исходные данные
Частота вращения вала 3
Нормативный срок службы подшипников
Тип подшипника радиальный. Серия подшипника № 210
Динамическая грузоподъемность
Статическая грузоподъемность
8.1. Для подшипника опоры А
PэА ( x V R A Y FПА ) K (1·1·3197 + 0·4125)·12 = 3836 Н
где K - коэффициент безопасности ( K =10 30).
8.2. Для подшипника опоры В
PэB ( x V RB Y FПB ) K (1·1·5959+ 0·4125)·12 = 7151 Н.
9. Расчетный срок службы наиболее нагруженного подшипника (в
данном случае опора В)
где p - коэффициент для шарикоподшипников p 3 .
Подшипник выдержит нагрузку в течение заданного срока службы.
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.006.ПЗ
Проверка шпоночных соединений на прочность производится по
напряжениям смятия материала шпонки:
где: T - крутящий момент на валу Н·мм
d в - диаметр вала мм
h - высота шпонки мм
t1 - глубина шпоночного паза втулки мм lш - длина шпонки мм
см = 80 90 МПа - допускаемое напряжение смятия материала
1. Выбираем размеры шпонок (таблица 18 [1]).
Таблица 10 – Определение напряжений смятия
d в 3 42 мм 12 8 56 мм
Вал 3 (под d k 59 мм 18 11 45 мм
d в2 (h t1 ) lш 26 (7 33) 38
d в3 (h t1 ) l ш 42 (8 33) 56
d K (h t1 ) l ш 59 (11 44) 45
Вывод: Расчетные напряжения см меньше чем допускаемые см
следовательно шпонки выдержат нагрузку.
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.007.ПЗ
шпоночных соединений
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Заносим исходные данные в таблицу 11
Таблица 11 – Исходные данные
Передаваемая мощность
Частота вращения ведущего (меньшего) шкива
Передаточное отношение плоскоременной передачи
Коэффициент скольжения ремня
Режим работы – средний число смен – 2.
2. Диаметр ведущего шкива
d1 (52 64)3 T1 (58)3 30 18021 мм.
Примем d1 180 мм (таблица 7 [4]).
3. Диаметр ведомого шкива
d 2 d1 u1 180 306 550 мм.
Примем d 2 560 мм (таблица 7 [4]).
4. Уточняем передаточное отношение
d1 (1 0015) 180 (1 0015)
5. Межосевое расстояние ар следует принять в интервале:
a 2 (d1 d 2) 2 (180 560) 1480 мм.
Принимаем ар =500 мм.
6. угол обхвата ведущего шкива
0 57 (d1 d 2) a min 150
0 57 (180 560) 1480 min 025
7. Расчетная длина ремня
L 2 a 05 (d 1 d 2 )
8. Требуемая ширина ремня
Ft = 2T1d1 = 960180=533
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.008.ПЗ
Расчет плоскоременной
Z = 6040h = 604015 = 1
Cv = 104-00004*V2 104
[qt] = 3 * 104 * 091 * 1 111 = 258
Округляем до ближайшего числа (таблица 7[3]) b = 16
9 Сила давления передачи на вал: Fвал 25 Ft 13325
10 Прверочный расчет на долговечность по частоте пробегов ремня
ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ РЕДУКТОРА
1. Количество заливаемого масла
Q (03 08) литра на 1 кВт мощности
Q = 03·452 = 1356 л 2 л.
2. Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для
= 82 сантистокса [5].
3. Сорт масла Масло авиационное МС-14 [5].
4. Уровень масла в редукторе:
Hмасла = 000200814*0324 = 0076 м = 76 мм.
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.009.ПЗ
Выбор системы смазки
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СБОРКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Для обеспечения условия сборки конструкции цилиндрического
редуктора назначаем посадки:
Цилиндрическое колесо - вал
Крышка подшипника сквозная – корпус редуктора
Крышка подшипника глухая – корпус редуктора
Наружное кольцо подшипника – корпус редуктора
Внутреннее кольцо подшипника - вал
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.010.ПЗ
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин и основы
конструирования»: учебное пособие сост. Л. И. Никитина В. А.
Пяльченков. – Тюмень : ТИУ 2019. – 108 с. – Текст : непосредственный.
ГОСТ 2185-66 (СТ СЭВ 229-75) Передачи зубчатые
цилиндрические. Основные параметры (с Изменениями N 1 2 3) . –
Комитет стандартов мер и измерительных приборов при Совмине
СССР: М.: Издательство стандартов 1994 год официальное издание 01
ГОСТ 6636-69. 0203001-01 Нормаль министерства. Диаметры и
длины нормальные. По ГОСТ 6636-69 . – Министерство транспортного
машиностроения СССР : Детали приспособлений. Типы и размеры:
Нормали министерства. 06. - Л.: Ленфилиал ВПТИ 01 февраля 1955.
Кораблев В.А. Методические указания к практическим занятиям для
студентов очного и заочного обучения изучающих дисциплины "Детали
машин" и "Прикладная механика" В.А. Кораблев В.А Сапухин. – Тюмень :
Тюменский государственный нефтегазовый университет 2003. – 16 с.
Курмаз Л. В. Курмаз О. Л. Конструирование узлов и деталей
машин: справочное учебно-методическое пособие . - М. : Высшая школа
Список использованных

сп1.pdf

КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ
Пояснительная записка
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001.СБ
Подп. и датаИнв. № дубл.
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.003.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.004.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.005.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.006.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.007.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.008.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.009.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.010.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.011.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.012.СБ
Разраб. Гуськов Д.О.
Пров. Королевских А.Н.
Спецификация ТИУ ИПТИ

сп2.pdf

КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.013.СБ
Крышка смотрового люка 1
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.014.СБ
Прокладка регулировочная2
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.015.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.016.СБ
кольцо под ведущий вал
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.017.СБ
кольцо под ведомый вал
Подп. и датаИнв. № дубл.
Болт M8-6gx36.58 (S18) 24
Гайка М8 ГОСТ 5927-70 8
Кольцо уплотнительное 1
Шарикоподшипник №207 2
Шарикоподшипник №210 2
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ

сп3.pdf

Шайба 4 ГОСТ 11371-78 1
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70 24
Шайба 8 ГОСТ 11371-78 8
Штифт 4х24 ГОСТ 3128-70 2
Подп. и датаИнв. № дубл.
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ

ПЗ.doc

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ТЮМЕНСКИЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра прикладной механики
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине «Техническая механика»
на тему «Проектировка привода складского элеватора»
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ3
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА4
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ЗАКРЫТОГО ТИПА6
1 Проектный расчет зубчатой передачи6
2 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям7
3 Геометрические параметры передачи8
4 Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба9
5 Силы действующие в зацеплении передачи9
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ11
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА12
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА13
1 Определение реакций в опорах А и В .13
2 Построение эпюр изгибающих моментов14
3 Расчет на статическую прочность14
4 Расчет вала на усталостную выносливость16
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ18
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ19
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ20
ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ РЕДУКТОРА22
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СБОРКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА23
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ .. ..24
Данное техническое задание представлено на рисунке 1
– электродвигатель; 2 – открытая плоскоременная передача;
– цилиндрическая косозубая передача (редуктор); 4 – упругая муфта;
Рисунок 1 – Кинематическая схема
Данные для расчета заносим в таблицу 1.
Таблица 1 – Данные для расчета
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
Цель расчета: выбрать электродвигатель и определить передаточное отношение привода и его ступеней.
1. Вычисляем коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода включающего две ступени.
Первая ступень: открытая плоскоременная передача.
Выбираем к.п.д. (таблица 1 [1]): 094.
Вторая ступень: редуктор цилиндрический одноступенчатый косозубый.
К.п.д. редуктора вычисляется перемножением к.п.д. закрытой зубчатой передачи и к.п.д. двух пар подшипников (таблица 1[1])
Общий к.п.д. привода (с учетом к.п.д. зубчатой муфты )
2. Требуемая мощность двигателя
3. Ориентировочная разбивка передаточного отношения привода.
Выбираем передаточное отношение (таблица 2 [1]). Примем 355.
Выбираем передаточное отношение из приложения (таблица 2 3[1]). Примем 45.
Общее передаточное отношение привода
4. Примерная частота вращения вала электродвигателя
5. Выбор электродвигателя (таблица 5 [1]). В каталоге электродвигателей с синхронной частотой вращения 1450 обмин (ближайшей к расчетной примерной частоте вращения) находим первый электродвигатель мощность Pэд которого превысит вычисленную Ртр. Параметры выбранного электродвигателя:
тип 4А112М4У3 мощность электродвигателя Рэд=55 кВт частота вращения nэд=1450 обмин отношение крутящих моментов при пуске ТпикТном =2.
6. Уточненное значение передаточного отношения привода
7. Уточненное значение передаточного отношения плоскоременной передачи .
8. Частота вращения валов привода
Примечание. Величины частот вращения рекомендуется округлять до целого числа.
9. Крутящие моменты на валах привода
Примечание. Величины крутящих моментов рекомендуется округлять до целого числа.
10. Мощность на валах привода:
на 1 валу (вал электродвигателя) 452 кВт;
на 2 валу (вал шестерни) кВт;
на 3 валу (выходной вал редуктора) кВт.
Это значение совпадет с заданной мощностью в исходных данных следовательно мощности вычислены верно. Данные по кинематическому расчету заносим в таблицу 2
Таблица 2 – Результаты кинематического расчета
Частота вращения валов обмин
Тип передачи привода
Плоскоременная открытая
Цилиндрическая закрытая
Передаточное отношение
Коэффициент полезного действия
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ ЗАКРЫТОГО ТИПА
Исходные данные заносим в таблицу 3.
Таблица 3 – Исходные данные
Крутящий момент на валу колеса
Частота вращения шестерни
Передаточное отношение цилиндрической передачи
1 Проектный расчет зубчатой передачи
Цель расчета: определение межосевого расстояния из условия контактной прочности зубчатого зацепления.
Межосевое расстояние:
где: - коэффициент для косозубых колес;
- коэффициент неравномерности нагрузки;
- коэффициент ширины колеса;
- допускаемое контактное напряжение.
Для определения межосевого расстояния найдем перечисленные выше коэффициенты и допускаемое контактное напряжение .
1.1. Выбор материала зубчатых колёс редуктора.
Результаты выбора материала (таблица 6 [1]). приведены ниже в таблице 4.
1.2. Предел контактной выносливости материала колеса (таблица 7 [1]):
1.3. Допускаемое контактное напряжение материала колеса
где - коэффициент безопасности. Принимаем = 11;
- коэффициент долговечности. Принимаем =1 для длительно работающих передач (более 5 лет).
Таблица 4 – Выбор материала зубчатых колёс редуктора
Твердость по Бринелю НВ
Предел контактной выносливости МПа
Допускаемые контактное напряжение МПа
Примечание. При расчёте предела контактной выносливости твёрдость принимается для наименее прочного материала в данном случае для материала колеса.
1.4. Выбираем коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния . Одноступенчатого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор с твердостью рабочих поверхностей HBср350 и в соответствии со стандартным рядом:
принимаем . (таблица 6 [1]).
1.5 Коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра .
1.6. Коэффициент неравномерности нагрузки при расчете по контактным напряжениям =1036. Определяется интерполированием по табл. 8 приложения.
1.7. Расчётное межосевое расстояние
Межосевое расстояние округляют до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [2]:
2 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Численные значения ширины зубчатых колес округляются до ближайшего числа по ГОСТу 6636 -69 [3] «Нормальные линейные размеры».
2.2. Фактическое контактное напряжение
где - коэффициент для косозубых колес
2.3. Загруженность передачи (недогрузка или перегрузка):
Недогрузка не превышает 10 % что допустимо (перегрузка составляет не более 5 %).
3 Геометрические параметры передачи
3.1. Модуль зацепления
Расчётный модуль округляется до стандартного значения в соответствии с ГОСТ 9563-80:
- й ряд: 1; 125; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16 мм и т.д.
– й ряд: 112; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9 мм и т.д.
3.2. Ширина венца шестерни
b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм.
3.3. Предварительный угол наклона зубьев
3.4. Суммарное число зубьев
3.5. Число зубьев шестерни .
3.6. Число зубьев колеса
3.7. Фактический угол наклона зубьев
3.8. Диаметры делительных окружностей
шестерни - = 5873 мм;
колеса – = 26127 мм.
3.9. Фактическое межосевое расстояние
3.10. Диаметры окружностей вершин зубьев:
колеса – = 26526 мм.
3.11. Диаметры окружностей впадин зубьев:
шестерни - 5873 – 25·2 = 5373 мм;
колеса – 26126 – 25·2 = 25626 мм.
3.12. Фактическое передаточное отношение = 449.
3.13. Погрешность передаточного отношения
Погрешность не превышает допустимого отклонения [Δu] = 4%
3.14. Окружная скорость колес
Степень точности передачи - 9 (таблица 9 [1]).
4 Дополнительная проверка передачи по напряжениям изгиба
4.1. Окружная сила = 2832 Н.
4.2. Допускаемое напряжение изгиба
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба. = 18·210 = 378 МПА (таблица 7 [1]);
5 – коэффициент безопасности. Примем 175;
- коэффициент долговечности;
- коэффициент учитывающий реверсивность передачи (червячная передача – нереверсивная: КFC = 1 - другие зубчатые передачи являются реверсивными). Примем 07.
4.2. Расчетное напряжение изгиба
где: - коэффициент учитывающий форму зуба. Принимаем = 38 (таблица 10 [1]).
коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгиб. Принимаем = 107 (таблица 11 [1]).
Расчетное напряжение изгиба = 115 МПа меньше чем допускаемое напряжение изгиба = 1728 МПа следовательно передача выдержит нагрузку.
5 Силы действующие в зацеплении передачи
5.1. Радиальная сила
где - угол зацепления.
Результаты расчетов передачи заносим в таблицу 5.
Таблица 5 – Результаты расчета передачи
Диаметр делительной окружности шестерни
Ширина венца шестерни
Диаметр делительной окружности колеса
Ширина венца колеса
Диаметр окружности впадин шестерни
Диаметр окружности впадин колеса
Межосевое расстояние
Диаметр окружности вершин шестерни
Диаметр окружности вершин колеса
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Цель: Определение наименьшего диаметра вала из условия прочности на кручение:
где - допускаемое напряжение кручения (20 40 МПа).
1. Вал 2 (входной вал редуктора вал шестерни)
2. Вал 3 (выходной вал редуктора вал колеса)
Полученные значения округляются до ближайшего размера согласно ГОСТ 6636- 69 [3] «Нормальные линейные размеры».
3. Определим диаметры цапф валов (размеры под подшипник) по формуле .
Получим: . Принимаем .
3. Диаметр вала под колесом мм. Принимаем dК = 60мм
3. Диаметр бурта колеса мм. Принимаем dБК = 67мм
4. Для выполнения эскизной компоновки редуктора длины участков вала можно найти по формулам: длина выходного конца быстроходного вала ; длина выходного конца тихоходного вала .
ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Таблица 6 – Подбор подшипников [3] ГОСТ 8338-75
Диаметр цапфы вала 35 мм
Диаметр цапфы вала 50 мм
Тип подшипника радиальный однорядный
Тип подшипника радиальный однорядный
Серия подшипника № 207
Серия подшипника № 210
Наружный диаметр подшипника = 72 мм
Наружный диаметр подшипника = 90 мм
Ширина подшипника = 17 мм
Ширина подшипника = 20 мм
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА
Таблица 7 – Исходные данные для расчета тихоходного вала
Материал – сталь 45. Механические характеристики: В=530 МПа Т=275 МПа Т=170 МПа -1=230 МПа -1=155 МПа (табл. 28[1])
Cила действующая на вал со стороны муфты =2404 Н
Расстояние от середины колеса до середины опоры А (определяется по компоновочному чертежу редуктора)
Расстояние до муфты (определяется по компоновочному чертежу редуктора)
Делительный диаметр колеса
Диаметр вала под колесом
Коэффициент пусковой перегрузки
Cила действующая на вал со стороны муфты определяется по формуле: для входных валов и выходных валов одноступенчатых редукторов для выходных валов многоступенчатых редукторов .
Начертить расчетную схему вала (рис.2).
1 Определение реакций в опорах А и В .
1.1. Реакции опор в вертикальной плоскости
Проверка: - 29 – 1043 + 1071 = 0.
1.2. Реакции опор в горизонтальной плоскости
1.3. Реакции опор в плоскости смещения валов.
Проверка: - 1771 + 4175 - 2404 = 0.
1.4. Результирующие реакции в опорах
2 Построение эпюр изгибающих моментов
2.1. Вертикальная плоскость (эпюра «Мy»)
= -1557 Н·мм; = 57566 Н·мм.
2.2. Горизонтальная плоскость (эпюра «Мх»)
26·537 = 33600 Н·мм.
2.3. В плоскости смещения валов
71·2·537 = 190205 Н·мм.
Изгибающий момент в сечении I-I 1771·537 = 95102 Н·мм.
2.4. Анализируя характер эпюр определяем что опасным является сечение I-I под колесом. Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
3 Расчет на статическую прочность
3.1. Максимальное напряжение изгиба в период пуска
где Wx - осевой момент сопротивления сечения вала мм3
b t - размеры шпонки (таблица 18[1]).
3.2. Максимальное растягивающее (сжимающее) напряжение в период пуска:
где А – площадь сечения вала мм2.
3.3. Максимальное нормальное напряжение
3.4. Максимальное напряжение кручения в период пуска
где - полярный момент сопротивления сечения вала мм3.
Расчетная схема тихоходного вала и эпюры моментов представлена на рисунке 2.
Рисунок 2. – Расчетная схема тихоходного вала и эпюры моментов
3.5. Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям
3.6. Коэффициенты запаса прочности по касательным напряжениям
3.7. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести
Поскольку расчетное значение коэффициента запаса прочности то пластические деформации вала в период действия кратковременных пусковых перегрузок будут отсутствовать.
4 Расчет вала на усталостную выносливость
В сечении вала I-I концентратором напряжений является шпоночный паз который выполнен концевой фрезой. Данная поверхность подлежит чистовому шлифованию.
Таблица 8 – Коэффициенты для расчетов (таблицы 29 30 31 [1]):
Эффективные коэффициенты при изгибе и кручении
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости
Коэффициенты определяются путем интерполирования
4.1. Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
где МПа – амплитуда циклов нормальных напряжений;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений. При нереверсивной работе редуктора можно принять =0.
4.2. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
где = МПа- амплитуда циклов касательных напряжений;
- среднее напряжение цикла касательных напряжений.
4.3. Общий коэффициент запаса прочности при расчете на усталостную выносливость
Вывод: Условие прочности выполняется.
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
Исходные данные для расчета подшипников на долговечность заносим в таблицу 9.
Таблица 9 – Исходные данные
Частота вращения вала 3
Нормативный срок службы подшипников
Тип подшипника радиальный. Серия подшипника № 210
Динамическая грузоподъемность
Статическая грузоподъемность
8.1. Для подшипника опоры А
(1·1·3197 + 0·4125)·12 = 3836 Н
где - коэффициент безопасности (=10 30).
8.2. Для подшипника опоры В
(1·1·5959+ 0·4125)·12 = 7151 Н.
9. Расчетный срок службы наиболее нагруженного подшипника (в данном случае опора В)
где - коэффициент для шарикоподшипников .
Подшипник выдержит нагрузку в течение заданного срока службы.
ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ
Проверка шпоночных соединений на прочность производится по напряжениям смятия материала шпонки:
где: - крутящий момент на валу Н·мм
h - высота шпонки мм
- глубина шпоночного паза втулки мм - длина шпонки мм
= 80 90 МПа - допускаемое напряжение смятия материала шпонки
1. Выбираем размеры шпонок (таблица 18 [1]).
Таблица 10 – Определение напряжений смятия
Вал 2 (выходной конец вала)
(выходной конец вала)
Вал 3 (под ступицей колеса)
Вывод: Расчетные напряжения меньше чем допускаемые следовательно шпонки выдержат нагрузку.
РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1. Заносим исходные данные в таблицу 11
Таблица 11 – Исходные данные
Передаваемая мощность
Частота вращения ведущего (меньшего) шкива
Передаточное отношение плоскоременной передачи
Коэффициент скольжения ремня
Режим работы – средний число смен – 2.
2. Диаметр ведущего шкива
Примем мм (таблица 7 [4]).
3. Диаметр ведомого шкива
4. Уточняем передаточное отношение
5. Межосевое расстояние ар следует принять в интервале:
Принимаем ар =500 мм.
6. угол обхвата ведущего шкива
7. Расчетная длина ремня
8. Требуемая ширина ремня
Ft = 2T1d1 = 960180=533
Z = 6040h = 604015 = 1
Cv = 104-00004*V2 104 V = d16*103 = 0094
[qt] = 3 * 104 * 091 * 1 111 = 258
Округляем до ближайшего числа (таблица 7[3]) b = 16
9 Сила давления передачи на вал: Fвал 25 Ft 13325
10 Прверочный расчет на долговечность по частоте пробегов ремня
ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ РЕДУКТОРА
1. Количество заливаемого масла
литра на 1 кВт мощности
Q = 03·452 = 1356 л 2 л.
2. Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для данной передачи = 82 сантистокса [5].
3. Сорт масла Масло авиационное МС-14 [5].
4. Уровень масла в редукторе:
Hмасла = 000200814*0324 = 0076 м = 76 мм.
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ СБОРКИ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Для обеспечения условия сборки конструкции цилиндрического редуктора назначаем посадки:
Цилиндрическое колесо - вал
Крышка подшипника сквозная – корпус редуктора
Крышка подшипника глухая – корпус редуктора
Наружное кольцо подшипника – корпус редуктора
Внутреннее кольцо подшипника - вал
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: учебное пособие сост. Л. И. Никитина В. А. Пяльченков. – Тюмень : ТИУ 2019. – 108 с. – Текст : непосредственный.
ГОСТ 2185-66 (СТ СЭВ 229-75) Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры (с Изменениями N 1 2 3) . – Комитет стандартов мер и измерительных приборов при Совмине СССР: М.: Издательство стандартов 1994 год официальное издание 01 ноября 1993. – 2 с.
ГОСТ 6636-69. 0203001-01 Нормаль министерства. Диаметры и длины нормальные. По ГОСТ 6636-69 . – Министерство транспортного машиностроения СССР : Детали приспособлений. Типы и размеры: Нормали министерства. 06. - Л.: Ленфилиал ВПТИ 01 февраля 1955.
Кораблев В.А. Методические указания к практическим занятиям для студентов очного и заочного обучения изучающих дисциплины "Детали машин" и "Прикладная механика" В.А. Кораблев В.А Сапухин. – Тюмень : Тюменский государственный нефтегазовый университет 2003. – 16 с.

Все чертежи.dwg

КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.000.ПЗ
Пояснительная записка
КП.ТМ.РБМбп.19.01.ПЗ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.002
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.000.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.001
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.001.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.002.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.003.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.004.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.005.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.006.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.007.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.008.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.009.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.010.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.011.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.00.012.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.СБ
Сборочный чертеж редуктора
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой "герметик".
Редуктор обкатывать по 10-15 минут во всех режимах нагрузки.
* Размеры для справок.
Техническая характеристика редуктора:
Штифт 4х24 ГОСТ 3128-70
Шайба 4 ГОСТ 11371-78
Шайба 8 ГОСТ 11371-78
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.000.ПЗ
Крышка смотрового люка
Прокладка регулировочная
Болт M8-6gx36.58 (S18)
Гайка М8 ГОСТ 5927-70
Кольцо уплотнительное
Шарикоподшипник №207
Шарикоподшипник №210
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.013.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.014.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.015.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.016.СБ
кольцо под ведущий вал
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.017.СБ
кольцо под ведомый вал
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.001.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.002.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.003.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.004.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.005.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.006.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.007.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.008.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.009.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.010.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.011.СБ
КП.ТМ.РБМбп.19.01.07.05.012.СБ
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термообработка улучшение 170 190 HB.
Размер обеспечить инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2.
Радиусы скруглений R1.
Неуказанные предельные отклонения размеров: H14
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81