Привод конвейера

A3_koleso.dwg

Коэффициент смещения
Нормальнй исходный контур
Сталь 45 ГОСТ 1055-88
Термообработка улучшение НВ 170 200.
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий +t
среднего класса точности.

Zapiska.doc

Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
“Сибирский государственный аэрокосмический университет”
имени академика М. Ф. Решетнёва
Кафедра: “Основы конструирования машин”
Дисциплина: “Детали машин и основы конструирования”
Тема: “Спроектировать привод конвейера”
проф. д.т.н. Т.Т. Ереско
доцент к.т.н. А.В. Стручков
Привод цепного конвейера
Мощность на ведомом валу привода РВЫХ = 37 кВт;
Частота вращения ведомого вала привода nВЫХ = 130 обмин;
Коэффициент годового использования Кгод = 08;
Коэффициент суточного использования Ксут = 035;
Срок службы Т = 6 лет.
Кинематический расчет привода4
Проектирование и расчет передач редуктора7
1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений7
2 Определение предварительных размеров зубчатых колес8
3 Определение усилий в зацеплении12
4 Предварительный расчет валов13
5 Выбор подшипников13
Проверочные расчеты передач редуктора14
Уточненный расчет валов16
1 Определение долговечности подшипников16
2 Проверка запаса прочности и выносливости22
Проектирование и расчет цепной29
1 Выбор основных геометрических параметров29
2 Усилия и направление в цепи31
Конструирование корпуса редуктора33
Расчет шпоночных соединений36
Выбор способа смазки и сорта масла37
Посадки основных деталей редуктора38
Порядок сборки редуктора39
Библиографический список40
Кинематический расчет привода
Определяем срок службы привода. Принимаем сменность привода Lc = 2; длительность смены tc = 8. Ресурс привода определяем по формуле [2 стр. 36]:
Lh = 365 Т Кг Кс tc Lc = 365 6 08 035 8 2 = 9811 ч(1)
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса тогда срок общий ресурс привода Lh = 8339 ч.
Определяем требуемую мощность рабочей машины [2 стр. 39]:
гдеобщ – коэффициент полезного действия привода равный произведению частных КПД [2 стр. 39]:
Частные КПД выбираем по таблице 2.2 [2 стр. 40]:
7 - КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи;
6 - КПД открытой передачи;
9 - КПД пары подшипников качения;
Полученные частные КПД подставим в формулу и получим общее КПД привода:
Принимаем по ГОСТ 19532-81 [2 стр. 384-386] или [1 стр. 390] электродвигатель серии 4АМ132S6УЗ мощностью Рдв = 55 кВт частотой вращения nДВ = 965 обмин.
Определяем передаточное число привода [2 стр. 41]:
Принимаем по СТ СЭВ 221-75 [2 стр. 43] передаточное число редуктора uр = 315 тогда передаточное число открытой передачи:
Полученное значение согласуется с рекомендованным [2 стр. 43].
Определяем силовые и кинематические параметры привода по формулам [2 стр. 45-46]:
n1 = nДВ = 965 обмин(7)
n2 = = = 306 обмин(8)
nРМ = = = 128 обмин(9)
T1 = Тдв м 54 099 099 = 53 Нм(14)
=53 · 315 · 097 · 099 = 160 Нм(15)
TРМ = T2 · uОП · ОП · ПО² · м (16)
TРМ = 160 · 24 · 096 · 099² · 099 = 358 Нм
Таблица 1 - Результаты кинематического расчета привода.
Передаточное число u
Угловая скорость радс
Частота вращения n обмин
Вращающий момент Т Нм
Проектирование и расчет передач редуктора
1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
Принимаем сталь 45 [2 стр. 53] со следующими характеристиками:
Таблица 2 – Характеристика механических свойств стали
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KHL = 1 [2 стр. 55].
По табл. 3.1 [2 стр. 52] и формуле [2 стр. 55] определяем допускаемые контактные напряжения:
[]H1 = KHL · 18 200 + 67 = 427 МПа(17)
[]H2 = KHL · 18 180 + 67 = 391 МПа(18)
Расчет для передач с прямыми и непрямыми зубьями при разности прочности НВ1–НВ2=20 50 ведется по наименьшему значению т.е. по []H2= 391 МПа
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса KFL = 1 [2 стр. 56].
По табл. 3.1 [2 стр. 52] и формуле [2 стр. 56] определяем допускаемые напряжения на изгибную прочность:
[]F1 = KFL 103 · НВ1 = 1 103 · 200 = 206 МПа(19)
[]F2 = KFL 103 · НВ2 = 1 103 · 180 = 185 МПа(20)
2 Определение предварительных размеров зубчатых колес
Определяем главный параметр - межосевое расстояние [2 стр. 61]:
гдеКа – вспомогательный коэффициент; Ка = 495 - для прямозубых передач [2 стр. 61];
KH – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем для приработавшихся колес KH = 1 [2 стр. 61];
a – коэффициент ширины зубчатого венца принимаемый в пределах 028 036 для симметрично расположенных закрытых цилиндрических передач. Принимаем a = 028 [2 стр. 61].
Принимаем по табл. 4.1 aw = 140 мм [2 стр. 60].
Определяем модуль зацепления:
гдеKm – вспомогательный коэффициент равный 68 [2 стр. 62];
d2 – делительный диаметр колеса [2 стр. 61]:
d2 = = = 2125 мм(23)
b2 – ширина колеса [2 стр. 62]:
b2 = а · aw = 028 140 = 39 мм (24)
Принимаем по стандартному ряду m = 2 мм.
Определяем угол наклона зубьев [2 стр. 60]:
min = arcsin = arcsin = arcsin 01795 (25)
Принимаем угол наклона зубьев = 0° тогда cos = 1.
Определяем суммарное количество зубьев [2 стр. 60]:
Уточняем действительную величину наклона зубьев [2 стр. 60]:
= arccos = arccos = arccos 1000(27)
Окончательно принимаем угол наклона зубьев = 0° cos = 1.
Число зубьев шестерни определяем по формуле [2 стр. 60]:
Число зубьев колеса [2 стр. 60]:
Вычисляем фактическое передаточное отношение [2 стр. 60]:
Определяем отклонение от принятого [2 стр. 60]:
Проверяем фактическое межосевое расстояние:
Определяем основные геометрические параметры передачи [2 стр. 60-61]:
Диаметр вершин зубьев
Диаметр впадин зубьев
Ошибка! Закладка не определена. мм(36)
Рисунок 1 - Геометрические параметры типовой цилиндрической передачи.
3 Определение усилий в зацеплении
Определяем силы в полосе зацепления зубчатых колес [2 стр. 97]:
Ошибка! Закладка не определена.(40)
Рисунок 2 - Схема сил в зацеплении.
4 Предварительный расчет валов
Выбираем в качестве материала валов сталь 40Х. Принимаем допускаемое напряжение кручения []К в интервале 10 20 МПа.
Диаметр первой ступени вала определяем по формуле [2 стр. 108]:
Принимаем d1 = 22 мм
Принимаем d2 = 32 мм
Остальные диаметры и линейные размеры валов выбираем с учетом стандарта СТ СЭВ 514-77 исходя из эскизной компоновки редуктора.
Подшипники выбираем по таблицам К27 – К30 [2 стр. 410-417].
Ведущий вал - шарикоподшипник серии 306: d = 30 мм .
Ведомый вал - шарикоподшипник 208: d = 40 мм .
Проверочные расчеты передач редуктора
Проверяем межосевое расстояние [2 стр. 61]:
Определяем окружную скорость колеса [2 стр. 61]:
Принимаем по табл. 4.2 8 степень точности [2 стр. 62].
Проверяем условие по контактной прочности :
гдеК – вспомогательный коэффициент. Принимаем К = 436 для прямозубой передачи.
KHα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям. Принимаем для прямозубой передачиKHα = 1;
KHV – коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной скорости передачи V мс и степени точности передачи. Принимаем по табл. 4.3 [2 стр. 62] KHV = 1025.
Вычисляем отклонение [2 стр. 62]:
Условие прочности выполняется т.к. отклонение нагрузки находится в допустимых пределах (-10 +5)%.
Проверяем выполнение изгибной прочности зубьев шестерни и колеса [2 стр. 63]:
гдеKFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Принимаем методом интерполирования KFα = 091 [2 стр. 63];
KF – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Принимаем KH = 1 для приработавшихся колес.
KFV – коэффициент динамической нагрузки. По таблице 4.3 [2 стр. 62] принимаем KFV = 167.
YF1 YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. По табл. 4.4 [2 стр. 64] принимаем для z1 = 34 - YF1 = 379; для z2 = 106 - YF2 = 36.
Y – коэффициент учитывающий наклон зуба [2 стр. 64]:
Y = 1 - = 1 - = 100(49)
Условия прочности выполняются.
Уточненный расчет валов
1 Определение долговечности подшипников
Определяем опорные реакции на ведущем валу. Принимаем из эскизной компоновки: lб = 120 мм lбк = 79 мм. Консольная сила на быстроходном валу от муфты Fбк = 910 Нм.
Вертикальная плоскость:
Ya = Yb = 05 · Fr = 05 548 = 274 Н
Горизонтальная плоскость
ΣMA = 0; Xb lб – Ft 05 lб + Fбк lбк = 0
ΣMВ = 0; -Xa · lб + Ft · 05 lб + Fбк · (lб + lбк) = 0
ΣF Xb - Ft + Xa - Fбк = 0
4 - 1506 + 2262 - 910 = 0
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:
Определяем значения моментов
My2 = Xb 05 lб = 154 · 05 120 1000 = 9 Нм
My3 = Xb lб - Ft 05 lб = (154 120 - 1506 05 120) 1000 = -72 Нм
Горизонтальная плоскость
Mx2 = Yb 05 lб = 274 05 120 1000 = 16 Нм
Определяем реакции в опорах ведомого вала. Принимаем из эскизной компоновки lт = 120 мм lтк = 72 мм. Консольная сила от цепной передачи Fтк = 1078 Нм.
Вертикальная плоскость
Yс = Yd = 05 · Fr = 05 548 = 274 Н
ΣMС = 0; Xd · lт - Ft · 05 lт + Fтк · lтк = 0
ΣMD = 0; -Xc · lт + Ft · 05 lт + Fтк · (lтк + lт) = 0
ΣF Xd - Ft + Xc - Fтк = 0
6 - 1506 + 2478 - 1078 = 0
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:
My2 = Xd 05 lт = 106 05 120 1000 = 6 Нм
My3 = Xd lт - Ft · 05 lт = (106 120 - 1506 05 120) 1000 = -78 Нм
Mx2 = Yd 05 lт = 274 05 120 1000 = 16 Нм
Рисунок 3 - Расчетная схема ведущего вала.
Рисунок 4 - Расчетная схема ведомого вала.
Подшипник пригоден при условии [2 стр. 128]:
Определяем расчетную динамическую грузоподъемность [2 стр. 128]:
гдеRe – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
m – показатель степени. = 3 - для шариковых подшипников;
Эквивалентную динамическую нагрузку определяем согласно формулам приведенным в таблице 9.1 [2 стр. 129]:
Re = X · V · Rr · Кб · Кt (52)
гдеV – коэффициент вращения принимаем V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника;
Rr – радиальное усилие в наиболее нагруженной опоре;
Кб – коэффициент безопасности. По табл. 9.4 [2 стр. 133] в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата принимаем Кб = 11;
Кt – температурный коэффициент. При t ≤ 100º C принимаем по табл. 9.5 Кt =1 [2 стр. 135].
Re = 1 · 2279 · 11 · 1 = 2507 Н
Подшипник 306 пригоден.
Re = 1 · 2493 · 11 · 1 = 2742 Н
Подшипник 208 пригоден.
2 Проверка запаса прочности и выносливости
Ведущий вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (2-2) и под подшипниковой опорой (3-3 смежной с консольной нагрузкой.
Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении:
Определяем осевой момент в сечении [2 стр. 256]:
Wнетто = = = 123019 мм³(54)
Определяем напряжение в опасном сечении [2 стр. 255]:
А = И = = = 1463 МПа(55)
Определяем полярный момент в сечении [2 стр. 256]:
Wρнетто = 02 df³ = 02 63³ = 50009 мм³ (56)
Касательные напряжения [2 стр. 255]:
А = = = = 5299 МПа(57)
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений [2 стр. 256257]:
гдеК и К – эффективные коэффициенты концентрации напряжений [2 стр. 257];
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2 стр. 258];
Кf – коэффициент влияния шероховатости [2 табл. 11.4];
Ку – коэффициент влияния поверхностного упрочнения [2 табл. 11.5].
Принимаем К = 16 К = 15 Kd = 077 Kf = 09 Ку = 16.
Определяем пределы выносливости в расчетном сечении [2 стр. 259]:
(-1)d = -1 Кd = 260 12 = 2600 МПа(60)
(-1)d = 058 -1 Кd = 1508 12 = 126 МПа(61)
Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [2 стр. 259]:
Определяем общий коэффициент запаса прочности [2 стр. 259]:
Условие прочности выполняется т.к. S находится в допустимых пределах 15 3.
Wнетто = 01 d³ = 01 30³ = 2700 мм³(66)
А = И = = = 2667 МПа(67)
Wρнетто = 02 d³ = 02 30³ = 5400 мм³(68)
А = = = = 4907 МПа(69)
Принимаем К = 16 К = 15 Kd = 090 Kf = 09 Ку = 16.
(-1)d = -1 Кd = 260 1 = 2600 МПа(72)
(-1)d = 058 -1 Кd = 1508 1 = 151 МПа (73)
Ведомый вал. Опасные сечения: под зубчатым колесом (4-4) и под подшипниковой опорой (5-5) смежной с консольной нагрузкой.
Wнетто = 01 d³ - (78)
Wнетто = 01 45³ - = 717843 мм³
А = И = = = 2368 МПа(79)
Wρнетто = 02 d³ - (80)
Wρнетто = 02 45³ - = 726956 мм³
А = = = = 1100 МПа(81)
Принимаем К = 16 К = 15 Kd = 083 Kf = 09 Ку = 16.
(-1)d = -1 Кd = 260 11 = 2364 МПа(84)
(-1)d = 058 -1 Кd = 1508 11 = 137 МПа(85)
Условие прочности выполняется т.к. коэффициент запаса прочности S больше минимально допустимого значения [S] = 15.
Wнетто = 01 d³ = 01 40³ = 6400 мм³(90)
А = И = = = 12188 МПа(91)
Wρнетто = 02 d³ = 02 40³ = 12800 мм³(92)
А = = = = 6250 МПа(93)
Принимаем К = 16 К = 15 Kd = 085 Kf = 09 Ку = 16.
(-1)d = -1 Кd = 260 11 = 2364 МПа(96)
(-1)d = 058 -1 Кd = 1508 1 = 151 МПа(97)
Проектирование и расчет цепной
1 Выбор основных геометрических параметров
Принимаем приводную роликовую цепь типа ПР. Определяем число зубьев меньшей звездочки цепной передачи [1 стр. 152]:
Определяем число зубьев ведомой звездочки [1 стр. 152]:
Условие соблюдается.
Определяем фактическое передаточное отношение цепной передачи:
Определяем отклонение фактического передаточного отношения от принятого:
Определяем коэффициент эксплуатации передачи [1 стр. 149]:
гдеКд = 1 - коэффициент учитывающий динамичность нагрузки [1 стр. 149];
Ка – коэффициент межосевого расстояния. Ка = 1 - для оптимального межосевого расстояния [1 стр. 150];
Кс – коэффициент способа смазывания. Принимаем Кс = 15 - при периодическом способе смазывания [1 стр. 150];
К – коэффициент наклона линии центров звездочек е горизонту. При угле наклона 60º принимаем К = 1 [1 стр. 150];
Креж – коэффициент режима работы. Принимаем Креж = 1 - при работе передачи в одну смену [1 стр. 150];
Кр – коэффициент способа регулирования натяжения цепи. Кр = 1 - при регулировании натяжения отжимными винтами [1 стр. 150].
Т.к. 3 то условия эксплуатации цепной передачи можно оставить без изменений.
Определяем шаг роликовой цепи по формуле 7.38 [1 стр. 149]:
гдеm – число рядов в цепи. Принимаем m = 1;
[pц] – допускаемое давление в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1 стр. 150] принимаем [pц] = 30.
По табл. 7.20 [1 стр. 156] принимаем цепь с шагом 254 мм разрушающая нагрузка Q = 130 кН вес 1 метра цепи q = 12 кгм.
Определение геометрических параметров цепной передачи
Делительный диаметр ведущей звездочки
D1 = = = = 21878 мм(106)
Делительный диаметр ведомой звездочки
D2 = = = = 47037 мм(107)
Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле [1 стр. 148]:
= 30 · 254 = 762 мм(108)
Вычисляем длину замкнутой цепи выраженную в шагах t:
Принимаем четное значение lt = 108 мм.
Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.37 [1 стр. 149]:
Подставив данные в формулу получаем а = 77751 мм.
Принимаем монтажное межосевое расстояние:
= 0998 · 77751 = 776 мм(111)
Окончательно принимаем цепь ПР-254-166 ГОСТ 13568-75.
2 Усилия и направление в цепи
Скорость цепи [1 стр. 153]:
Определяем окружную силу на валу ведомой звездочки [1 стр. 153]:
Определяем центробежную силу [1 стр. 153]:
Fv = q · v² = 12 · 14² = 235 Н(114)
Определяем силу от провисания цепи [1 стр. 153]:
Ff = 981 · kf · q · a = 981 · 6 · 12 · 762 = 538 Н(115)
где kf – коэффициент учитывающий расположение цепи. При горизонтальном положении принимаем kf = 6 [1 стр. 151].
Расчетная нагрузка на валы [1 стр. 154]:
Fв = Ft + 2 · Ff = 2 +2 · 538 = 1078 Н(116)
Проверяем коэффициент запаса прочности по формуле [1 стр. 154]:
По таблице 7.19 при n1 = 307 обмин и шаге t = 254 мм нормативный коэффициент запас прочности [s] = 76. Т.к. s > [s] условие прочности выполняется.
Конструирование корпуса редуктора
Расчет ведем по формулам из табл. 10.2 [1 стр. 241].
Определяем толщину стенок корпуса и крышки редуктора:
= 0025 · aw + 1 ≥ 8 мм(118)
Принимаем толщину стенки
Определяем расстояние от внутренней стенки редуктора:
до боковой поверхности вращающейся части
= (10 12) · 8 = 8 10 мм (119)
до боковой поверхности подшипника качения
Определяем радиальный зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:
= 12 · 8 = 10 мм (121)
Определяем расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора:
Определяем ширину фланцев S соединяемых болтом диаметром :
Gри принимаем k = 28 мм.
Принимаем толщину фланца боковой крышки .
Принимаем высоту головки болта:
= 08 · 12 = 10 мм(125)
Принимаем толщину фланца втулки
Определяем расчетный момент [2 стр. 237]:
гдеКр – коэффициент режима нагрузки. Выбираем по табл. 10.26 Кр = 125 [2 стр. 237].
Для вычисленного расчетного момента и диаметра вала 22 мм выбираем по табл. К21 [2 стр. 400] МУВП 125-22-1.1-25-II2-УЗ ГОСТ 21424-93.
Определяем консольную силу действующую на вал [2 стр. 98]:
Fм = 125 · = 910 Нм(127)
Рисунок 5 – Муфта упругая втулочно-пальцевая.
Расчет шпоночных соединений
Производим расчет шпонок на смятие по формуле 8.22 [1 стр. 170]:
Где h - высота сечения шпонки мм;
t1 - глубина паза вала мм;
b - ширина шпонки мм.
[см] - допускаемое напряжение на смятие [см] = 90 МПа - при стальной ступице.
Результаты расчета приведены в таблице 3.
Таблица 3 - Проверочный расчет шпоночных соединений.
Передаваемый момент Нм
Высота сечения шпонки мм
Напряжение на смятие МПа
Условие прочности для всех шпоночных соединений выполняется.
Выбор способа смазки и сорта масла
При окружной скорости колеса v = 34 мс и контактном напряжении Н=382МПа по табл. 10.2 [2 стр. 241] принимаем И-Г-А-46 – масло индустриальное для гидравлических систем без присадок.
Объем масла определяем по зависимости [2 стр. 241]:
V = (04 08) Рдв = 22 44 л(129)
Принимаем объем масла V = 3 л.
Выбираем для подшипников качения консталин жировой УТ-1 ГОСТ 1957-73. Смазочный материал набивают в подшипники вручную при снятой крышке подшипникового узла. Смену смазки производят при ремонте.
Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями [2 § 10.3].
посадка шкива шестерни колеса муфты на вал - Н7р6;
посадка подшипников на вал
посадка подшипников в корпус H7
шейки валов под манжетами –
крышки подшипников в корпус – H7d11.
Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
Кольца втулки колеса и подшипники нагревают в масле до температуры 100° С. В шпоночные пазы валов запрессовывают шпонки; устанавливают зубчатые колеса маслоотбойные кольца и подшипники на соответствующие участки валов.
Собранные узлы устанавливают в корпус. Фланцевые стыки покрывают герметиком. Одевают крышку корпуса центрируя ее штифтами. Затягивают болты. В подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников. Ввертывают сливную пробку с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с отдушиной закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Библиографический список
Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для учащихся машиностроительных техникумов С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М Чернин и др. – 2-е изд. переработанное и дополненное. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. – М.: ВШ 1991. – 432 с.: ил.

A3_Val.dwg

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
нормализация НВ 140 187.
Неуказаныне предельные отклонения размеров: отверстий по
Кромки притупить R = 0

A1_SB__MM.dwg

Техническая характеристика
Редуктор с наружным расположением подшипниковых бобышек.
Боковые крышки выполнены накладными.
определяющие расположение элементов его оснащения
условно не представлены.
Число оборотов выходного вала nвых=306 обмин.
Передаточное число редуктора U=3
Крутящий момент на выходном валу Твых=160 Нм.
Объем масляной ванны - 3 л.
Технические требования
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть уплотнительной пастой типа "Герметик".
После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заеданий.
Осевой люфт в подшипниках:
- выходного вала - 0
- промежуточного вала - 0
обеспечить за счет подбора толщины прокладок.
Редуктор обкатать по 10..15 минут на всех режимах работы.
Пояснительная записка
Крышка ведущего вала сквозная
Крышка ведомого вала сквозная
Крышка ведомого вала глухая
Крышка ведущего вала глухая
Маслоотбойник ведомого вала
Маслоотбойник ведущего вала
Втулка ведущего вала
Втулка ведомого вала
Болт М8 х 20 ГОСТ 7798-70
Болт М10*42 ГОСТ 7798-70
Болт М14*105 ГОСТ 7798-70
Гайка М10 ГОСТ 15521-70
Гайка М14 ГОСТ 15521-70
Манжета 1-25*36-3 ГОСТ 8752-79
Манжета 1-36*45-3 ГОСТ 8752-79
ПОК 208 ГОСТ 27365-87
ПОК 306 ГОСТ 27365-87
Шпонка 6*6*28 ГОСТ 23360-79
Шпонка 10*8*40 ГОСТ 23360-79
Шпонка 14*9*56 ГОСТ 23360-79
Штифт 8*30 ГОСТ 3129-70
Уплотнение крышке ведомого вала
Уплотнение крышке ведущего вала