Проектирование привода цепного конвейера с коническо-цилиндрическим редуктором

Пояснительная записка.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ИЖЕВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Привод цепного конвейера7 Стр.
Кинематический расчет8 Стр.
Расчет диаметров валов9 Стр.
1. Тихоходный вал10 Стр.
2. Промежуточный вал12 Стр.
Проверочный расчет зацепления15 Стр.
1. Расчет на контактную выносливость15 Стр.
2. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба16 Стр.
Расчет подшипников18 Стр.
Расчет упругой муфты20 Стр.
Расчет цепной передачи21 Стр.
Основными направлениями развития народного хозяйства предусматривается создание новых высокопроизводительных подъемно-транспортных машин. Одним из наиболее прогрессивных видов транспорта обеспечивающих высокую производительность и технико-экономическую эффективность при больших грузопотоках является конвейер.
Конвейер – транспортер-машина непрерывного действия для перемещения сыпучих кусковых или штучных грузов. Различают конвейеры с ленточным цепным канатным и другими тяговыми органами. Конвейеры являются составной неотъемлемой частью современного технологического процесса они устанавливают и регулируют темп производства обеспечивают его ритмичность способствуют повышению производительности труда и увеличению выпуска продукции. Наряду с выполнением транспортно-технологических функций конвейеры являются основными средствами комплексной механизации и автоматизации погрузочно-разгрузочных и складных операций.
Мне было предложено выполнить курсовую работу на тему транспортер. Мой транспортер состоит из:
-коническо - цилиндрический редуктор
-предохранительная муфта
-приводной вал конвейера.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ К РАСЧЕТУ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ СОЧЕТАНИЯ ТВЕРДОСТЕЙ ЗУБЬЕВ
ШЕСТЕРНЯЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 523.5999755859375 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ А= 160 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2.5 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 23
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 102
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 58.88000106811523 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DА1= 63.88000106811523 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2=
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DА2= 266.1199951171875 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ В1= 56.40000152587891 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА В2 = 50.40000152587891 ММ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ В3 = .2169314622879028 РАД
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА Х = 0
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT = 3609.83447265625 Н
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR = 1313.979736328125 Н
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA = 795.606201171875 Н
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 804.1599731445312 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ А= 125 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 22
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2 = 100
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 45.08196640014648 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DА1= 49.08196640014648 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DА2= 208.9180297851562 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ В1= 45.375 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА В2= 39.375 ММ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ В3= .2195295393466949 РАД
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА Х= 0
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 4599.88818359375 Н
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1674.359252929688 Н
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1026.352294921875 Н
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 634.1500244140625 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ А= 140 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 20
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 90
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 50.90909194946289 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DА2= 55.90909194946289 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DА2 = 234.0909118652344 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ В1= 50.09999847412109 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА В2= 44.09999847412109 ММ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ В3= .1892645508050919 рад
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 4114.5234375 Н
Распорная СИЛА в зацеплении FR= 1497.6865234375 Н
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 788.1669921875 Н
СТАНДАРТНЫЙ ТОРЦЕВОЙ МОДУЛЬ МТЕ В ММ
УГОЛ ПРИ ВЕРШИНЕ ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА ШЕСТЕРНИ В ГРАДУСАХ
УГОЛ ПРИ ВЕРШИНЕ ДЕЛИТЕЛЬНОГО КОНУСА КОЛЕСА В ГРАДУСАХ
КОНУСНОЕ РАССТОЯНИЕ В ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ ЗУБА MNM В ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ НА ВНЕШНЕМ ТОРЦЕ DE1 В ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ НА ВНЕШНЕМ ТОРЦЕ DAE1 В ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА НА ВНЕШНЕМ ТОРЦЕ DE2 В ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА НА ВНЕШНЕМ ТОРЦЕ DAE2 В ММ
ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА BW В ММ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ ЗУБА В ГРАДУСАХ
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА Х1 В ММ
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT В Н
РАСПОРНАЯ СИЛА В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ ШЕСТЕРНИ FR1 В Н
ОСЕВАЯ СИЛА В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ ШЕСТЕРНИ FА1 В Н
РАСПОРНАЯ СИЛА В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ КОЛЕСА FR2 В Н
ОСЕВАЯ СИЛА В СРЕДНЕМ СЕЧЕНИИ КОЛЕСА FА1 В Н
Привод цепного конвейера
Дано: Fраб = 4 3 кНVраб = 1 2 мсZзв = 13
Рцк = 100 ммKr = 08Кс = 03
– муфта предохранительная
– приводной вал конвейера
Кинематический расчет
Потребляемая мощность на выходе:
Рраб = Fраб * Vраб = 43 * 1 2 = 5 16 кВт
Определение КПД привода:
h1 – КПД зубчатой конической передачи = 096
h2 – КПД зубчатой цилиндрической передачи = 097
h3 – КПД цепной передачи = 093
hобщ = h1 * h2 * h3 = 096 * 097 * 093 = 0866
Определение мощности электродвигателя:
Характеристика электродвигателя:
А112М4У3Р = 55 кВтS = 57 %
Uцеп = 2 08Uкон = 3 15Uцел = 4
Определение крутящих моментов и чисел оборотов.
n1 = nэл. раб = 14445 обмин
Определение коэффициентов эквивалентности:
Расчет диаметров валов
dn = dв + 3 * t = 232 + 2 * 2 = 272 мм
dбn = dn + 3 * r = 272 + 3 * 16 = 32 мм
dбк = dк + 3 * f = 336 + 3 * 12 = 372 мм
dбn = dn + 3 * r = 255 + 3 * 25 = 33 мм
dn = dк - 3 * r = 336 - 3 * 25 = 26 мм
dn = d + 2 * t = 457 + 2 * 28 = 513 мм
dnб = dn + 3 * r = 513 + 3 * 3 = 603 мм
dn = d + 2 * t = 485 + 2 * 28 = 541 мм
dбn = dn + 3 * r = 541 + 3 * 3 = 631 мм
Определим реакцию опор:
S МВ = - 01 * FR + 0145 * RAX + Мизг(а) = 0RAX = 741 Н
S МА = 0045 * FR - 0145 * RВX + Мизг(а) = 0RВX = 5724 Н
S МВ = 01 * Ft + 0145 * RAУ = 0RАУ = - 24889 Н
S МА = - 0045 * Ft - 0145 * Rву = 0Rву = - 11203 Н
Построение эпюры изгибающих моментов:
М1 = 01 * Rвх = 01 * 5724 = 5724 Н*м
М2 = 0045 * Rах = 0045 * 741 = 33345 Н*м
Мизг(Fв) = 01 * 11203 = 11203 Н*м
Проверим сечение с max изгибающим моментом:
При статическом нагружении сечение 1 вал выдержит.
Проверим вал на выносливость в опасном сечении т. е. в том месте вала где приложен max изгибающий момент.
sв = 600 МПа (для углеродистых сталей)
s-1 = 043 * sв = 043 * 600 МПа = 2587 МПа
t-1 = 058 * s-1 = 058 * 2587 = 149326 МПа
Коэффициенты Кs и Кt принимаем по справочнику (ПМП стр. 298 табл. 11.2) равными 192 и 147.
Значение масштабных факторов Еs и Еt:
Коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности b принимаем равным 095.
sа = smax = 306 МПаsm = 0
tа = tmax = 2506 МПа
Коэффициенты Ys и Yt для стали имеют значения Ys = 005 Yt = 0 соответственно.
Полученный коэффициент безопасности входит в допускаемый интервал поэтому можно сделать вывод о том что динамические нагрузки вал так же выдержит.
2. Промежуточный вал
S Мвх = 0035 * Fr2 - 0095 * Fr1 – Мизг(а1) – Мизг(а2) + Rах * 0135 = 0
S Мах = 004 * Fr1 - 01 * Fr2 – Мизг(а1) – Мизг(а2) – Rвх * 0135 = 0
S Мву = 0035 * Ft2 – 0095 * Ft1 + 0135 * Rау = 0
S Мау = 004 * Ft1 – 01 * Ft2 – 0135 * Rву = 0
Rах = 8784 НRвх = - 5145 Н
Rау = 22335 НRву = 1933 Н
М1 = 004 * Rах = 004 * 8784 = 3513 Н*м
М2 = М1 – Мизг(а2) = 3513 – 2307 = 1206 Н*м
М3 = 01 * Rах – 004 * Fr1 – Мизг(а2) = 314 Н*м
М4 = М3 – Мизг(а1) = 833 Н*м
М1 = 004 * Rау = 004 * 22335 = 8934 Н*м
М2 = 01 * Rау – 004 * Fr1 = 1708 Н*м
Проверим сечение с максимальными моментами:
sэкв = 633 МПа [s] = 70 МПа
Проверим вал на выносливость с опасном сечении т. е. в том месте вала где приложен max изгибающий момент.
s-1 = 043 * sв = 2587 МПа
t-1 = 058 * s-1 = 1493 МПа
Коэффициенты Кs и Кt принимаем по справочнику (ПМП стр. 298 табл. 11.2) равными 16 и 142 соответственно.
Значение масштабных факторов Еs и Еt берем из того же источника равными 09 и 079 соответственно.
sа = smax = 5812 МПаsm = 0
Коэффициенты Ys и Yt для углеродистой стали имеют значения 005 и 0 соответственно.
Полученный коэффициент безопасности входит в допускаемый интервал поэтому можно сделать вывод о том что динамические нагрузки вал также выдержит.
Проверочный расчет зацепления
1. Расчет на контактную выносливость
Рассчитываем контактное напряжение по формуле:
К = 270 – поправочный коэффициент для косозубых передач.
U - Передаточное отношение = 315.
а – межосевое расстояние = 160 мм = 016 м.
в2 – ширина венца колеса = 005 м.
Тр – расчетный момент.
Тр = Тmax * КНДТ * КН
Тmax = 4414 – максимальный момент на валу тихоходной ступени.
КНДТ – коэффициент долговечности = 1.
КН – коэффициент нагрузки КН = КНa * КНb * КНn
КНa – коэффициент распределенной нагрузки = 112.
КНb – коэффициент концентраций нагрузки
КНb = КНb0 * (1 – х) + х = 18 * (1 – 04) + 04 = 105.
КНn - коэффициент динамичности = 106
КН = 112 * 105 * 106 = 125
Тогда Тр = 4414 * 1 * 125 = 5518
Фактическое контактное напряжение в зацеплении тихоходной ступени меньше допускаемой.
sн = 4727 МПа [sн] = 63415 МПа
Зацепление выдержит контактное напряжение.
Быстроходная ступень.
Расчет быстроходной ступени производится по тем же формулам и в том же порядке что и тихоходная ступень.
Вычисляем Тр = Тmax * Кн * КНДБ = 1105 * 118 * 1 = 1304
Подставим все полученные и известные значения в формулу:
Т.к. фактическое контактное напряжение меньше допускаемого то можно сделать вывод о том что быстроходная ступень выдержит контактное напряжение в течение всего срока службы.
2. Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
Расчет тихоходной ступени.
Приведенное число зубьев шестерни:
Приведенное число зубьев колеса:
По табл. 2.10 [4] (Дунаев) YFS1 = 38 и YFS2 = 36.
Коэффициент учитывающий угол наклона зубьев Yb вычисляют по формуле:
Коэффициент учитывающий величину перекрытия Ye рекомендуется в [4] брать равным 065.
Коэффициент нагрузки при работе на изгиб:
КF = KFa * KFb * KFn
По табл. 2.9; 2.7 [4] определим неизвестные параметры.
По табл. 2.9 [4] коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения KFn = 116
КFb = 018 + 082 * КНb0
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки КНb0 определяется по табл. 2.7 [4]
Тогда Кнb = 018 + 082 * 102 = 10164
Коэффициент учитывающий влияние погрешности изготовления
KFa = KFa0 = 1 + A * (N – 5) = 1 + 0 25 * (9 – 5) = 2
Здесь А = 025 – коэффициент пропорциональности
N – точность зубчатого колеса.
Сравнение с допускаемыми напряжениями показывает что зубья колеса и шестерни тихоходной ступени выдержат нагрузки.
Расчет быстроходной ступени.
Расчет быстроходной ступени ведется в том же порядке и с применением указанных в пункте расчета тихоходной ступени формул.
KFb = 10164KFa = КFa0 = 15KF = 116 * 10164 * 15 = 176
Сравнение с допускаемыми напряжениями дает вывод о том что зубья колеса и шестерни быстроходной ступени выдержат изгибающие моменты.
Эквивалентные нагрузки
Fr1 = KHE * 1313 9 = 951 26 HCr = 48 5 кН
Fa1 = KHE * Fa = 575 6 HC0r = 36 3 кН
Из табл. 7.1: х = 056Y = 230 е = 019
V = 1 при вращении внутреннего кольца
Окончательно принимаем х = 056 Y = 230
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Pr = (V * X * Fr1 + Y * Fa) * Ks * Kт
Из табл. 7.3 Ks = 14
Pr = (1 * 0 56 * 951 26 + 2 30 * 575 6) * 1 4 * 1 = 2599 2 Н
к = 3 (шариковый подшипник)
а1 = 1 (90% безотказной работы)
а23 = 07 (для шарикоподшипников)
т.к. tS = 126144 ч L10h = 7083846 ч то предварительно подшипник 310 пригоден.
Ft = 1497 8 HFr1 = KE * Fr = 1084 4 H
Fa = 788 16 HFr2 = 168 04 H
Fr = 232 1 HFa1 = KE * Fa = 5706 Н
Конические роликовые подшипники средней серии 7305
Cr = 29 6Cr0 = 20 9e = 0 36Y = 1 66Y0 = 0 92
Fa1min = 0 83 * e * Fr1 = 324 H
Fa2min = 0 83 * e * Fr2 = 50 2 H
Fa1min > Fa2min и Fa > 0 то
Fa1 = Fa1min = 324 HFa2 = Fa1 + Fa = 324 + 570 6 = 894 6 H
II тогда х =0 4 Y = 1 5
Эквивалентная нагрузка
Кs = 14 и Кt = 1 Рr1 = Fr1 * Ks * Kт = 151816 Н
Pr2 = (V * X * Fr2 + Y * Fa2) * Ks * Kт = (1 * 04 * 16804 + 15 * 8946) * 14 * 1 = 197296 Н
Для подшипника более нагружена опора 2.
т.к. расчетный ресурс больше требуемого tS = 126144 ч L10h = 17297439 ч то предварительно подобранный подшипник пригоден.
Расчет упругой муфты
N = 55 кВтn = 1500 обмин Материал пальцев – Ст. 45
Расчетный момент муфты
Тр = 145 * 3501667 = К * Т = 5077416 Н*м
К = К1 + К2 = 025 + 12 = 145
К1 – привод от электродвигателя
К2 – цепной конвейер.
Выбираем муфту по справочнику.
d = 25 ммd1 = 45 ммl = 42 ммL = 88 мм
D = 100 ммd2 = 20 ммl1 = 16 мм В = 4 мм
D1 = 71 ммZ = 6 штl2 = 20 мм В1 = 28 мм
Радиальное смещение валов = 02 мм
Допускаемое угловое смещение 150
Размеры пальцев и втулок:
d = 14 ммl = 66 ммl4 = 4 ммh = 15 мм
d1 = М10l1 = 33 ммl5 = 28 ммt = 7 мм
d2 = 78 ммl2 = 12 ммl6 = 35 ммS = 5 мм
d3 = 20 ммl3 = 2 ммВ = 2 ммD = 26 мм
Усилие действующее по окружности:
Проверяем напряжение изгиба пальцев при нагружении муфты моментом Тр.
W = 0 1 * h3 = 0 1 * 1 53 = 337 3 – момент сопротивления и изгиба для сечения пальца sF = [sF]
Определяем давление между пальцами и упругими резиновыми втулками.
Расчет цепной передачи
Zзв = 13U = 2 08T = 913 5
Z ведомой = Zзв * U = 13 * 2 = 26
Находим коэффициент эксплуатации:
Кэ = КД * Ка * Кg * Крег * Ксм * Креж
КД – коэффициент учитывающий динамичность = 1
Ка – коэффициент длины цепи = 1 при а = (30 50) * t
Ксм – коэффициент учитывающий характер смазки = 15
(при периодической смазке)
Крег – коэффициент учитывающий регулировку = 115
(при периодической регулировке)
Креж – коэффициент режима работы (при работе в 1 смену)
Кg - коэффициент наклона линии центров звездочки = 1
Кэ = 1 * 1 * 15 * 115 * 1 * 1 = 1725
Допускаемое среднее давление [Р] = 28 МПа
mp = 1 цепь однорядная
Расчетное значение шага цепи:
Принимаем ближайшее стандартное значение шага t = 508.
ВНВ = 3175 ммd = 1429 ммd1 = 2858 ммh = 483 мм
Разрушающая нагрузка:
F = 22680 Нb = 72 ммb1 = 38 мм
Среднее давление проектируемой передачи:
KZ = 1 + 001 * (Zзв – 17) = 092
[p] = 28 * 092 = 2576 МПа
Определяем скорость цепи:
Предварительное значение межосевого расстояния:
а = (30 50) * t = 40 * t = 40 * 523 = 2092 мм
Определяем число звеньев цепи:
ZS = Z1 + Z2 = 9 + 18 = 27
Принимаем четное целое число звеньев Lt = 93
Длина цепи L = Lt * t = 93 * 523 = 4863 м
Уточняем межосевое расстояние:
Для обеспечения свободного провисания цепи предусматриваем уменьшение а на 02 04%.
Делительный диаметр:
Диаметр окружности выступов:
Диаметр окружности впадин:
D = dD – 2 * r где r – радиус впадин
r = 0 5025 * d1 + 0 05 = 0 5025 * 28 58 + 0 05 = 14 47 мм
радиус закругления зуба
r1 = 1 7 * d1 = 1 7 * 28 58 = 45 63 мм
D1 = 152 – 2 * 14 47 = 123 06 мм
D2 = 301 – 2 * 45 63 = 200 74 мм
П. Ф. Дунаев “Конструирование узлов и деталей машин”. М.: ВШ 1985г.
С. А. Чернавский “Проектирование механических передач”. М.: “Машиностроение” 1984г.
Д. В Чернилевский “Детали машин и механизмов”. Киев ВШ 1987 г.
В. С. Поляков “Справочник по муфтам”. Ленинград “Машиностроение” 1979г.

Общий вид Т 2-6.frw

Монтажную точность обеспечить подгонкой прокладок.
Радиальное смещение валов до 0
Осевое смещение валов до 0
Курсовой проект по ДМ

Муфта и приводной вал Т 2-6.frw

редуктор Т 2-6.cdw

Курсовой проект по ДМ
Редуктор обкатать в течение 1
799 в объеме 2 литра.
Внутреннюю полость редуктора покрыть эмалью
Снаружи покрыть корпус редуктора эмалью НЦ-132П
НЦ-132П красный ГОСТ 6631-74.
Плоскость разъема редуктора покрыть щелочным
В картер редуктора залить масло марки И-20 ГОСТ
Масло заменить после обкатки.

Деталировка Т 2-6.frw

Острые кромки притупить R1
Неуказанные предельные отклонения: валов h11
Неуказанные радиусы закруглений 1.5мм.
d-8x35x45x7 ГОСТ 6033-80
Курсовой проект по ДМ
Радиусы скруглений 2 мм.
Средний нормальный модуль
Коэффициент смещения
Сталь 40Х ГОСТ 1050-88
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Муфта и приводной вал Т 2-6_Компас 5.frw