Модернизация привода главного движения станка 1А616

Чертеж 2 коробка скор.cdw

Чертеж1 Кинематика.cdw

Технические характеристики
Наибольший диаметр обрабатываемой заготовки
Наибольшая длина обрабатываемой детали
Диапазон частот вращения шпинделя
Число ступеней оборотов шпинделя 16
Возможность переключения скоростей на ходу есть
Наибольшее число резцов в резцедержателе 4
Наибольшее перемещение суппорта
- блокирвка рукояток есть
- наибольшее перемещение пиноли
КП КСиСА.36.01.01.1А616.00.00.000 КЗ

Чертеж3 Коробка скор свёртка.cdw

Чертёж 4 Шпиндель.cdw

Радиальное биение конца шпинделя в сборе
Нагрев на наружном кольце переднего подшипника при
установлении теплового равновесия не должен превышать 70
Узел обкатывать в течение 30 минут на 2000 мин
КП КСиСА.36.01.01.1А616.04.00.000

ПЗ.doc

Расчёт технических характеристик станка5
Выбор оптимальной структуры привода 7
Кинематический расчёт привода9
Расчёт элементов коробки скоростей 15
1 Расчёт зубчатой передачи15
2 Расчёт ременной передачи22
4 Расчёт подшипниковых узлов27
Обоснование и выбор конструкции шпинделя28
Расчёт шпиндельного узла узла30
1 Выбор конструкции шпиндельного узла30
2 Расчет шпиндельного узла на точность31
3 Расчет шпиндельного узла на жёсткость35
4 Расчет шпинделя на виброустойчивость35
Выбор системы управления 36
Указание мер безопасности 40
Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения. Непрерывное совершенствование и развитие машиностроения связано с прогрессом станкостроения поскольку металлорежущие станки с некоторыми другими видами технологических машин обеспечивают изготовление любых новых видов оборудования.
К важнейшим требованиям предъявляемым к проектируемой машине относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации удобство и безотказность обслуживания надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев важнейшие среди которых - прочность надёжность износостойкость жёсткость виброустойчивость теплостойкость технологичность.
В данном курсовом проекте производится модернизация привода главного движения станка 1А616. В ходе выполнения курсового проекта определим назначение станка особенности его конструкции выполняемые им операции.
Необходимо произвести расчёт технических характеристик станка. Спроектировать привод главного движения и произвести его кинематический расчёт расчёт зубчатых передач валов подшипников. Произвести проектирование шпиндельного узла рассчитать его на жёсткость и виброустойчивость. Выбрать тип и систему смазки.
Расчёт технических характеристик станка
Рассчитаем технические характеристики станка для этого определим режимы резания силу резания и мощность.
Исходными данными для определения максимальной силы резания и необходимой мощности привода будут:
- максимальный диаметр обрабатываемой детали Dmax=320 мм
- минимальный диаметр обрабатываемой детали
dmin= dma принимаем dmin=40 мм
- обрабатываемый материал Сталь 45 в=750 МПа;
- инструментальный материал - твердый сплав быстрорежущая сталь.
Для определения технических характеристик станка определим расчетную и максимальную скорости резания для точения и минимальную скорость резания при нарезании резьбы метчиком.
Расчет режимов резания и выбор поправочных коэффициентов производим по[1]:
Скорость резания определим по формуле:
где: Т- стойкость инструмента мин
t - глубина резания мм
Кv- общий поправочный коэффициент на скорость резания.
Cv- коэффициент скорости резания.
m x y - показатели степени.
Стойкость инструмента: Т=90 мин.
Глубина резания: t= 35 мм.
Значение коэффициента CV и показателей степеней:
Cv=340; х=015; y=045; m=02;
Общий поправочный коэффициент учитывающий фактические условия резания:
где KMV =10 - поправочный коэффициент на обрабатываемый материал;
KИV =10 - поправочный коэффициент на инструментальный материал;
KПV =08 - поправочный коэффициент учитывающий состояние
поверхности заготовки.
Подставив числовые значения получим:
Частоту вращения определим по формуле:
Определим максимальную силу резания.
где: Cp - поправочный коэффициент;
КMP - поправочный коэффициент на качество обрабатываемого
Значения коэффициентов и показателей степени по [1]:
Коэффициент учитывающий фактические условия обработки:
где - коэффициенты учитывающие обрабатываемый
материал геометрию инструмента
Эффективную мощность резания определяем по формуле:
Выбор оптимальной структуры привода
Мощность привода определяется по формуле:
где Pэ - наибольшая эффективная мощность резания кВт
- КПД привода главного движения.
Выбор электродвигателя произведём по наибольшей требуемой мощности 75 кВт. По заданию двигатель должен иметь двухступенчатое регулирование.
Выбираем асинхронный электродвигатель АИР132S4S8У3 мощностью 75 при частотах вращения 730 и 1350 мин-1 соответственно (синхронная частота 7501500 мин-1).
Электродвигатель АИР132S4S8У3:
- мощность электродвигателя Nдв= 75 кВт;
- синхронная частота вращения n=750 мин-1;
- номинальная частота вращения n=730 мин-1;
- синхронная частота вращения n=1500 мин-1;
- номинальная частота вращения n=1350мин-1;
- коэффициент полезного действия =875 %.
Приводы бывают нераздельными и раздельными. Нераздельный привод выполняется в виде комплекса коробки скоростей и шпиндельного узла помещаемых в общий корпус. Такая конструкция компактна но имеет неудовлетворительные динамические характеристики и теплостойкость так как колебания и выделяемая в коробке теплота передаются на шпиндель. Раздельный привод состоит из коробки скоростей и шпиндельной бабки выполненных в разных корпусах. Движение от последнего вала коробки скоростей поступает к шпиндельной бабке через ременную передачу. Для увеличения диапазона регулирования в шпиндельную бабку встраиваем перебор. Шпиндельный узел в раздельном приводе нагревается меньше. Колебания возникающие в коробке скоростей на шпиндельный узел не передаются.
Для компоновки приводов с автоматической коробкой скоростей (АКС) на основе электромагнитных муфт характерны большой диапазон регулирования частоты вращения шпинделя при постоянной мощности высокая жесткость механической характеристики высокий КПД сравнительно низкая стоимость. При применении автоматической коробки скоростей регулирование частоты вращения возможно под нагрузкой. В моменты пуска торможения реверса а также при прерывистом и неравномерном резании в приводе возникают динамические нагрузки. Их значение и характер зависят от структуры привода и его динамических свойств.
Исследование главных приводов токарных станков с автоматической коробкой скоростей показало что при импульсном возмущении лучшим по критерию динамических нагрузок является привод в котором имеются ременная передача между двигателем и входным валом АКС и ременная передача между выходным валом АКС и шпиндельной бабкой (ШБ). Из-за ограничений на максимальный диаметр шкива и число ремней рекомендуется применять узкие клиновые и поликлиновые ремни.
Исходя из вышесказанного выбираем оптимальную структуру привода главного движения токарно-винторезного станка модели 1А616 показанную на рисунке 2.1
Рисунок 2.1 - Структура привода
Кинематический расчёт привода
У заводской модификации станка 1А616 максимальная частота вращения шпинделя: nmax=2240 мин-1. Принимаем её за максимальную возможную для модернизированного станка. Расчётная минимальная частота вращения шпинделя: nmin=84 мин-1
Знаменатель геометрического ряда для базового станка j=126
Составим структурную формулу привода.
Выбираем оптимальный вариант конструктивного исполнения по соотношению количества групповых передач и числа передач в каждой группе: вариант 16=2 ·2 ·2 ·2 - имеет большие радиальные размеры множительной структуры больше групповых передач меньше передач в группах.
. Вариант 16=23·31·22·28 даёт возможность получения частот вращения шпинделя с меньшими погрешностями используя больший вариант вариаций сцепления зубчатых пар.
Принимаем исправленную множительную структуру с частичным наложением частот.
Рисунок 3.1 – Структурная сетка привода
Для знаменателя j=126 выписываем стандартные частоты вращения шпинделя в таблицу 3.1
Таблица 3.1 - Частоты вращения шпинделя (стандартизованные)
Рисунок 3.2 - Кинематическая схема привода
Исходя из кинематической схемы привода строим график частот
Рисунок 3.2 - График частот вращения шпинделя
Определяем фактические передаточные отношения для каждой передачи
Зная i1=08 выберем из стандартного ряда диаметры шкивов:
d1=135 тогда d2=168.
i1= d1d2=135168=08 (3.3)
Выбираем суммарное число зубьев Z=90 и определяем числа зубьев всех передач.
Результаты расчётов сведём в таблицу 3.2.
Таблица 3.2 - Передаточные отношения.
Суммарное число зубьев z
Определяем фактические частоты и их отклонения от стандартных значений:
n1ф = nЭ1 · iр1ф · i2ф · i5ф · i7ф · i9ф=730·08·0636·08·025·10=782
n2ф = nЭ1 · iр1ф · i3ф · i5ф · i7ф · i9ф=730·08·08·08·025·10=984
n3ф = nЭ1 · iр1ф · i4ф · i5ф · i7ф · i9ф=730·08·1·08·025·10=1228
n4ф = nЭ1 · iр1ф · i3ф · i6ф · i7ф · i9ф=730·08·08·125·025·10=156
n5ф = nЭ1 · iр1ф · i4ф · i6ф · i7ф · i9ф=730·08·1·125·025·10=1965
n6ф = nЭ2 · iр1ф · i4ф · i5ф · i7ф · i9ф=1350·08·1·08·025·10=246
n7ф = nЭ2 · iр1ф · i3ф · i6ф · i7ф · i9ф=1350·08·08·125·025·10=309
n8ф = nЭ2 · iр1ф · i4ф · i6ф · i7ф · i9ф=1350·08·1·125·025·10=3975
n9ф = nЭ1 · iр1ф · i2ф · i5ф · i8ф · i9ф=730·08·0636·08·157·10=4885
n10ф = nЭ1 · iр1ф · i3ф · i5ф · i8ф · i9ф=730·08·08·08·157·10=6168
n11ф = nЭ1 · iр1ф · i4ф · i5ф · i8ф · i9ф=730·08·1·08·157·10=7835
n12ф = nЭ2 · iр1ф · i2ф · i5ф · i8ф · i9ф=1350·08·0636·08·157·10=9828
n13ф = nЭ2 · iр1ф · i3ф · i5ф · i8ф · i9ф=1350·08·08·08·157·10=12182
n14ф = nЭ2 · iр1ф · i4ф · i5ф · i8ф · i9ф=1350·08·1·08·157·10=15585
n15ф = nЭ2 · iр1ф · i3ф · i6ф · i8ф · i9ф=1350·08·08·125·157·10=19956
n16ф = nЭ2 · iр1ф · i4ф · i6ф · i8ф · i9ф=1350·08·1·125·157·10= 24395
Определим относительные отклонения фактических частот от стандартных.
Найденные относительные отклонения фактических частот не превышают [d]=26%. Так как погрешность отклонения всех фактических частот от стандартных не превысили допустимого значения следовательно числа зубьев подобраны верно.
Определяем расчетную частоту вращения шпинделя и строим расчетную цепь: (3.5)
По графику частот принимаем пР=250 мин-1
Рассчитаем крутящие моменты на валах привода.
Крутящий момент на валу электродвигателя рассчитывается по формуле:
где ТI – крутящий момент на первом валу Нм
Nэ – мощность электродвигателя кВт
nэ – частота вращения вала двигателя мин-1
- к.п.д. муфты ( =098).
Крутящий момент на каждом последующем валу рассчитывается по формуле:
ii – передаточное отношение между валами.
где - к.п.д. ременной передачи ( =096).
Общий к.п.д. привода ГД:
Теоретический наибольший расчетный момент на валу шпинделя:
Расчёт элементов привода
Проектный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на
выносливость зубьев при изгибе
Рассчитаем самую нагруженную зубчатую передачу с передаточным отношением i=025. Данная передача является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z1 и колеса 2 с числом зубьев z2.
Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1 а параметрам колеса -2.
Материал колеса и шестерни: Сталь 25ХГМ термообработка колеса и шестерни – нитроцементация с закалкой; твёрдость поверхности зубьев -
HRCЭ 58 60 твёрдость сердцевины зубьев - HRCЭ 32 45.
Модуль передачи должен удовлетворять условию [2]:
где km - вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач km=13;
M1F - исходный расчетный крутящий момент на шестерне M1F=560 Нм;
KF - коэффициент нагрузки для шестерни; KF=14;
z1 - число зубьев шестерни; z1=18;
YF1- коэффициент учитывающий форму зуба; YF1=41;
bm- отношение ширины колеса b к модулю m;
Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям: bm=8.
Допустимое напряжение при изгибе:
FP=04FlimbkFL (4.2)
где Flimb =1000 - предел выносливости материала зубьев МПа.
kFL -коэффициент режима нагружения и долговечности.
где mF - показатель кривой усталости;
NF0 - базовое число циклов перемены напряжений при изгибе;
NFE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Для зубчатых колёс подвергаемых нитроцементации принимают mF=9 и NF0=107.
NFE=60×n×t×Н=60×1000×1040125=75×107 (4.4)
где n - частота вращения мин-1;
t =104 - расчетный срок службы передачи ч;
Н=0125 - для лёгкого режима нагружения.
Так как NFE> NF0 то принимаем kFL=1.
Определим основные геометрические параметры передачи:
Делительные диаметры найдём по формуле:
Межосевое расстояние передачи аW:
Диаметры вершин и диаметры впадин зубьев:
Подставив значения в формулы 4.7 и 4.8 получим:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
df2=360-25×5=3475 мм;
Рекомендуется ширину венца принимать равной 6-10 модулям (меньше для подвижных колёс).
Проектный расчёт передачи на контактную выносливость
Начальный диаметр шестерни должен удовлетворять условию [2]:
где kd - вспомогательный коэффициент kd=770 для прямозубых передач;
kH - коэффициент нагрузки; kH=14;
u - передаточное число (u ≥ 1);
bd - отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни bd=038;
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:
где Hlimb - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев
SH-коэффициент безопасности SH=12;
Условие выполняется так как dw1=104>90 мм.
Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе
Удельная расчетная окружная сила (Н) [2]:
(4.12) где Ft - расчётная окружная сила Н;
b - ширина венца по основанию зуба мм;
kFV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении которая возникает вследствие колебаний масс колёс и ударов в зацеплении;
kFb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца которая возникает вследствие погрешностей изготовления колёс упругих деформаций валов зазорах в подшипниках;
kFa - коэффициент учитывающий при расчёте прямозубых передач распределение нагрузки между зубьями.
Коэффициенты: kFV=1; kFb=125; kFa=1.
Расчётное напряжение изгиба зубьев:
где YF - коэффициент формы зуба YF=41;
Ye - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев: Ye=1;
Yb - коэффициент учитывающий наклон зуба Yb=1.
Подставив значения в формулу 4.13 получим:
Допускаемое напряжение при расчёте зубьев на выносливость при изгибе:
kFg - коэффициент учитывающий влияние шлифования переходной
поверхности зубьев kFg=07;
kFa - коэффициент учитывающий влияние упрочнения переходной
поверхности зубьев в результате механической обработки kFa=13;
kFc - коэффициент учитывающий особенности работы зубьев при
передаче реверсивной нагрузки kFc=10;
kFL - коэффициент режима нагружения и долговечности kFL=10;
YS - коэффициент отражающий чувствительность материала к
концентрации напряжений;
YR - коэффициент учитывающий параметры шероховатости
переходной поверхности зуба YR=12;
SF - коэффициент безопасности;
Коэффициент YS находим по формуле
YS=11×m-009=11×5-009=095; (4.15)
Коэффициент безопасности находим по формуле:
где S’F - коэффициент безопасности учитывающий нестабильность
свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой
S’’F - коэффициент учитывающий способ получения заготовки S’’F=1.
Подставив значения в формулу 4.16 получим:
Подставив значения в формулу 4.14 получим:
В нашем случае sFP=670 МПа>sF1=318 МПа т.е. проверка на выносливость зубьев при изгибе выполняется.
Расчёт передачи на контактную выносливость зубьев
Удельную окружную силу находим по формуле [2]:
где Ft - расчётная окружная сила Н;
kНV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
kНb - коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца kНb=125;
kНa - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между
KHa=1+00025(017N)4v+002(N-6)135 (4.18)
где N=7 – степень точности зубчатой передачи;
v – окружная скорость в зацеплении мс
KHa=1+00025(0177)4471+002(7-6)135=104.
Подставив значения в формулу 4.1.16 получим:
Расчётное контактное напряжение находим по формуле:
где zH - коэффициент учитывающий форму сопряжённых поверхностей
зубьев в полюсе зацепления zH=176;
zM - коэффициент учитывающий механические свойства материала
сопряжённых зубчатых колёс для колёс из стали zM=274;
ze - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
Коэффициент ze определяем в зависимости от коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.
Так как передача прямозубая то =0.
Подставив значения в формулу 4.19 получим:
где zR - коэффициент учитывающий параметр шероховатости
поверхностей зубьев zR=1;
zv - коэффициент учитывающий окружную скорость v zv=1;
kL - коэффициент учитывающий влияние смазочного материала kL=1;
kHL - коэффициент режима нагружения и долговечности;
SH - коэффициент безопасности;
Коэффициент режима нагружения и долговечности kHL определяется по формуле:
где mH - показатель кривой усталости;
NH0 - базовое число циклов перемены напряжений при изгибе NF0=120106;
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
NHE=60×n×t=60×1000×1040125=75×106 (4.23)
t =104 - расчетный срок службы передачи ч.
Так как NHE NH0 то принимаем по графику kHL=12.
Подставив значения в формулу 4.21 получим:
В нашем случае sHP=1350 МПа >sH=754 МПа что удовлетворяет условию.
Для остальных передач:
диаметры делительные: d1=m·Z1=2·35=70 мм;
d2=m·Z2=2·55=110 мм;
da1=d1+2m=70+2·2=74 мм;
da2=d2+2m=110+2·2=114 мм;
df1=d1-2m(ha+с)=70-2·2· (1+025)=65 мм;
df2=d2-2m(ha+с)=110-2·2· (1+025)=105 мм;
Ширина венца колеса:
b2=ba*aW=025·90=125 мм принимаем 22 мм
Ширина венца шестерни:
b1=b2+(5 10)=22+8=30 мм;
диаметры делительные: d1=m·Z1=2·45=90 мм;
da1=d1+2m=90+2·2=94 мм;
da2=d2+2m=90+2·2=94 мм;
df1=d1-2m(ha+с)=90-2·2· (1+025)=85 мм;
df2=d2-2m(ha+с)=90-2·2· (1+025)=85 мм;
b2=ba·aW=025·90=225 мм принимаем 22 мм
диаметры делительные: d1=m·Z1=2·40=80 мм;
d2=m·Z2=2·50=100 мм;
da1=d1+2m=80+2·2=84 мм;
da2=d2+2m=10+2·2=104 мм;
df1=d1-2m(ha+с)=80-2·2· (1+025)=75 мм;
df2=d2-2m(ha+с)=100-2·2·(1+025)=95 мм;
b2=ba*aW=025·90=225 мм принимаем 22 мм
диаметры делительные: d1=m·Z1=5·55=275 мм;
d2=m·Z2=5·35=175 мм;
da1=d1+2m=275+2·5=285 мм;
da2=d2+2m=175+2·5=185 мм;
df1=d1-2m(ha+с)=275-2·5· (1+025)=2625 мм;
df2=d2-2m(ha+с)=175-2·5· (1+025)=1625 мм;
b2=ba*aW=025·225=5625 мм принимаем 58 мм
b1=b2+(5 10)=58+8=64 мм;
2 Расчет ременной передачи
В зависимости от сечения ремня могут применяться следующие ременные передачи: плоскоременная клиноременная поликлиновая.
Рисунок 4.1 – Виды ременной передачи: а – плоскоременная
б – клиноременная в – поликлиновая
При применении поликлиновой ременной передачи уменьшается консольная нагрузка на вал смягчаются динамические нагрузки и снижаются габариты передачи по сравнению с клиноременной передачей поэтому принимаем поликлиновую передачу.
Задаемся расчетным диаметром ведущего и ведомого шкивов d1=112 мм d2=140 мм так как передаточное отношение и=08 в соответствии с требованиями ГОСТ 20889.
Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения:
где Рном=75 кВт – номинальная мощность потребляемая приводом;
Ср=10 – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы.
Принимаем сечение B.
Определяем линейную скорость ремня:
Определяем рекомендуемое межцентровое расстояние для обыкновенной открытой передачи по формуле:
(d1+d2) а 2(d1+d2) (4.26)
(112+140) а 2(112+140)
Принимаем межцентровое расстояние а=300 мм
Расчетная длина ремня:
Значение округляем до ближайшего большего стандартного по ГОСТ1284.1 l=1000 мм.
Определим угол обхвата:
Число клиньев поликлинового ремня:
где [PП] - допускаемая мощность передаваемая ремнями кВт
[PП]=[P0]×Сa×Сl×СK =75×10×082×085=52 кВт (4.29)
где [P0]=75 - допускаемая приведенная мощность передаваемая
поликлиновым ремнем;
СP=10 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
Сa=10 - коэффициент угла обхвата;
Сl=082 - коэффициент зависящий от длины ремня
СK=085 - коэффициент учитывающий число ремней в комплекте
Сила предварительного натяжения поликлинового ремня:
Сила давления на вал:
где a1=180о - угол обхвата ремнем ведущего шкива.
Диаметры посадок подшипников на валы:
где Т-момент на соответствующем валу;
[tк]-допускаемое напряжение на кручение [tк]=20 25;
Диаметр выходного конца электродвигателя d=38 мм.
Конструктивно принимаем d=38 мм.
Под посадку подшипников обеспечивающих необходимую надёжность при работе ведомого вала конструктивно принимаем d2=d3=35 мм.
Принимаем конструктивно d3=35 мм
Принимаем конструктивно d5=55 мм
Прочностной расчёт вала
Наиболее опасным сечением вала V является шлицевой участок на валу присутствует наибольший изгибающий момент. Концентраторами напряжений являются шлицы.
Рисунок 4.1 Схема приложения нагрузки.
Определим окружную силу в зацеплении [4]:
где d1=m×z1=5×18=90 мм – делительный диаметр колеса;
Т2=560 Н×м – крутящий момент на колесе.
где a=0° - угол зацепления.
По чертежу определяем места расположения сил и расстояние до точек их приложения переносим их на рисунок.
SМА=Ft1×l1-RB×( l1+l2)+FШК(l1+l2+l3)=0
SМB=-RA(l1+l2)-Ft×l2+FШКl3=0
SFz=-Fшк+RB-Ft-RA=-2072+34414-8035-5659=0
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (рисунок 4.2)
Рисунок 4.2 Эпюры изгибающего и крутящего моментов.
Для опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности по усталости S и сравниваем его с допускаемым значением [4]:
где S и St - коэффициенты запаса по нормальным и касательным
напряжениям определяемые по зависимостям [4]:
где -1 =410 МПа и t-1=240 МПа – пределы выносливости материала
соответственно при изгибе и кручении;
a и ta – амплитуды напряжений цикла МПа;
т и tт – средние напряжения цикла МПа;
y=02; yt=01 – коэффициенты характеризующие чувствительность
материала к асимметрии цикла напряжений;
КD и КtD – коэффициенты учитывающие влияние всех факторов на
сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении
где К и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного
КF=1 – коэффициент влияния шероховатости поверхности;
КV=28 – коэффициент влияния упрочнения
Для концентратора напряжений определим коэффициенты К:
- шлицевый участок вала
где М=1788 Н×мм – результирующий изгибающий момент;
МК=542 Н×мм – крутящий момент;
W – осевой момент сопротивления сечения вала мм3;
WК – полярный момент сопротивление сечения вала мм3
Запас прочности больше допустимого. Условие прочности выполняется
4 Расчёт подшипниковых узлов
Для рассчитываемого вала мы приняли шариковый радиально-упорный подшипник серии 36211 ГОСТ 831-75 (D=55 мм B=21 мм Сr=584 кН).
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъёмности с базовой или базовой долговечности с требуемой по условиям:
Crp ≤ Cr или L10h ≥ Lh. (4.35)
Требуемая долговечность подшипника Lh = 84· 103 по табл. 9.4 [2].
Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле:
где: RE – эквивалентная динамическая нагрузка Н;
- угловая скорость вала с-1;
m – показатель степени m = 3.
RE = V· Rr ·Kб ·Kт (4.37)
где: V – коэффициент вращения V = 1 (при вращении внутреннего кольца
Rr – суммарная реакция подшипника Rr=3487 Н;
Kб – коэффициент безопасности =115;
Kт – температурный коэффициент = 1.
RE = 1· 3487 ·115 ·1 = 4010 Н
кН > 220 – условие Crp ≤ Cr выполняется.
Произведём расчёт подшипника на долговечность:
Расчёт подшипника на долговечность выполняется.
Обоснование выбора конструкции шпинделя
и опор шпиндельных узлов
Шпиндельный узел в соответствии с предъявляемыми к нему требованиями должен обеспечивать:
Точность вращения оцениваемую радиальным и осевым биением переднего конца шпинделя.
Радиальную и осевую жесткость определяемую по деформации шпинделя под нагрузкой.
Долговечность шпиндельных узлов которая зависит от долговечности опор шпинделя которая в свою очередь зависит от эффективности системы смазывания уплотнений частоты вращения и т. д.
Долговечность шпиндельных узлов не регламентирована ее определяют по усталости износу деталей подшипника или потере смазочных свойств масла.
Быстрое и точное закрепление заготовки в шпинделе станка.
Минимальные затраты на изготовление сборку и эксплуатацию шпиндельного узла при удовлетворении всех остальных требований.
Необходимо обеспечить высокие динамические качества (виброустойчивость) которые определяются амплитудой колебаний переднего конца шпинделя и частотой собственных колебаний а так же минимальные тепловыделения и температурные деформации шпиндельного узла так как в данном узле шпиндель будет эксплуатироваться на высоких частотах вращения.
Конструкция шпиндельного узла зависит от типа и размера станка класса его точности предельных параметров процесса обработки (максимальной частоты вращения эффективной мощности привода). Поэтому выбор конструкции будем производить по следующим факторам.
Конфигурация переднего конца шпинделя зависит от способа крепления заготовки. Точное центрирование и жесткое сопряжение оправки со шпинделем обеспечивается коническим соединением. Шпиндель станка имеет фланцевый передний конец выполненный по ГОСТ 2570-58 обеспечивающий быстросменность установки планшайбы и надёжность крепления.
Тип приводного элемента зависит в первую очередь от частоты вращения величины передаваемой силы требований к плавности вращения а так же от общей компоновки привода.
Тип опор шпинделя определяющий форму посадочных мест выбираем на основании требований по точности обработки и быстроходности которая определяется скоростным параметром - произведением d ·n мин-1:
где d - диаметр отверстия под подшипник мм;
n - частота вращения шпинделя мин-1.
Эти значения для разных типов опор приведены в таблице 5.1.
Таблица 5.1 Точность и быстроходность шпиндельных узлов на разных
Радиальное и осевое биение шпинделя мкм
Скоростной параметр
Исходя из таблицы принимаем опоры качения которые имеют удовлетворительные скоростной параметр и параметр биения шпинделя.
Определяем класс точности шпиндельных подшипников в зависимости от класса точности станка. Класс точности станка нормальный следовательно класс точности подшипников в передней опоре - 5 в задней опоре - 5.
Шпиндель станка установлен на двух опорах:
- передняя опора - подшипник роликовый двухрядный радиальный №3182116 d=80 мм D=125 мм В=34 мм
- задняя опора - по схеме дуплекс О-образная подшипник шариковый упорный №8211 и подшипник радиально упорный №46211 d=55 мм D=100 мм В=21 мм.
Для смазывания обеих опор применяется пластический смазочный материал.
Приводной элемент шпинделя установлен на заднем конце и передача крутящего момента передается через шлицы посредством поликлиновой передачи что на больших скоростях обеспечивают плавное вращение шпинделя.
Расчёт шпиндельного узла
1 Выбор конструкции шпиндельного узла
Шпиндельный узел данного станка относится к группе узлов с высокой частотой вращения. В проектируемом шпиндельном узле могут использоваться следующие схемы опор шпиндельного узла (см. рисунок 6.1):
Рисунок 6.1 – Схемы опор шпиндельного узла
Схема а) воспринимает как радиальную нагрузку так и осевую в ней используются только радиально-упорные шарикоподшипники типа 36000 46000 ГОСТ 831-75.
Схема б) воспринимает больше радиальную нагрузку чем осевую и здесь используются три разнотипных подшипника.
Схемы в) и г) воспринимают больше осевую нагрузку чем радиальную здесь используются двухрядные роликовые подшипники с короткими цилиндрическими роликами типа 3182100 ГОСТ 7634-75 радиально-упорные шарикоподшипники типа 36000 46000 ГОСТ 831-75 и упорные шарикоподшипники типа 8000 ГОСТ 6874-75 3800 ГОСТ 7842-75.
В проектируемом приводе возникают значительные радиальные и значительные осевые нагрузки и с учетом простоты регулирования натяга в подшипниках будем в дальнейшем использовать схему опор шпиндельного наиболее простой и надежной конструкции.
Шпиндельный узел станка относится к группе узлов с высокой частотой вращения. Радиальную нагрузку на переднюю опору воспринимает радиальный роликовый двухрядный подшипник. В задней опоре установлены радиально упорный и упорный шариковые подшипники.
Рисунок 6.2 - Схема шпиндельного узла.
Определим конструктивные параметры шпинделя исходя из базового варианта исполнения и расчетов.
Диаметр передней опоры под подшипники: d = 80 мм
диаметр задней опоры: d = 55 мм
межопорное расстояние: l = 550 мм
вылет переднего конца шпинделя: a = 115 мм
Шпиндель изготовлен из стали 12ХН3А ГОСТ4543-71 с поверхностным цементированием h=08 11 мм до НRCэ 55-83.
2 Расчёт шпиндельного узла на точность
При расчете шпиндельного узла на точность принимаем самый неблагоприятный случай когда биение подшипников DА в передней опоре и DВ в задней направлены в противоположные стороны.
Рисунок 6.3 - Схема расчета шпиндельного узла на точность
Тогда радиальное биение конца шпинделя
где D - допуск на радиальное биение конца шпинделя D=10 мкм;
а – вылет конца шпинделя.
Следовательно точность шпиндельного узла обеспечивается.
Рисунок 6.4 - Схема расчета шпиндельного узла на точность
Расчет шпиндельного узла производим по [4].
Оценка радиальной жёсткости производится по прогибу d конца шпинделя происходящего за счёт упругой деформации (изгиба) шпинделя и податливости иго опор а также по углу поворота q упругой линии деформированного шпинделя в передней опоре.
Составим схему нагружения шпинделя рисунок 6.5.
Рисунок 6.5 - Схема нагружения шпиндельного узла.
Максимально допустимые значения перечисленных параметров принимаются соответственно:
где - расстояние между опорами =550 мм.
Составим схему нагружения шпинделя - рисунок 6.2
Прогиб шпинделя d в горизонтальной и вертикальной плоскостях определим по формулам:
где ja jв - жёсткость подшипников Нмм;
Е - модуль упругости материала шпинделя Е=20 ×105 МПа;
I1 I2 - момент инерции сечения шпинделя в пролёте между опорами и
передним концом шпинделя соответственно мм4;
e - коэффициент защемления в передней опоре e=07;
a - вылет переднего конца шпинделя.
Определим окружную силу в зацеплении :
где d=т×z=275 мм – делительный диаметр колеса;
Т7=537 Н×м – крутящий момент на колесе.
Моменты инерции найдём по следующим формулам:
где dсрiн - средний наружный диаметр мм
dсрiв - средний внутренний диаметр мм.
Передняя опора представляет собой роликовый радиальный двухрядный подшипник с короткими роликами диаметром d=80 мм. Радиальная жесткость jA=800 Нмкм (8×105 Нмм).
Задняя опора комплексная состоящая из двух шариковых радиально-упорных подшипников которые представляют собой две условные опоры. Сила предварительного натяга FH=1140 H.
Радиальная жесткость комплексной опоры :
где ja - осевая жесткость опоры Нмм;
a=15° - угол контакта в подшипнике;
k4 - коэффициент характеризующий распределение нагрузки между
телами качения и зависит от соотношения между силой натяга и
радиальной нагрузкой в опоре k4=062
где z=15 – число тел качения в подшипнике;
dШ=18 мм – диаметр шарика.
Получили радиальную жесткость опор:
- передней jA=8×105 Нмм;
- задней jB=35×105 Нмм.
Подставив численные значения в формулу 6.5 получим:
Рассчитаем углы поворота в передней опоре по формуле:
Следовательно жесткость шпиндельного узла обеспечивается.
3 Расчет шпиндельного узла на виброустойчивость
Для этого необходимо рассчитать массу шпинделя:
где:V – объём шпинделя мм3;
ρ – плотность материала шпинделя ρ = 7800 кгм3.
Тогда масса шпинделя:
m=367·10-3 ·7800=288 кг
Определим собственную частоту колебаний шпинделя:
где:λ – относительное расстояние между опорами
γ = 24 – приведенный коэффициент .
Определим граничные частоты вращения шпинделя в пределах которых вибрации не будут возникать.
n1 = 03 · с = 03 · 4397 = 1319 Гц; n2 = 3 · с = 3 · 4397 = 1319 Гц.
Выбор системы смазки
Смазочная система представляет собой совокупность устройств для подачи смазочного материала к трущимся поверхностям и возврата его в резервуар. В станке применена централизованная циркуляционная система подачи смазочного материала разбрызгиванием и струйным методом.
Рисунок 7.1 – Сема смазки станка
Смазка основных узлов станка:
Смазка автоматической коробки скоростей.
В узлы с электромагнитными муфтами смазочный материал подводят для того чтобы смазывать трущиеся поверхности их деталей удалять продукты изнашивания и отводить теплоту выделяющуюся вследствие потерь энергии в катушках и дисках муфт а также в зубчатых передачах и подшипниках. Подвод масла к муфтам осуществляется внутренним способом через центральные отверстия просверленные в валу на котором находится муфта.
Подшипники на которых установлены зубчатые колеса связанные с муфтами смазываются струей масла через радиальные отверстия просверленные в валу. В соответствии с габаритами электромагнитных муфт установленных в коробке скоростей Э1М07.2 Э1М08.2 и Э1М10.2 подача масла должна быть не менее 04 05 лмин.
Масло применяемое для смазки должно быть чистым безкислотным не должно содержать воды и твердых частиц. Механизмы коробки скоростей смазываются от специального насоса подающего масло из специального резервуара. При работе станка масло подающееся от насоса разбрызгивается быстровращающимися колёсами и благодаря этому подаётся на все рабочие поверхности механизма коробки скоростей
В период эксплуатации станка необходимо следить за наличием смазочного материала в резервуаре недопуская падения его ниже 13 от уровня обозначенного на маслоуказателе а так же следить за работой маслонасосов по указателям.
Смазка шпиндельной бабки.
Смазка шестерен шпиндельной бабки производится разбрызгиванием из масляной ванны. Смазка опор шпинделя производится маслом поступающим из резервуара расположенного в верхней части корпуса по трубкам самотеком.
Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом смонтированным на передней стенке корпуса на одной оси с выходным валиком цепи подач.
Заливка масла в корпус шпиндельной бабки производится через отверстие в крышке закрытое пробкой; спуск отработанного масла – через пробку 9. Контроль уровня масла в шпиндельной бабке осуществляется по маслоуказателю 3.
Маслоуказатель 2 контролирует работу насоса.
Смазка коробки сменных шестерен.
Смазка сменных шестерен фитильная осуществляется из резервуара 1 расположенного в верхней части кожуха.
Смазка коробки подач.
Смазка механизма коробки подач осуществляется из резервуара расположенного в верхней части корпуса прикрытого крышкой. Для заливки масло необходимо снять крышку 26 залить в резервуар масло по маслоуказателю 10 и поставить крышку на место.
Подача масла в резервуар производится шестеренчатым насосом расположенным на правой стенке коробки подач.
Смазка червячной передачи осуществляется при помощи масляной ванны. Заливка масла в корпус фартука производится через пробку 21 расположенную на каретке станка слив отработанного масла – через пробку 7. Контроль уровня масла осуществляется по маслоуказателю 8. Смазка паразитной шестерни передающей движение на винт поперечной подачи суппорта осуществляется шприц-масленкой 4. Смазка мелкозубчатых муфт продольной и поперечной подачи а также опоры реечной шестерни осуществляется маслом из резервуара расположенного в верхней части фартука через подводящие трубки.
Смазка суппорта и задней бабки производится вручную. Места смазок указаны на схеме смазки.
В качестве смазочного материала для смазки станка должно применяться масло индустриальное И-20А ГОСТ 20799-75.
Таблица 7.1 – Карта смазки
Шестерни и подшипники
Менять масло первый раз через 10 дней работы станка второй через 20 дней затем через каждые 40 дней
Оси рукояток переключения
Из резервуара по трубкам самотеком
Шестерни подшипники пальцы
Фитильная из резервуара
Шестерни ходового винта и ходового вала
Шестерни подшипники и др. механизмы
Через отверстие в каретке в резервуар из которого через отверстия к отдельным точкам смазки и разбрызгиванием
Ось паразитной шестерни
Ось реечной шестерни
Продолжение таблицы 7.1
Направляющие каретки
Направляющие суппорта
Опора винта верхнего суппорта
Винт верхнего суппорта
Указание мер безопасности
Общие требования техники безопасности к станку.
1. Защитные устройства.
1.1. Ременные передачи расположенные вне корпусов станков и представляющие опасность травмирования должны иметь ограничения для удобства и безопасного открывания при помощи устройств.
1.2. Выступающие при работе за габарит станка внешние торцы сборочных единиц должны окрашиваться под углом 45° чередующимися полосами жёлтого и чёрного цвета.
1.3. Защитные устройства ограждающие зону обработки должны защищать работающего на станке и людей находящихся вблизи станка от отлетающей стружки и СОЖ.
1.4. Защитные устройства не должны вызывать неудобства при работе.
1.5. Поверхность стола защитных устройств станочных принадлежностей и приспособлений не должны иметь острых кромок и заусенцев.
2. Предохранительные и блокирующие устройства.
2.1. Станок должен иметь переходные устройства предотвращающие самопроизвольное опускание шпинделей бабок поперечин.
2.2. Станок должен иметь предохранительные устройства от перегрузки.
2.3. Перемещение сборочных единиц станка должно в крайних положениях ограничиваться устройствами исключающими перебеги за допустимые размеры.
2.4. Устройства закрепления на станке патронов оправок и других съёмных элементов должны исключать самопроизвольное ослабление при работе закрепляемых устройств и сдвигании съёмных элементов при реверсировании вращения.
2.5. В станках имеющих реверсивные приводы главного движения и механизированные подачи должна предусматриваться блокировка обеспечивающая выключение главного движения не раньше выключения подачи.
3. Органы управления.
3.1. Органы ручного управления должны быть выполнены и расположены так чтобы их использование было удобно и безопасно.
3.2. Рукоятки и другие органы управления станком должны быть снабжены фиксаторами не допускающими самопроизвольных перемещений органов управления.
3.3. Перемещение рукояток при отжиме и зажиме не должны быть направлены в стороны режущего инструмента.
3.4. Расположенное и конструкция органов управления должны исключить задерживание на них стружки.
4. Смазка охлаждение отвод стружки.
4.1. Форма станка и его элементов должны обеспечивать удобный отвод стружки и СОЖ из зоны обработки и удаление стружки со станка.
4.2. Станки следует оборудовать централизованной системой смазки.
4.3. В резервуарах смазочной системы устанавливаемых около станков и расположенных в основании станины должны быть предусмотрены отверстия для откачивания масла насосом.
4.4. Устройства для ввода СОЖ в зону обработки должны обеспечивать возможность удобного и безопасного регулирования их положения надёжной фиксации и необходимость распределения жидкости в зоне резанья.
Электрооборудование защитные меры.
1. Каждый станок должен иметь вводный выключатель ручного действия размещённый в безопасном месте.
2. На шкафах нишах которые недостаточно ясно показывают что содержат электрическую аппаратуру должны быть помещены предупреждающие знаки электрического напряжения по ГОСТ 12.4.026 – 76.
3. Остаточное напряжение у электрического оборудования недопустимо.
4. Каждый станок должен иметь орган аварийного отключения красного цвета.
5. Металлические части электрических аппаратов с ручным приводом должны быть надёжно соединены с защитной цепью.
6. Электрооборудование должно быть защищено нулевой защитой исключающей самопроизвольное включение станка.
7. Все металлические части должны быть оснащены легко обозримыми устройствами заземления вблизи от места ввода питающих приводов.
Общие и специальные требования по технике безопасности.
1. Обязанности станочника при работе на станке.
1.1. Перед началом работы убедиться что пуск станка никому не угрожает опасностью.
1.2. Привести в порядок рабочую одежду надеть головной убор.
1.3. Приняв станок убедиться хорошо ли он убран и убрано ли рабочее место.
1.4. О неисправности станка заявить мастеру до устранения неисправности к работе не приступать.
1.5. Приготовить ключи и другие необходимые инструменты не применять крючок с ручкой в виде петли.
1.6. Проверить наличие и исправность:
1.6.1. Ограждений зубчатых колёс валиков приводов а так же токоведущих частей электрической аппаратуры.
1.6.2. Заземляющих устройств.
1.6.3. Предохранительных устройств для защиты от стружки СОЖ.
1.6.4. Устройств для коррекции инструмента.
1.6.5. Режущего измерительного крепёжного инструмента и приспособлений и разложить их в удобном для использования порядке.
1.7. Если при обработке металла образуется отлетающая стружка то при отсутствии специальных защитных устройств на станке надеть защитные очки.
1.8. При обработке вязких металлов дающих сливную стружку применять резцы со специальными стружколомающими устройствами.
1.9. Проверить на холостом ходу станок.
1.9.1. Исправность органов управления.
1.9.2. Исправность системы смазки и охлаждения.
1.9.3. Исправность рычагов включения и выключения.
1.9.4. Нет ли заедания и изменений в движущих частях станка особенно в шпинделе в продольных и поперечных салазках суппорта.
1.10. Для предупреждения кожных заболеваний рук при применении на станках охлаждающих масел и жидкостей перед началом работы смазывать руки специальными пастами и мазями.
1.11. Проверять доброкачественность ручного инструмента при получении его из кладовой.
1.11.1. Ручка напильника и шабера должна иметь металлическое кольцо предохраняющее его от раскалывания.
1.11.2. Зубило и другой ударный инструмент должны быть длинной не менее 150 мм кернер – 100 мм не иметь наклёпа на бок.
1.12. Пользоваться режущим инструментом имеющим правильную заточку. Применение неисправного инструмента и приспособлений не допускается.
1.13. Проверить и обеспечить достаточную смазку станка при смазке использовать только соответствующие приспособления.
1.14. Запрещается охлаждать режущий инструмент мокрыми тряпками или щётками.
1.15. Не допускать разбрызгивание масла и жидкости на пол.
1.16. Устанавливать между стенками защитные шиты.
2. Обязанности станочников во время работы.
2.1. выполнять указания по обслуживанию и уходу за станком изложенные в «Руководстве по станку» а так же требования предупредительных таблиц имеющихся на станке.
2.2. Устанавливать и снимать режущий инструмент только после полного останова станка.
2.3. Не работать без кожуха прикрывающего шестерни.
2.4. Остерегаться срыва ключа.
2.5. Остерегаться наматывания стружки на обрабатываемую деталь или резец.
2.6. Не удалять стружку от станка непосредственно руками или инструментом.
2.7. Остерегаться заусенцев на обрабатываемых деталях.
2.8. Обязательно остановить станок и выключить электродвигатель при:
2.8.1. Уходе от станка даже на короткое время.
2.8.2. Временном прекращении работы.
2.8.3. Перерыве подачи электроэнергии.
2.8.4. Уборке смазке чистке станка.
2.8.5. Обнаружении неисправности в оборудовании.
2.8.6. Установке изменении и съёме детали.
2.9. При обработке деталей применять режимы резанья указанные в операционной карте для данной детали.
2.10. Не превышать установочные режимы резанья без ведома мастера.
3. Обязанности станочника по окончанию работы.
3.1. Выключить станок.
3.2. Привести в порядок рабочее место убрать со станка стружку инструмент приспособление очистить станок от грязи вытереть и смазать трущиеся части станка аккуратно сложить готовые детали и заготовки.
3.3. Убрать инструмент в отведённые для этого места.
3.4. После окончания работы на станке доложить мастеру о замеченных недостатках имевших место во время работы.
3.5. О всякой замеченной опасности заявить мастеру производственного обучения.
3.6. Вымыть руки тёплой водой принять душ.
Справочник технолога-машиностроителя. В 2-х т.Под. ред. А. Г.Косиловой и Р. К. Мещерякова.- 4-е изд. перераб. и доп. - М.:Машиностроение 1986.
Кочергин А.И. Конструирование и расчет металлорежущих станков и станочных комплексов. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для вузов. - Мн.: Выш. шк. 1991.
Ф. М. Санюкевич Детали машин. Курсовое проектирование: - Брест: БГТУ 2003 - 462с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд. перераб. и доп. Под ред И.Н. Жестоковой. - М.: Машиностроение 2001.
Черменский О.Н. Федотов Н.Н. Подшипники качения: Справочник-каталог. -М.: Машиностроение 2003. - 576 с.
Глубокий В.И. Металлорежущие станки и промышленные роботы. Часть 1: Расчёт привода станка. Методическое пособие по курсовому проектированию.- Мн.: БПИ 1984.
Металлорежущие станки: Учебник для машиностроительных втузовПод ред. В.Э. Пуша.- М.: Машиностроение; 1985.- 256 с.
Маеров А.Г. Устройство основы конструирования и расчёт металлообрабатывающих станков и автоматических линий: Учебное пособие для техникумов. - М.: Машиностроение 1986-386 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. - 4-е изд. перераб. и доп. - М.: Высшая школа 1985.

Cпецификация_ 4.DOC

КП 36.01.01.1А616.04.00.000 СБ
КП 36.01.01.1А616.04.00.001
КП 36.01.01.1А616.04.00.002
КП 36.01.01.1А616.04.00.003
КП 36.01.01.1А616.04.00.004
КП 36.01.01.1А616.04.00.005
КП 36.01.01.1А616.04.00.006
Винт М10х30 ГОСТ 11738-84
Винт М8х14 ГОСТ 1491-80
Болт M8x20 ГОСТ 15591-70
Винт М12х36 ГОСТ 10336-80
Винт М8х12 ГОСТ 11074-84
Винт М10х12 ГОСТ 11074-84
Подшипник 211 ГОСТ 8338-75
Подшипник 115 ГОСТ 8338-75

Cпецификация_ 2..DOC

КП 36.01.01.1А616.02.00.000 СБ
КП 36.01.01.1А616.02.00.001
КП 36.01.01.1А616.02.00.002
КП 36.01.01.1А616.02.00.003
КП 36.01.01.1А616.02.00.004
КП 36.01.01.1А616.02.00.005
КП 36.01.01.1А616.02.00.006
КП 36.01.01.1А616.02.00.007
КП 36.01.01.1А616.02.00.008
КП 36.01.01.1А616.02.00.009
КП 36.01.01.1А616.02.00.010
КП 36.01.01.1А616.02.00.011
КП 36.01.01.1А616.02.00.012
КП 36.01.01.1А616.02.00.013
КП 36.01.01.1А616.02.00.014
КП 36.01.01.1А616.02.00.015
КП 36.01.01.1А616.02.00.016
КП 36.01.01.1А616.02.00.017
КП 36.01.01.1А616.02.00.018
КП 36.01.01.1А616.02.00.019
КП 36.01.01.1А616.02.00.020
КП 36.01.01.1А616.02.00.021
КП 36.01.01.1А616.02.00.022
КП 36.01.01.1А616.02.00.023
КП 36.01.01.1А616.02.00.024
КП 36.01.01.1А616.02.00.025
КП 36.01.01.1А616.02.00.026
КП 36.01.01.1А616.02.00.027
КП 36.01.01.1А616.02.00.028
КП 36.01.01.1А616.02.00.029
КП 36.01.01.1А616.02.00.030
КП 36.01.01.1А616.02.00.031
КП 36.01.01.1А616.02.00.032
Винт М8 х 25 ГОСТ 1491-80
Болт М10х32 ГОСТ 15591-70
Подшипник 210 ГОСТ8338-75
Подшипник 111 ГОСТ 8338-75
Шайба 48 Н ГОСТ 6402-70
Штифт 2.4х14 ГОСТ 3128-70
Шпонка 10х8х32 ГОСТ 23360-78
КП 36.01.01.02.00.000 СБ