Расчет и проектирование двухступенчатого редуктора по соосной схеме

СОДЕРЖАНИЕ.docx

Подбор электродвигателя . .. 8
1 Определение КПД редуктора . .. 8
2 Определение требуемой мощности электродвигателя 8
3 Выбор электродвигателя 8
Определение передаточного числа редуктора и передаточных
чисел по ступеням ..9
1 Определение частот вращения зубчатых колёс . .9
2. Определение крутящих моментов на валах редуктора .. .9
Выбор материала зубчатых колес .. 10
Расчет допускаемых напряжений колес закрытой передачи . 11
1 Расчет допускаемых контактных напряжений . . .11
2 Расчет допускаемых напряжений изгиба . . . 12
Составление исходных данных для ввода в ПЭВМ . 15
Анализ результатов вариантных расчетов на ПЭВМ и
выбор оптимального варианта .. 16
Геометрический расчет передач редуктора 18
Проверочный расчет на прочность зубчатой передачи .20
1. По контактным напряжениям 20
2. По напряжениям изгиба 21
Проектирование валов редуктора . ..23
1. Быстроходный вал .23
2. Промежуточный вал 24
3. Тихоходный вал . 25
Геометрический расчет открытой передачи ..26
Проверочный расчет .. ..26
1 По контактным напряжениям ..26
2 По напряжениям изгиба . ..27
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи 28
Конструирование зубчатых колес закрытой передачи .28
1 Определение размеров зубчатого колеса промежуточного вала ..28
2 Определение размеров зубчатого колеса тихоходного вала 29
Проверочный расчет промежуточного вала . . ..29
1. Исходные данные . . .. .29
2. Определение опорных реакций .. .. .30
3. Построение эпюр изгибающих моментов .. . .30
Проверка на статическую прочность 31
Расчет подшипников на заданный ресурс ..32
Проверка промежуточного вала на усталостную прочность .. .. 33
1 Сечение вала с шпоночным пазом .. 34
2 Ступенчатый переход с галтелью . 37
Расчет соединений . .39
1 Шпоночные соединения . . .39
1.1. Подбор шпонки для цилиндрического колеса. быстроходной ступени . 39
1.2. Подбор шпонки для цилиндрического колеса. тихоходной ступени 39
Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников 40
1 Определение толщины стенки редуктора 40
2 Конструктивное оформление фланцев корпуса и крышки редуктора . . 41
3. Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнезд .. . .41
4 Крепление крышки редуктора к корпусу 41
5 Конструирование крышек подшипников 42
6.1. Крышки для быстроходного и помежуточног вала .42
6.2. Крышки для промежуточного вала . . .42
6.3. Крышки для тихоходного вала .. . .42
7. Фиксирование крышки относительно корпуса ..43
8. Конструктивное оформление опорной части корпуса . .. 43
9 Оформление прочих конструктивных элементов корпуса .. ..44
10. Конструктивное оформление крышки люка ..45
11. Смазочные устройства ..45
Проектирование чертежа приводной станции . .47

Чертеж2.cdw

Технические требования
Плоскость разьема покрыть щелочным
Мр-ТУ 38-5-6060-65.
Применение прокладок не допускается.
После сборки в редуктор залить
индустриальное масло И-Г-А-32.
Необработанные наружные поверхности
редуктора покрыть серой
эмалью ПФ-115 ГОСТ-6465-76.
Необработанные поверхности
находящихся в масляной ванне
красить маслостойкой красной эмалью.
Техническая характеристика
Наибольший вращающий
момент на выходном валу
Передаточное число редуктора - 27

Уфимский государственный авиационный технич.doc

Уфимский государственный авиационный технический университет
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
(обозначение документа)

ДМ.doc

Рассчитать и спроектировать двухступенчатый редуктор по соосной схеме. Схема редуктора показана на рисунке 1.1
Рисунок 1.1 Кинематическая схема редуктора
Вращающий момент на выходном конце тихоходного вала Тт=760 H·м
Частота вращения на выходном конце тихоходного вала nт=75 обмин
Ресурс Lh=7500 часов
Массовое производство
Подбор электродвигателя
1. Определение КПД редуктора
где – КПД зубчатой цилиндрической передачи;
– КПД подшипников качения;
2. Определение требуемой мощности электродвигателя
Мощность на выходном валу
3. Выбор электродвигателя
Подбираем электродвигатель 2 таблица 24.9. с мощностью Pэд≥Pp. Выбираем асинхронный двигатель 112М22895 мощностью Pр=75 кВт с синхронной частотой вращения nc=3000 с-1.
Определение передаточного числа редуктора и передаточных чисел по ступеням
Быстроходная ступень:
Фактическое передаточное число
1. Определение частот вращения зубчатых колес
Частота вращения шестерни быстроходной ступени
Частота вращения колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени
Частота вращения колеса тихоходной ступени
2. Определение крутящих моментов на валах редуктора
Момент на валу колеса тихоходной ступени:
Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):
Момент на валу шестерни быстроходной степени
Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес
В условиях среднесерийного производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. Принимаем для зубчатых колес Сталь 40 а в качестве технологического упрочнения – улучшение и закалка ТВЧ.. При этом материал имеет следующие механические характеристики 3 таблица 2.2:
твердость сердцевины шестерни и колеса: 269 302 HB
твердость поверхности зубьев шестерни и колеса: 48 53HRС или 461 521 HB.
Расчет допускаемых напряжений колес закрытой передачи
1. Контактных допускаемых напряжений
Расчет контактных допускаемых напряжений при проектировочном расчете ведем по формуле 3:
– предел контактной выносливости 3 таблица 2.2:
SH – коэффициент безопасности 3:
ZH – коэффициент долговечности 3:
NHG – базовое число циклов перемены напряжений 3:
NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений 3:
H – коэффициент эквивалентности 3 таблица 23:
с – число зацеплений зуба за один оборот:
n – частота вращения того зубчатого колеса по материалу которого определяют допускаемые напряжения обмин:
Lh – время работы передачи в часах (ресурс):
По формуле (4.6) находим эквивалентное число циклов перемены напряжений
для шестерни быстроходной передачи:
для колеса быстроходной передачи:
для шестерни тихоходной передачи:
для колеса тихоходной передачи:
По формуле (4.4) находим коэффициент долговечности:
Из (4.1) находим допускаемые контактные напряжения
За допускаемое контактное напряжение принимаем наименьшее из значений для быстроходной и тихоходной передачи:
2. Допускаемых напряжений изгиба
Расчет допускаемых напряжений изгиба при проектировочном расчете ведем по
– предел выносливости зуба по напряжениям изгиба 3 таблица 2.2:
SF – коэффициент безопасности 3:
YA – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки 3:
YN – коэффициент долговечности 3:
NFG – базовое число циклов перемены напряжений 3:
NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений 3:
F – коэффициент эквивалентности 3 таблица 23:
По формуле (4.29) находим эквивалентное число циклов перемены напряжений
По формуле (4.27) находим коэффициент долговечности:
Из (4.23) находим допускаемые напряжения изгиба
За допускаемое напряжение изгиба принимаем наименьшее из значений для быстроходной и тихоходной передачи:
Составление исходных данных для ввода в ПЭВМ
Момент на колесе тихоходной передачи редуктора находим по формуле 1:
где – КПД подшипников качения;
Передаточное отношение редуктора 1:
Допускаемые контактные напряжения 1:
Коэффициенты относительной ширины колес 1:
Эквивалентное время работы 1:
где коэффициент Н определяем по таблице 4 таблица 8.10
Анализ результатов вариантных расчетов на ПЭВМ и выбор оптимального варианта
Из диаграммы показывающей изменение массы и объема в зависимости от рассматриваемого варианта следует что наиболее оптимальным является вариант №3.
Геометрический расчет передач редуктора
Принимаем суммарный коэффициент смещения Х1+Х2=ХΣ=0 тогда
делительные диаметры:
диаметры окружности вершин зубьев:
диаметры окружности впадин зубьев:
коэффициент перекрытия:
Проверочный расчет на прочность зубчатой передачи
1. По контактным напряжениям
Моменты на валах редуктора:
Контактное напряжение на шестерне быстроходной и тихоходной ступени:
коэффициент внутренней динамической нагрузки определим по таблице 4 таблица 8.3:
коэффициент концентрации нагрузки определим по графикам 4 рисунок 8.15:
Контактное напряжение на колесе быстроходной и тихоходной ступени:
2. По напряжениям изгиба
Напряжение изгиба на шестерне быстроходной и тихоходной ступени:
окружное усилие в зацепление колес:
коэффициент КНV определим по таблице 4 таблица 8.3:
коэффициент КН определим по графикам 4 рисунок 8.15:
коэффициент формы зуба 4 рисунок 8.20:
Напряжение изгиба на колесе быстроходной и тихоходной ступени:
коэффициент КFV определим по таблице 4 таблица 8.3:
коэффициент КF определим по графикам 4 рисунок 8.15:
Напряжение изгиба на колесе быстроходной ступени:
Проектирование валов редуктора
расчетные формулы берем из таблицы 3 таблица 3.1
Первая ступень вала:
Вторая ступень вала:
Третья ступень вала:
определить графически;
Четвертая ступень вала:
2. Промежуточный вал
определить графически
Седьмая ступень вала:
Шестая ступень вала:
Геометрический расчет открытой передачи3стр.39.
Определим модуль зацепления по формуле:
Геометрические размеры шестерни:
делительный диаметр: ;
диаметр вершин зубьев: ; (10.2)
диаметр впадин зубьев: ;
1 По контактным напряжениям:
Контактное напряжение на колесе тихоходной ступени
коэффициент КH определим по таблице 4 таблица 8.3:
коэффициент КHV определим по графикам 4 рисунок 8.15:
2 По напряжениям изгиба:
Напряжение изгиба на колесе тихоходной ступени
коэффициент КF определим по таблице 4 таблица 8.3:
коэффициент КFV определим по графикам 4 рисунок 8.15:
Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи 3 стр 38
Z3 – число зубьев шестерни открытой передачи;
- коэффициент ширины зубчатого венца колеса относительно модуля
- допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни;
Твых –момент на шестерне;
Делительный диаметр ;
диаметр вершин зубьев ;
диаметр впадин зубьев ;
Конструирование зубчатых колес закрытой передачи
1 Определение размеров зубчатого колеса промежуточного вала .
Для колеса промежуточной ступени.
Ширина торцов зубчатого венца:
Толщина диска колес:
Округляем до стандартного значения
2 Определение размеров зубчатого колеса тихоходного вала .
Для колеса тихоходной ступени.
Толщина диска колес:
Проверочный расчет промежуточного вала.
Заменяем конструкцию вала расчетной схемой с обозначением всех активных и реактивных сил действующих на вал
Силы действующие на вал:
Расстояния возьмем из сборочного чертежа:
2. Определение опорных реакций.
3. Построение эпюр изгибающих моментов
Суммарный изгибающий момент:
Проверка на статическую прочность
Построив эпюры видим что наибольший изгибающий момент проходит через сечение в т.С: для него и произведем расчет.
Касательные напряжения:
Оценку статической прочности проводят по энергетической теории прочности:
Допускаемые напряжения зависят от механических характеристик материала и коэффициента запаса прочности n:
Условие прочности выполняется.
Расчет подшипников на заданный ресурс.
Расчет будем производить для наиболее нагруженной опоры т.е. для опоры Д.
Предварительно был назначен подшипник шариковый радиальный легкой серии (по ГОСТ 8338-75 № 208 для которого грузоподъемность Сr = 32000Н Cr0 = 17800H.
Определим эквивалентную нагрузку
V = 1 - коэффициент вращения так как вращается внутреннее кольцо подшипника
Х – коэффициент радиальной нагрузки
Y – коэффициент осевой нагрузки
КБ = 10 - коэффициент безопасности для спокойной нагрузки без толчков
KT = 10 - температурный коэффициент при t до 100 °С.
Коэффициент осевого нагружения е = 0 при
- так как принимаем Х=1 а Y=0.
С учетом полученных данных:
Определим расчетный ресурс:
где к - показатель степени равен 3 для шариковых подшипников
а1=1 – коэффициент долговечности для вероятности безотказной работы 90%.
а23 = 08 – для шариковых подшипников.
Подшипник проходит по заданному ресурсу
Проверка промежуточного вала на усталостную прочность
Для каждого из предположительно опасных сечений определяем коэффициент:
где и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
где и – амплитуды напряжений цикла; и – средние напряжения цикла; и – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчётах валов принимаем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и а касательные напряжения – по отнулевому циклу: и .
Пределы выносливости вала в опасном сечении определяем по формулам:
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
Значения коэффициентов снижения предела выносливости вычисляем по зависимостям:
1 Сечение вала с шпоночным пазом
Концентраторами напряжения являются шпоночный паз и натяг. Расчёт ведём с использованием табличных данных [2]:
Характеристики материала 40Х:
(при диаметре вала для изгиба и кручения легированной стали 40Х)
(т.к. поверхность вала выполнена без упрочнения).
Для шпоночного паза при выполнении паза концевой фрезой и : .
Для назначенного натяга при диаметре и :
Получаем для шпоночного паза:
Принимаем для данного сечения большие значения коэффициентов снижения предела выносливости от обоих концентраторов напряжений:
Тогда пределы выносливости вала в сечении 1-1 равны:
Напряжения в данном сечении равны:
где – результирующий изгибающий момент; – крутящий момент; и – моменты сопротивления вала при изгибе и кручении.
Таким образом получаем:
Коэффициент запаса прочности S должен быть не меньше 15 – 25 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала. Так как условие прочности для данного сечения выполняется.
2 Ступенчатый переход с галтелью
Концентратором напряжений является ступенчатый переход с галтелью:
(при шероховатости поверхности и )
Для ступенчатого перехода с галтелью :
Значения коэффициентов снижения предела выносливости:
Тогда пределы выносливости вала в сечении 2-2 равны:
1 Шпоночные соединения.
1.1. Подбор шпонки для цилиндрического колеса. быстроходной ступени
b h = 14 9 для d=47мм (ГОСТ 23360 -78).
Рис 8.1 Шпонка призматическая
Глубина шпоночного паза:
Определяем рабочую длину шпонки по формуле
где T- крутящий момент на валу
=130 180 МПа допускаемое напряжение на смятие.
1.2. Подбор шпонки для цилиндрического колеса. тихоходной ступени
b h = 20 12 для d=70 мм (ГОСТ 23360 -78).
Конструирование корпусных деталей и крышек подшипников.
Корпусные детали имеют довольно сложную форму поэтому их получим методом литья. Для изготовления корпусных деталей используем чугун СЧ15. Корпусная деталь состоит из стенок ребер бобышек фланцев и других элементов соединенных в единое целое. При конструировании корпусной детали стенки следует выполнять одинаковой толщины.
1 Определение толщины стенки редуктора.
Для редукторов толщину стенки отвечающую требованиям технологии литья необходимой прочности и жесткости корпуса вычисляют по формуле:
d = 13× принимаем толщину стенки редуктора d = 8 мм
2 Конструктивное оформление фланцев корпуса и крышки редуктора.
Конструктивные элементы:
f = (04 05)×d1= (04 05)× 8 = 4 мм
b = 15×d =15×8 = 12 мм
b1 = 15×d1 =15× = 12мм
l = (2 22)×d = (2 22)×8 = 16 мм
3. Конструктивное оформление приливов для подшипниковых гнезд.
l1 l2 - длина подшипниковых гнезд определяется конструктивно.
d = 8 мм - толщина стенки редуктора.
h1 = 05×d = 05× 8 = 4 мм
4 Крепление крышки редуктора к корпусу.
d = 125 × 10 мм - диаметр стяжного болта.
d = 125 × = 924 мм принимаем d = 10 мм
Конструктивные элементы.
K = 235×d = 235×10 = 235 мм
C = 11×d = 11×10 = 11 мм
D = 2×d = 2×10 = 20 мм
h' - определяют графически исходя из условия размещения головки болта на плоской опорной поверхности.
5 Конструирование крышек подшипников.
В данном редукторе используем закладные крышки.
6.1. Крышки для быстроходного и помежуточног вала.
6.2. Крышки для промежуточного вала.
d3 = H + 08×d = 8 + 08×6= 13 мм;
6.3. Крышки для тихоходного вала.
d1 = 12×d = 12×7= 84 мм;
7. Фиксирование крышки относительно корпуса.
Необходимая точность фиксирования достигается штифтами. Используются два конических штифта с внутренней резьбой которые устанавливаются по срезам углов крышки.
Поверхности сопряжения корпуса и крышки для их плотного прилегания шабрят и шлифуют. При сборке узла эти поверхности для лучшего уплотнения покрывают тонким слоем герметика.
8. Конструктивное оформление опорной части корпуса.
Опорная поверхность выполнена в виде четырех расположенных в местах установки болтов платиков. Такое расположение позволяет снизить расход металла и уменьшает время обработки опорной поверхности корпуса снижает нагрузки на резьбовые детали.
Диаметр винта крепления редуктора к раме:
Число винтов z=4 при .
9 Оформление прочих конструктивных элементов корпуса.
Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе предусмотрены проушины.
10. Конструктивное оформление крышки люка.
L - длина крышки назначается конструктивно.
d = (0010 0012)×L ³ 2 мм
d = (0010 0012)×L = (0010 0012)×150 = 2 мм - толщина листа.
d d1 = 6 мм - диаметр винтов крепления крышки люка где d1 =7 мм - толщина стенки крышки редуктора. h1 04×d1 = 04×7 = 3 мм
11. Смазочные устройства
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат увеличенное кислотное число повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло залитое в корпус редуктора или коробки передач периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки из фибры алюминия паронита. Для этой цели применяют также кольца из маслобензостойкой резины которые помещают в канавки глубиной t чтобы они не выдавливались пробкой при ее завинчивании.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатель.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.
Проектирование чертежа приводной станции
При монтаже приводов состоящих из электродвигателя и редуктора должны быть выдержаны определенные требования точности относительного положения узлов. Для этого узлы привода устанавливают на сварных рамах.
В случае мелкосерийного производства экономически выгоднее применять сварные рамы из элементов сортового проката: швеллеров уголков полос листов.
Конфигурацию и размеры рамы определяют тип и размеры редуктора и электродвигателя. Расстояние между ними зависит от подобранной соединительной муфты.
По каталогу электродвигателей (табл. 24.7 [1]) определяют размеры опорных поверхностей двигателя а по чертежу редуктора - размеры . Для создания базовых поверхностей под двигатель и редуктор на раме размещают платики в виде узких полос.
Ширину и длину платиков на раме принимают большими чем ширина и длина опорных поверхностей электродвигателя и редуктора.
Основные размеры рамы:
Н=(008 010)L=32 40 мм.
Подбираем ближайший больший размер швеллера:
Раму при сварке сильно коробит поэтому все базовые поверхности обрабатывают после сварки. Высоту платиков после их обработки принимают h=5 6мм.
Швеллеры располагают полками наружу. В полках рамы высверлены отверстия на проход стержня болта. На внутреннюю поверхность полки накладывают косые шайбы выравнивающие опорную поверхность под головками гаек (рис. 11.1).
Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментальные болты с коническим концом (рис. 11.2). Фундаментальные болты установлены в скважины просверленные в полу твердосплавным инструментом. Используем болты М16 2 по ГОСТ 24379.1-80.
Вследствие погрешностей изготовления деталей и погрешностей сборки валы соединяемые муфтой как правило имеют смещения: радиальное угловое (перекос) и осевое Радиальные смещения уменьшают выверкой положения узлов на базовых плоскостях. В этом случае возможное радиальное смещение осей зависит от квалификации сборщиков. Осевое смещение уменьшают выверкой осевого положения валов.
В данном проекте применена муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93. Эти муфты получили широкое распространение благодаря относительной простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность:
- радиальные смещения-010 .015мм;
Размеры муфты подбираем по атласу (стр. 303 [5]).
Проектирование приводов с цилиндрическими редукторами: Методические указания к выполнению расчетно-графической работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» С.С. Прокшин А.А. Сидоренко В.А. Федоров С.М. Минигалеев. – Уфа: Уфимский государственный авиационный технический университет 2006. – 58 с.
Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студентов высших учебных заведений П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. – 9-е изд. прераб. и доп. – М.: Издательский центр «Академия» 2006. – 496 с.
Расчет и конструирование одноступенчатого зубчатого редуктора: учебное пособие М.Ш. Мигранов О.Ф. Ноготков А.А. Сидоренко Л.Ш. Шустер. – М.: издательство МАИ 2002. – 125 с.
Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для студентов высших технических учебных заведений. – 5-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 1991. – 383 с.
Эскизы стандартных изделий
Болт с уменьшенной шестигранной головкой ГОСТ 7796-70
Винт М814 ГОСТ 17473-80.
Манжеты резиновые армированные 1-3558-1 и 1-6590-1 ГОСТ 8752-79.
Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75.
Шайба пружинная 16 ГОСТ 6402-70.
Штифт конический с внутренней резьбой класс точности В

Спецификация на приводную станцию.spw

Пояснительная записка
Привод общего назначения
Болт М16-6g x 65.58
Винт М10х90 ГОСТ 1491-80
Гайка М16-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 14 ГОСТ 11371-78
Шайба 16Н ГОСТ 6402-70

Чертеж.cdw

Чертеж2.cdw

Технические требования
Плоскость разьема покрыть щелочным
Мр-ТУ 38-5-6060-65.
Применение прокладок не допускается.
После сборки в редуктор залить
индустриальное масло И-Г-А-32.
Необработанные наружные поверхности
редуктора покрыть серой
эмалью ПФ-115 ГОСТ-6465-76.
Необработанные поверхности
находящихся в масляной ванне
красить маслостойкой красной эмалью.
Техническая характеристика
Наибольший вращающий
момент на выходном валу
Передаточное число редуктора - 27

Спецификация на приводную станцию.spw

Пояснительная записка
Привод общего назначения
Электродвигатель IM 1081
Болт М16-6g x 65.58
Винт М10х90 ГОСТ 1491-80
Гайка М16-6Н.5 ГОСТ 5915-70
Шайба 14 ГОСТ 11371-78
Шайба 16Н ГОСТ 6402-70

Чертеж.cdw

Приводная станция.cdw

Технические требования
Допустимое смещение валов электродвигателя и редуктора
Допускаемый перекос валов мммм
Техническая характеристика электродвигателя
Частота вращения приводного барабана 2850 обмин

Спецификация на редуктор.spw

Пояснительная записка
Колесо быстроходной ступени
Колесо тихоходной ступени
Кольцо маслоотбойное
Уплотняющая прокладка
Винт М6 х 14 ГОСТ 17473-80
Винт М12 х 65 ГОСТ 7805-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Мaнжета 1-60 х 65-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Штифт 8 х 26 ГОСТ 9464-79
Штифт 8 х 35 ГОСТ 9464-79
Шпонка 12 х 8 х 66 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 х 8 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14 х 9 х 24 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6 х 6 х 18 ГОСТ 23360-78

ЭПЮРЫ.cdw

Приводная станция.cdw

Технические требования
Допустимое смещение валов электродвигателя и редуктора
Допускаемый перекос валов мммм
Техническая характеристика электродвигателя
Частота вращения приводного барабана 2850 обмин

Спецификация на редуктор.spw

Пояснительная записка
Колесо быстроходной ступени
Колесо тихоходной ступени
Кольцо маслоотбойное
Уплотняющая прокладка
Винт М6 х 14 ГОСТ 17473-80
Винт М12 х 65 ГОСТ 7805-70
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Мaнжета 1-60 х 65-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Подшипник 212 ГОСТ 8338-75
Штифт 8 х 26 ГОСТ 9464-79
Штифт 8 х 35 ГОСТ 9464-79
Шпонка 12 х 8 х 66 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 х 8 х 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14 х 9 х 24 ГОСТ 23360-78
Шпонка 6 х 6 х 18 ГОСТ 23360-78

Пром. вал.cdw

рабочие поверхности зубьев ТВЧ 48 52 HRC
Неуказанные предельные отклонения размеров:
валы- по остальные по
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Сталь 40XH ГОСТ 4543-71