Двухскоростной шнековый питатель

СпецификацияПривод.spw

КПДМ.190602.65.0513.01.00
КПДМ.190602.65.0513.
Пояснительная записка
КПДМ.190602.65.0513.01.01.000.
Цепная звёздочка ведомая
Цепная звёздочка ведущая
Болт М20 х 70 ГОСТ 7798-70
Гайка М20 ГОСТ 5927-70
Шайба 20 Н ГОСТ 6402-70

Крышка корпуса.cdw

СЧ 18-36 ГОСТ 1412-85
КП.ДМ.190602.65.0513.01.01.002
* Размеры для справок
Неуказанные радиусы скруглений R = 4 6 мм.
Неуказанные предельные отклонения Н14
Несовпадение контуров отливок корпуса и крышки не более 2 мм.

Компановка.cdw

КП.ДМ.190602.65.0513.
рис 8.1. Эскизная компановка редуктора (Масштаб 1:2)

Зубчатое колесо.cdw

Межосевое расстояние
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП.ДМ.190602.65.0513.01.01.003
* Размеры для справок
Неуказаные скругления R 4

Сборочный.cdw

КП.ДМ.190602.65.0513.01.01.000.
Техническая характеристика
Мощность электродвигателя P = 15 кВт
Частота вращения вала электродвигателя n = 2920 обмин
Частота вращения выходного вала n = 185 обмин
Крутящий момент на выходном валу T = 572 Нм
Передаточное число редуктора u = 15
* Размеры для справок.
После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и заедания.
Редуктор обкатать по 10-15 мин. на всех режимах нагрузки.
Двигатель условно не показан

Вал.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
КП.ДМ.190602.65.0513.01.01.005
* Размеры для справок
Термообработка НР 150 190
Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий по H14
Неуказанные скругления R=0.5

Пояснительная записка.doc

1. Выбор ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА
Рис 1. Кинематическая схема механизма.
Коэффициент годового использования Кг = 03
Коэффициент суточного использования Кс = 05
1.2. Выбор электродвигателя
1.2.1. Определение общего КПД привода:
КПД цепной передачи с учётом потерь в опорах;
КПД зубчатой цилиндрической передачи с учётом потерь в опорах;
Таким образом общий КПД привода будет:
1.2.2. Требуемая мощность электродвигателя:
1.2.3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ:
Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель серии 4A160S2Y3 для которого кВт .
1.2.4. Определение передаточного числа привода:
Определяем общее передаточное отношение:
Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным ГОСТ 2185-66 числам на ступени:
окончательно принимаем
1.3. Кинематический расчет привода
1.3.1. Мощности на валах:
1.3.2. Часота вращения валов:
1.3.3. Угловые скорости валов:
1.3.4. Крутящие моменты на валах привода:
1.4. Значения частот вращения угловых скоростей мощностей и крутящих моментов на валах:
Крутящий момент T Нм
2.2. Выбор электродвигателя
2.2.1. Определение общего КПД привода:
2.2.2. Требуемая мощность электродвигателя:
2.2.3. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ:
2.2.4. Определение передаточного числа привода:
2.3. Кинематический расчет привода
2.3.1. Мощности на валах:
2.3.2. Часота вращения валов:
2.3.3. Угловые скорости валов:
2.3.4. Крутящие моменты на валах привода:
2.4. Значения частот вращения угловых скоростей мощностей и крутящих моментов на валах:
Вывод: расчёт ведём по более загруженному «условию №1»
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
1.1. На рис.2.1 приведена расчетная схема цепной передачи
1.1.1. Передаваемая мощность кВт
1.1.2. Крутящий момент на ведущей звездочке Н·м
1.1.3. Крутящий момент на ведомой звездочке Н·м
1.1.4. Передаточное число u=2
1.1.5. Угловая скорость на ведущей звездочке
Рис.2.1 Схема цепной передачи
2. Выбор типа цепи. Примем предварительно приводную втулочно-роликовую цепь двухрядную ПР по ГОСТ 13568-75
2.1. Шаг цепи определим по рекомендациям
при спокойной нагрузке
при межосевом расстоянии а =(30÷50)t
при наклоне цепи 60°
при периодическом регулировании натяжения цепи
при периодической смазке цепи
при двухсменной работе передачи
[p]=40 МПа [3] стр.36
m=2 число рядов цепи
мм. Примем t=3175 мм.
2.1.1. Окончательно выбираем цепь ПР-3175-89 ГОСТ13568-75. Шаг цепи
t =3175 мм диаметр ролика мм. Проекция опорной поверхности цепи А=мм. Разрушающая нагрузкаН. Погонная масса q=11кгм
3. Расчет основных параметров цепной передачи
3.1. Примем число зубьев - для ведущей звездочки
3.2. Число зубьев (нечетное)
3.3. Размеры ведущей звездочки
3.3.2. Размер окружности выступов
3.4. Число звеньев цепи или длина цепи в шагах
Примем ближайшее четное значение звеньев
3.5. Уточненное значение а
3.6. С учетом свободного провисания цепи примем расчетное значение
3.7. Средняя скорость цепи
4. Проверочный расчет
4.1. Расчетное давление в шарнирах цепи
где Н – окружное усилие в цепи
4.2. Запас прочности цепи
Н – очень малая величина
[S]=75 – нормативный запас прочности цепи
5. Усилия на валы цепной передачи
Направление силы вдоль оси соединяющей центры звездочек
РАСЧЁТ ТИХОХОДНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
Тип передачи - зубчатая с цилиндрическими прямыми зубьями
1.1. Крутящие моменты:
2. Число оборотов зубчатого колеса
1.3. Передаточное число u=315
1.6. Расчетная схема приведена на рис.3.1
Рис.3.1 Схема зубчатой передачи
2.1.Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем с учётом рекомендации табл. 4.1.4 (3) материалы со средними механическими характеристиками :
Примем для колеса и шестерни одинаковую сталь 45
2.1.1. Для колеса примем твердость HB 200
2.1.2. Для шестерни -твердость HB210
2.1.3. Такая твердость соответствует термообработке улучшения. Термообработка заготовки производится до нарезания зубьев
2.1.4. Механические характеристики стали 45
МПа- предел прочности
МПа- предел текучести
2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания
где длительный предел выносливости при базовом числе циклов
для шестерни (=2*210+70=490 МПа
для колеса (=2*240+70=550 МПа
- коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности
циклов - базовое число циклов нагружения
циклов при непрерывной работе для шестерни
т.к. >10 то =1 для обоих колес
2.3. Расчетное значение
3. Проектный расчет зубчатой передачи
3.1. Здесь основным критерием расчета является предотвращение усталостного поверхностного выкрашивания. Из этого условия рассчитывают межосевое расстояние
где для прямозубых колес
Примем по стандарту мм
4. Расчет основных размеров передачи
4.1. Примем модуль m=(001÷002) ÷4 мм. Примем в расчет m=4мм
4.2 Определю числа зубьев шестерни и колеса:
Для колеса . Примем зубьев
4.2.1 Уточним передаточное число
4.5. Размеры шестерни
4.5.1. Диаметр делительной окружности мм
4.5.2. Диаметр окружности впадин мм
4.5.3. Диаметр окружности выступов мм
4.5.4. Ширина венца шестерни мм.
4.5.5. Уточненное значение
4.6.4. (4 ÷ 10)= 80 мм
4.7. Назначим 8 степень точности колес при скорости мс
При такой скорости для прямозубых колёс следует принять 8-ую степень точности.
5. Проверочные расчеты передачи
5.1 Расчетное контактное напряжение
где КH – коэффициент нагрузки.
где КНa– коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KHa = 1 – для прямозубых колес
КНb = 105 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца
KHv = 105 – динамический коэффициент
KH = 105·10510 = 110
МПа МПа - Проверка выполняется
6. Расчет усилий в зацеплении
РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ЗУБЧАТОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
1.2. Угловая скорость зубчатого колеса
1.3. Передаточное число u=5
1.4. Ресурс работы часа
1.5. Расчетная схема приведена на рис.4.1
Рис. 4.1 Схема зубчатой передачи
2.1. Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи выбираем с учётом рекомендации табл. 4.1.4 (3) материалы со средними механическими характеристиками :
Примем для колеса и шестерни одинаковую сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой до разной твердости
2.1.1. Для колеса зубья должны иметь твердость HB270
2.1.2. Для шестерни -твердость выше HB250
для колеса (=2*2190+70=450 МПа
2.4. Расчетное значение
2.5. Расчетное значение
3.1. Примем по расчёту тихоходной передачи мм
4.1. Примем модуль m=(001 ÷ 002)хaW = 2 ÷ 4 мм. Примем в расчет m=4мм
4.2. В расчёт возьмём = 20°- угол наклона зуба
4.3. Определю числа зубьев шестерни и колеса:
4.3.1. Уточним передаточное число
4.3.2. Уточним значение угла наклона зубьев
4.4. Окончательно примем =1626°
4.6.4. (4 ÷ 10)=64 мм
4.7. Назначим 8 степень точности колес при скорости мс
где численное значение для стальных колес
коэффициент торцевого перекрытия
при 8 степени точности и V=2 мс
при V=2 мс и 8 степени точности
МПа МПа МПа - Проверка выполняется.
Предварительный расчёт валов редуктора
1. Предварительный расчет валов проводят на кручение при пониженных значениях допускаемых напряжений
2. Предварительный расчет вала 1
Примем внутренний размер по диаметру вала двигателя
Размер под шестерню
3. Предварительный расчет вала 2
Размер под зубчатое колесо
Размер под подшипники
4. Предварительный расчет вала 3
4. Предварительный расчет вала 4
Размер под цепную звёздочку
Определение конструктивных размеров деталей передач
1.1.1. Расчетный диаметр вала на котором находится ведущая звездочка рассчитан ранее мм. В расчет введем диаметр мм
1.2. Основные размеры звездочек
1.2.1. А=3576 мм- расстояние между зубьями по ГОСТ13568-75
1.2.4. мм – ширина венца звездочки
Рис.6.3 Конструкция цепной звездочки
2. Конструктивные размеры зубчатого колеса
2.1. Диаметр вала под колесо
2.2. Основные размеры колеса (см. рис.6.2 )
2.5. не менее 8мм. Примем мм
Рис.6.2 Конструкция зубчатого колеса
3. Конструктивные размеры зубчатого колеса
3.1. Диаметр вала под колесо
3.2. Основные размеры колеса (см. рис.6.3 )
3.5. не менее 8мм. Примем мм
Рис.6.3 Конструкция зубчатого колеса
Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
Примем что корпус разрабатываемого редуктора выполнен литьем из чугуна СЧ 12- 28 ГОСТ 1412-75. Корпус состоит из основания корпуса и крышки корпуса соединенных между собой болтами. Разъем корпуса горизонтальный по плоскости вала зубчатого колеса.
1. Расчет основных размеров элементов корпусных деталей:
Толщина стенки основания корпуса :
где а = 200мм – межосевое расстояние зубчатой передачи
менее 8мм из чугуна стенки не рекомендуется
2 Толщина стенки крышки корпуса :
3 Толщина соединительных фланцев крышки и корпуса
4 Толщина нижнего пояса основания корпуса
Примем размеры болтов
5 Фундаментные болты крепящие редуктор к раме
Примем болты с резьбой М20. Число болтов – 4.
6 Болты соединяют основание корпуса с крышкой корпуса у подшипников
Примем болты с резьбой М12 число болтов – 6
Другие размеры корпусных деталей назначаются при окончательной разработки конструкции корпуса на втором этапе компоновки.
Первый этап компоновки редуктора
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции: разрез по осям валов (Рис.8.1)
Размечаем положение валов вычерчиваем вал-шестерни и зубчатые колеса.
Принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса с = 10мм.
Принимаем расстояние между внутренней стенкой корпуса и наружным кольцом подшипника с1 = 5 мм.
Разработка расчётных схем привода
Рис.8.2 Компоновка привода
1. Разработка расчетной схемы вала I
1.1. Расчетную схему разрабатываем на основе рис.8.2 для принятого варианта компоновки в осях XYZ
Рис.8.3 Разработка расчетной схемы ведущего вала I
2. Разработка расчетной схемы вала II
2.1. Расчетную схему разрабатываем на основе рис.8.2 для принятого варианта компоновки в осях XYZ
Рис.8.4 Разработка расчетной схемы ведущего вала II
3. Разработка расчетной схемы вала III
3.1. Расчетную схему разрабатываем на основе рис.8.2 для принятого варианта компоновки в осях XYZ
Рис.8.5 Разработка расчетной схемы ведущего вала III
Предварительно назначаем роликовые радиально упорные ролико подшипники по диаметру вала в месте посадки подшипников
d = 40 мм d = 60 мм.
Проверочный расчет валов на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения
1. Проверочный расчёт ведущего вала
1.1. Исходные данные
1.1.1. Расчётная схема ведущего вала (Рис 9.1.1)
Рис 9.1.1 схема ведущего вала
1.1.2. Геометрические характеристики вала
1.1.3. Усилия действующие на шестерне
Ft11 = 1176 H; Fr11 = 343 H; Fa11 = 428 Н; M11 = 14 Нм.
1.1.4. Крутящий момент передаваемый валом
1.2. Определим реакции в опорах
1.2.1. В плоскости x-z
1.2.2. В плоскости y-z
1.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
1.3.1. Рассмотрим участок
1.4. Суммарный наибольший момент в сечении
1.5. Суммарный наибольший момент в сечении
1.6. Диаметр в опасном сечении вала
рис 9.1.2 Эпюры внутренних силовых факторов 4-того вала
2. Проверочный расчёт среднего вала
2.1. Исходные данные
2.1.1. Расчётная схема ведущего вала (Рис 9.2.1)
Рис 9.2.1 схема среднего вала
2.1.2. Геометрические характеристики вала
2.1.3. Усилия действующие на шестерне
Ft21 = 3938 H; Fr21 = 1433 H.
2.1.4. Усилия действующие на колесе
Ft12 = 1135 H; Fr12 = 331 H; Fa12 = 413 Н; M2 =69 Нм.
2.1.5. Крутящий момент передаваемый валом
2.2. Определим реакции в опорах
2.2.1. В плоскости x-z
2.2.2. В плоскости y-z
2.2.4. Проверка выполняется
2.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
2.3.1. Рассмотрим 1 участок
при z1 = 0 M z1 = l1 Mx1 = 625
при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l1 My1 = 221
2.3.2. Рассмотрим 2 участок
при z2 = 0 Mx1 = 625
при z2 = 0 My1 = 221
2.3.3. Рассмотрим 3 участок
при z3 = 0 M z3 = l3 Mx1 = 554
при z3 = 0 My1 = 0; z3 = l3 My1 = 1194
2.4. Суммарный наибольший момент в сечении
2.5. Суммарный наибольший момент в сечении
2.6. Диаметр в опасном сечении вала
рис 9.2.2 Эпюры внутренних силовых факторов 3-его вала
3. Проверочный расчёт ведомого вала
3.1. Исходные данные
3.1.1. Расчётная схема ведущего вала (Рис 9.3.1)
Рис 9.3.1 схема ведомого вала
3.1.2. Геометрические характеристики вала
3.1.3. Усилия действующие на колесе
Ft22 = 3763 H; Fr22 = 1370 H;
2.1.4. Усилия действующие на шкиве
3.1.5. Крутящий момент передаваемый валом
3.2. Определим реакции в опорах
3.2.1. В плоскости x-z
3.2.2. В плоскости y-z
3.2.4. Проверка выполняется
3.3. Определим значение изгибающих моментов в сечениях вала
3.3.1. Рассмотрим 1 участок
при z1 = 0 My1 = 0; z1 = l1 My1 = -474
3.3.2. Рассмотрим 2 участок
при z2 = 0 My1 = -474
при z3 = 0 M z3 = l2 Mx1 = -452
при z3 = 0 My1 = 0; z3 = l2 My1 = -361
3.4. Суммарный наибольший момент в сечении
3.5. Суммарный наибольший момент в сечении
3.6. Диаметр в опасном сечении вала
рис 9.3.2 Эпюры внутренних силовых факторов 2-ого вала
Проверка долговечности подшипников
На основе предыдущих расчётов
1.1.1. Радиальные нагрузки в опорах
1.1.2. Угловая скорость вала
1.1.3. Принятый диаметр вала
1.2. Расчёт подшипников на долговечность
1.2.1. По диаметру вала выбираем подшипники
поставленные в "распор" 7208
1.2.2. Размеры подшипника
d x D x B = 40 x 80x 1975
1.2.3. Динамическая грузоподъёмность
1.2.4. Статическая грузоподъёмность
1.2.6 Коэффициенты е = 037; Y = 15.
Рис 10.1. Схема нагружения подшипников
1.3. Дополнительные осевые силы
1.4. Приведенная нагрузка для опоры В
где V=1 при вращении внутреннего кольца
X и Y рассчитываются: при то
1.5. Приведенная нагрузка для опоры С
где X и Y при то X=1 Y=0
1.6. Расчетная долговечность
Расчет ведем по опоре В
2.1.1. Радиальные нагрузки в опорах
2.1.2. Угловая скорость вала
2.1.3. Принятый диаметр вала
2.2. Расчёт подшипников на долговечность
2.2.1. По диаметру вала выбираем подшипники
поставленные в "распор" 7212
2.2.2. Размеры подшипника
d x D x B = 60 x 110 x 2375
2.2.3. Динамическая грузоподъёмность
2.2.4. Статическая грузоподъёмность
2.2.6 Коэффициенты е = 037; Y = 15.
Рис 10.2. Схема нагружения подшипников
2.3. Дополнительные осевые силы
2.4. Приведенная нагрузка для опоры D
X и Y рассчитываются: при то X = 1 Y =0
2.4. Приведенная нагрузка для опоры E
где X и Y при то X = 1 Y =0
2.6. Расчетная долговечность
Расчет ведем по опоре D
Проверка прочности шпоночных соединений
1. Наиболее распространены шпоночные соединения с использованием призматических ненапряженных шпонок по ГОСТ 23.360-78
Сечение шпонки выбираем по диаметру вала по ГОСТ 23.360-78
Длина шпонки согласуется с ГОСТ 23.360-78
Число шпонок не более трех.
Материал шпонок – сталь 45 ГОСТ 1050-70 с
Обозначение шпонок по стандарту.
Рис.1 К расчету шпоночного соединения
Крутящий момент на валу
1.1.1 Диаметр вала под шестерней
Длина ступицы зубчатого шестерни
1.2. Выбор шпонки под зубчатое колесо
Шпонка 10 x 8 x 56 ГОСТ 23.360-78
где при стальной ступице и при чугунных ступицах
Одной шпонки достаточно
1.1.1 Диаметр вала под зубчатое колесо
Длина ступицы зубчатого колеса
Шпонка 14 x 9 x 70 ГОСТ 23.360-78
3.1.1 Диаметр вала под зубчатое колесо
3.2. Выбор шпонки под зубчатое колесо
Шпонка 18 x 11 x 70 ГОСТ 23.360-78
3.1.1 Диаметр вала под цепную звёздочку
Длина ступицы цепной звёздочки
3.2. Выбор шпонки под цепной звёздочкой
Шпонка 16 x 10 x 70 ГОСТ 23.360-78
Уточненный расчет валов
1 Проверка на усталостную прочность ведущего вала
1.1.1. Суммарный наибольший момент в сечении
1.1.2. Напряжения в опасном сечении вала
1.1.3. Проверочный расчёт ведущего вала
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям
= 185 - концентратор напряжения
( - масштабный фактор и фактор качества поверхности)
1.1.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
= 14 - концентратор напряжения
= 01 - легированная сталь
1.1.5. Общий запас прочности
1.1.6. Условие прочности выполняется
S > [S] где [S] = 15 ÷ 25
1.1.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
1.2.1. Суммарный наибольший момент в сечении
1.2.3. Проверочный расчёт ведущего вала
1.2.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
1.2.6. Условие прочности выполняется
1.2.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
2 Проверка на усталостную прочность среднего вала
2.1.1. Суммарный наибольший момент в сечении
2.1.2. Напряжения в опасном сечении вала
2.1.3. Проверочный расчёт среднего вала
2.1.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
2.1.5. Общий запас прочности
2.1.6. Условие прочности выполняется
2.1.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
2.2.1. Суммарный наибольший момент в сечении
2.2.2.Напряжения в опасном сечении вала
где d = 0045 м - диаметр вала
b = 0014 м - ширина шпоночного паза
t1 = 00055 м - глубина паза на валу
2.2.3. Проверочный расчёт среднего вала
2.2.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
2.2.5. Общий запас прочности
2.2.6. Условие прочности выполняется
2.2.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
3 Проверка на усталостную прочность ведомого вала
3.1.1. Суммарный наибольший момент в сечении
3.1.2. Напряжения в опасном сечении вала
3.1.3. Проверочный расчёт ведомого вала
3.1.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
3.1.5. Общий запас прочности
3.1.6. Условие прочности выполняется
3.1.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
3.2.1. Суммарный наибольший момент в сечении
3.2.2.Напряжения в опасном сечении вала
где d = 0065 м - диаметр вала
b = 0018 м - ширина шпоночного паза
t1 = 0007 м - глубина паза на валу
3.2.3. Проверочный расчёт ведомого вала
3.2.4. Коэффициент запаса по касательным напряжениям
3.2.5. Общий запас прочности
3.2.6. Условие прочности выполняется
3.2.7. Вывод - принятые размеры вала обеспечат его прочность
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение элементапередачи примерно на 10-20 мм.
Принимаем масло индустриальное для гидравлических систем без присадок И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4 - 87.
Определим количество масла:
V = (04 08)Рвых = (04 08)10 = 4 8 л.
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол - 24 по ГОСТ 21150 - 75.
Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа 1991 г. – 432с.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов С.А.Чернавский К.Н.Боков И.М.Чернин и др.-М.:Машиностроение 1988.-416 с.

СпецификацияСборочный.spw

КПДМ.190602.65.0513.01.01
КПДМ.190602.65.0513.01.01.
КПДМ.190602.65.0513.
Пояснительная записка
КПДМ.190602.65.0513.01.01.002
КПДМ.190602.65.0513.01.01.003
КПДМ.190602.65.0513.01.01.005
Болт М18 х 40 ГОСТ 7805-70
Болт М14 х 52 ГОСТ 7805-70
Болт М10 х 32 ГОСТ 7805-70
Болт М8 х 28 ГОСТ 7805-70
Рым-болт М16.19 ГОСТ 4751-73
Винт М6 х 25 ГОСТ 1491-80
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Мaнжета 1-55 х 80-1 2 ГОСТ 8752-79
Подшипник 7205 ГОСТ 27365-87
Подшипник 7206 ГОСТ 27365-87
Шайба 14 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 14 х 9 х 70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78
Шпонка 16 х 10 х 70 ГОСТ 23360-78

Привод.cdw

КП.ДМ.190602.65.0513.01.00.
Техническая характеристика
Передаваемая мощность
Угловая скорость ведомого вала
Вращающий момент на ведомом валу
Режим работы: средний
Передаточное число редуктора
Технические требования
* Размеры для справок
Привод обкатать без нагрузки в течении 1 часа. Стук и резкий
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
Ведомая цепная звёздочка условно не показана