Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

Детали.doc

Министерство Образования Российской Федерации Государственное
Образовательное Учреждение
Высшего Профессионального Образования
Ижевский Государственный Технический Университет
Кафедра: "Теоретическая механика
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по Деталям машин
на тему:"Расчет и проектирование привода ленточного конвейера
Выбор стандартного электродвигателя
Кинематический расчёт
Определение крутящих моментов на валах привода
Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора
Предварительный расчёт и конструирование валов
Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Составление расчётной схемы привода
Проверка долговечности подшипников
Проверка прочности шпоночных соединений
Уточнённый расчёт промежуточного вала
Назначение посадок деталей редуктора
Задание на проектирование
Спроектировать привод к ленточному конвейеру. Окружное усилие на барабане Fб; окружная скорость барабана Vб; диаметр барабана Dб; срок службы привода h.
Выбор электродвигателя
Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:
)требуемой мощности;
1 Определение требуемой мощности электродвигателя
При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:
гдеN – паспортная мощность электродвигателя;
Nтр.ЭД – требуемая мощность электродвигателя.
гдеNраб.зв. – мощность на рабочем звене;
пр – коэффициент полезного действия (КПД) привода.
Определим мощность на рабочем звене по выражению:
гдеF – усилие натяжения ленты конвейера Н;
– линейная скорость перемещения ленты конвейера мс.
Определим КПД привода:
где - КПД пары подшипников;
- КПД цилиндрических зубчатых колес;
- КПД ременной передачи;
- КПД потери в опорах вала барабана ;
- КПД муфты соединительной.
Зная мощность на рабочем звене и КПД привода определим требуемую мощность электродвигателя:
На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя:
2 Выбор частоты вращения вала электродвигателя
Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных передач. Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности:
Предварительно принимаем:
где - частота вращения рабочего звена обмин. Она равна:
где- окружная скорость барабана мс;
- диаметр барабана мм.
Зная частоту вращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающей способности определим возможные частоты вращения вала ЭД:
Выбираем двигатель АИР 160 S6 P=7.5 кВт n=727мин-1.
1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:
По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням.
Найдем передаточное отношение для второй ступени:
Найдем передаточное отношение для первой (быстроходной) ступени:
2 Определение частот вращения на валах
Определение вращающих моментов на валах привода
Вращающих моментов на валу барабана рассчитываем по следующей формуле:
Определим крутящий момент на тихоходном валу редуктора. При определении крутящего момента на валу следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на валу барабана. Таким образом рассчитывать крутящий момент на тихоходном валу следует по формуле:
где - КПД пары подшипников качения на валу барабана.
- КПД пары подшипников качения на третьем валу.
Крутящий момент на промежуточном валу рассчитываем по нижеприведенной формуле:
где - КПД зубчатой передачи ;
- КПД пары подшипников качения на втором валу.
Крутящий момент на быстроходном валу:
где - КПД зубчатой передачи;
- КПД пары подшипников качения на первом валу.
1 Расчёт быстроходной ступени
1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени
Межосевое расстояние определяется по следующей формуле см. [1стр.32 ]:
где=43 для косозубых колес;
- коэффициент нагрузки; при несимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузки заключён в интервале 1113;
- коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем равным 025 см. [1 стр. 33].
1.2 Выбор материалов
Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками: принимаем для шестерни сталь 20XH2M термообработка цементация с твёрдостью 56..63HRC ; для колеса – сталь 35XM термообработка ТВЧ с твёрдостью
1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле [1 стр.27]:
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При твёрдости поверхностей зубьев для колеса после ТВЧ предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:
Для шестерни после цементации:
- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового то принимают =1. В других условиях когда эквивалентное число циклов перемены напряжений меньше базового то согласно [1 стр.33] вычисляют по формуле:
Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали:
- коэффициент безопасности; согласно [1 стр.29] для колёс из поверхностно
упрочненной стали принимают =1.2.
1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле:
где - частота вращения вала мин-1;
t – общее календарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в сутки Kсут = 0.5 и год Kгод = 0.7 а также срока службы привода h = 5 лет;
T – момент развиваемый на валу.
Применительно к нашему графику нагрузки: Т1 = Т при t1 = ;
Определим по формуле 4.4 эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов 1 2 3:
1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни
Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z1 по выражению 4.2:
1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса
Определяем допускаемые напряжения для колеса:
1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс
Согласно [1 стр. 35] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:
где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z1 и колеса Z2.
Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение после чего стоит проверить выполняемость условия 123 см [1 стр. 35]:
так как 990МПа МПа то проверочное условие выполняется.
1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени
По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние принимая :
Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм см. [1 стр. 36].
1.9 Определение модуля
Согласно [1 стр. 30] модуль следует выбирать в интервале :
по СТ СЭВ 310-76 см. [1 стр. 30] принимаем 15.
1.10 Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле предложенной в [1 стр. 30]:
где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале см. [1 стр. 37].
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:
Определяем число зубьев шестерни по формуле [1 стр. 36]:
По полученным значениям оределяем передаточное отношение:
расхождение с ранее принятым не должно превышать 25%. Вычислим погрешность:
Определим уточнённое значение угла наклона зуба:
После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле см. [1 стр. 31]:
1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса
Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям см. [1 стр. 38]:
Вычислим диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности
Согласно [1 стр. 27] для косозубых колёс при до 10 мс назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.
1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
Коэффициент КН учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца определяется следующим выражением см. [1 стр. 26]:
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- динамический коэффициент.
По [1 стр. 32] находим:
= 107; = 1 14; = 10.
1.15 Проверка контактных напряжений
Условие для проверочного расчёта косозубых передач см. [1 стр. 26]:
1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению см. [1 стр. 46]:
гдеFt - окружная сила действующая в зацеплении;
KF – коэффициент нагрузки;
пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1 стр. 39-40] находим = 118 и = 11;
Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле см. [1 стр. 43]:
По таблице 2.3 из [2 стр. 14] для стали 20XH2M термообработка цементация с твёрдостью 56..63 для колеса – сталь 35XM термообработка ТВЧ при отнулевом цикле изгиба
Коэффициент запаса прочности из [2 стр. 15] =175.
Допускаемые напряжения и отношения :
для шестерни МПа; МПа;
для колеса МПа; МПа;
Найденное отношение меньше для колеса следовательно дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.
Определим коэффициент учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми см. [1 стр. 39]:
где - угол наклона линии зуба;
коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
где n-степень точности зубчатых колес;
Еа- коэффициент торцевого перекрытия =1.5
2 Расчёт тихоходной ступени
2.1 Выбор материалов
Выбираем материалы с высокими механическими характеристиками: принимаем для шестерни и колеса одинаковыми сталь 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
2.2 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для тихоходной ступени
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При твёрдости поверхностей зубьев для колес после азотирования предел контактной выносливости равен:
так как 1047МПа МПа то проверочное условие выполняется.
2.3 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени
Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм см. [1 стр. 36].
2.4 Определение модуля
Согласно [1 стр. 36] модуль следует выбирать в интервале :
по СТ СЭВ 310-76 см. [1 стр. 30] принимаем 2.
2.5 Определение числа зубьев шестерни Z3 и колеса Z4
Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса: ;
2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса
2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру
2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности
2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений
По [1 стр. 39] находим:
= 1.06; = 1.14; = 10.
2.10 Проверка контактных напряжений
Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой что и для быстроходной:
2.11 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится с учётом того что окружная сила действующая в зацеплении равна
Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1 стр. 43] находим = 1.18 и = 1.04;
Допускаемое напряжение вычисляем по формуле:
По таблице 3.9 из [2 стр. 14] для стали 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
Коэффициент запаса прочности; =1.7.
для колеса МПа; МПа.
Найденное отношение меньше для шестерни следовательно дальнейшую проверку будем проводить для зубьев шестерни.
Определим коэффициент учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми используя выражение 4.26:
Проверяем зубья шестерни по формуле:
что значительно меньше МПа.
Расчет клиноременной передачи.
Принимаем сечение ремня Б по монограмме[1 стр. 131] при этом минимальный диаметр шкива 140 мм.
Диаметр большего шкива: [1 стр. 130]
Округляем до ближайшего стандартного значения мм.
Проверяем передаточное отношение:
Межосевое расстояние: мм;
Принимаем мм по ГОСТ1284.1-80.
Уточняем межосевое расстояние:
Угол обхвата малого шкива:
Коэффициент угла обхвата:
Коэффициент скорости:
Полезное напряжение:
Число пробегов ремня:
Полезно допускаемое напряжение:
учитывает характер работы[1 стр. 136]
Определяем число ремней в передаче:
Расчетная долговечность:
Расчет центробежной муфты.
Передаваемый муфтой момент рассчитывается по формуле:
Номинальный момент электродвигателя 99.43 Hм.
Требуемый момент центробежной муфты:
Примем по приведенным выше соотношениям некоторые размеры колодочной муфты.
Внутренний диаметр :
Где диаметр вала электродвигателя.
Где длина посадочного места вала электродвигателя.
Из формулы найдем произведение для пары сталь и
тканное резиновое феродо и четырех грузов колодок (z=4).
Где m- масса одного груза в кг D и r – в метрах.
Подбором параметров m D и r обеспечивают необходимые инерционные характеристики центробежной муфты.
Масса одного стального груза
b- ширина груза; -плотность стали=7800кгм3.
Примем первое приближение D=200мм.
что находится в требуемом интервале:
Определим момент передаваемый муфтой:
1 Быстроходная ступень
Определяем диаметр и длину ступицы колеса:
2 Тихоходная ступень
Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов
Смазывание зецеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии снижения коэффициента трения уменьшения износа деталей отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей снижения шума и вибраций.
Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.
Сорт масла назначаем по таблице 11.2 [2 стр.173] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:
рекомендуемая вязкость масла по таблице 11.1 из [2 стр. 173] равна 60мм2с . По таблице 11.2 [2 стр.173] принимаем индустриальное масло И-Г-А-68.
В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину равную мм.
Контроль уровня масла производится с помощью фонарного маслоуказателя.
Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:
принимаем болты с резьбой М16;
принимаем болты с резьбой М12;
Составление расчётной схемы
Определим силы действующие в зацеплении (рис.9.1):
быстроходной ступени1) окружная Н;
тихоходной ступени1) окружная Н;
Расчет опорных реакций действующих в горизонтальной плоскости
Составим уравнение относительно точки Е:
Расчет опорных реакций действующих в вертикальной плоскости
Составим уравнение относительно точки F:
Суммарные реакции опор
200.45+5333.54-16534=0
Составим уравнение относительно точки С:
Составим уравнение относительно точки D:
-2308.88+16534-3552-10673.12=0
-2445.23-2500.76+6251-1305=0
Составим уравнение относительно точки A:
Составим уравнение относительно точки А:
78+326.9-1305-1300=0
Расчет долговечности подшипников
Расчетную долговечность Lh в часах определяют по динамической грузоподъемности С и величине эквивалентной нагрузки Рэк.
где Lh – расчетный срок службы подшипника ч;
n – частота вращения внутреннего кольца;
C – динамическая грузоподъемность;
Pэкв – эквивалентная нагрузка
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V – коэффициент учитывающий вращение колец: при вращении внутреннего кольца V = 1;
Fr – радиальная нагрузка Н;
Y – коэффициент осевой нагрузки Н;
Fa – осевая нагрузка Н;
Кt – температурный коэффициент принимаемый в соответствии с рекомендациями [[1 стр. 214] Кt = 1;
K – коэффициент безопасности; принимаем K = 1.
Вал III: подшипник 217 ГОСТ 8338-75
По найденным соотношениям в соответствии с [1 212] определяем коэффициенты:
Тогда долговечность подшипников на валу III:
Расчетная долговечность млн.об.
Вал II: подшипник 7209А ГОСТ 27365-87
Вал III: подшипник 209 ГОСТ 8338-75
В соответствии с полученными данными можно сделать вывод что полученные результаты долговечности подшипников соответствуют долговечности цилиндрического редуктора.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78 см. табл. 8.9 [1 стр. 169].
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле [2 стр. 170]:
гдеTраб – передаваемый рабочий вращающий момент на валу ; где .
Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1.2.
d – диаметр вала в месте установки шпонки мм;
b h – размеры сечения шпонки мм;
t1 – глубина паза вала мм;
- допускаемое напряжение смятия.
Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа при чугунной МПа.
Ведущий вал: мм; ; t1 = 50 мм; длина шпонки момент на ведущем валу ;
мм; ; t1 = 6.0 мм; длина шпонки под колесом момент на промежуточном валу ;
проверяем шпонку под колесом: мм; ; t1 = 9 мм; длина шпонки момент на промежуточном валу ;
Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ≥ [s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валов производится аналогично.
Материал промежуточного вала – сталь 38X2MЮА термообработка азотирование с твёрдостью 58..67HRC.
По табл. 2.2 [4 стр. 30] находим механические свойства:
Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 63 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием галтели (см. Рис.12.1). По таблице 8.2 [1 стр. 163] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы см. табл. 8.8 [1 стр. 166]: и ; коэффициенты и [1 стр. 163 166].
Расчет на статическую прочность:
Крутящий момент на валу .
суммарный изгибающий момент в сечении А-А
Момент сопротивления изгибу (d=63)
Момент сопротивления кручению
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэфициент запаса прочности для сечения А-А
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=15-17. Учитывая требования жёсткости рекомендуют [s]=25-30. Полученное значение s=11.8 достаточно.
Расчет на сопротивление усталости [1 стр. 169]:
Предел выносливости:
Назначение посадок производится при разработке конструкции. Посадки указывают на чертеже общего вида а затем на рабочих чертежах деталей проставляют предельные отклонения.
Это выполняется одним из трёх способов:
условным обозначением
числовыми значениями отклонений мм.
условным обозначениями совместно с числовыми взятыми в скобки.
Первый способ применяют если номинальный размер включён в ГОСТ 6636-69 и отклонения приняты по системе отверстия СТ СЭВ 145.75
В других случаях оправдано применение второго или третьего способов.
Назначение посадок проводим в соответствии с данными таблицы 10.13 [1 стр.263].
Определим посадки для промежуточного вала.
Зубчатые колёса на вал напрессовываются с посадкой Н7р6 по ГОСТ 25347-82 обеспечивающей гарантированный натяг.
Шейки валов под подшипниками выполнены с отклонением вала k6.
Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.
Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов:
на ведущий вал напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до 80 – 100ºС;
в промежуточный вал закладываем шпонку 16 × 10 и напрессовывают зубчатое колесо и щестерню до упора в распорные кольца затем устанавливаем шарикоподшипники нагретые в масле;
в ведомый вал закладываем шпонку 25 × 14 напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в бурт вала устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники нагретые в масле.
Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 × 36 ГОСТ 3129 – 70; затягиваем болты крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжетные уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.
Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и фонарный маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.
Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к ленточному конвейеру представляющий собой электродвигатель двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.
В процессе проектирования подобран электродвигатель произведён расчёт редуктора.
Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней определение сил действующих на звенья узлов расчёты конструкций на прочность процесс сборки отдельных узлов.
С. А. Чернавский К. Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов – М.: Машиностроение1988. – 416с.
6.Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 6-е изд. исп. – М.: Высш. шк.2000. – 447с.
Кудрявцев Ю.А. Державин И.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. – Л: Машиностроение.1983. – 400с.: ил.
Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3-х т. Т.1 – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение1982. – 736с.

Лист4(А2).cdw

Шайба 14 ГОСТ 10450-78
Болт М14ГОСТ15589-70
Вновь разрабатываемые изделия
Гайка регулеровочная М20
Болт регулеровочный М20

Лист1(А1).cdw

Гайка М12 ГОСТ 15521-70
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Маслоуказатель фонарный
Подшипник 80209 ГОСТ 7242-81
Подшипник 80217 ГОСТ 7242-81
Подшипник 7209А ГОСТ 27365-87
Вновь разрабатываемые изделия
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Прокладка регулеровочная;комплект.
Прокладка регулеровочная;комплект
Вал-шестерня ведущий
Вал-шестерня промежуточный
Колльцо мазудерживающее
Техническая характеристика
Частота вращения входного вала nвх=363.5 мин
Передаточное число редуктора Uред=10.69
Частота вращения выходного вала nвых=34 мин
Крутящий момент на выходном валу Твых=1958.3 Н м
Коэффициент полезного действия =0.89
Технические требования
Степень точности передач 8-C по ГОСТ 1643-81
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной
В редуктор залить масло И-Г-А-68 в количестве 3
Камеры подшипников промежуточного вала заполнить на 12 объема
смазочным материалом ЦИАТИМ-201.
Зазоры в подшипниках регулировать набором регулеровочных прок-
Поверхности валов сопрекасающихся с манжетами полировать.

Лист2(А1).cdw

Лист5(А2).cdw

Подшипник 80215 ГОСТ 7242-81
Болт М10ГОСТ15589-70
Вновь разрабатываемые изделия
Кольцо регулеровочное
Техническая характеристика
Частота вращения вала электродвигателя n =727 мин
Крутящий момент муфты Тм=120 Н м
Технические требования
Зазоры в подшипниках регулировать набором регулеровочных колец поз.8.
Накладки крепить к колодке клеем 51-К-10 ТУ 38-1051571-83

Лист3(А1).cdw

Ремень Б-1400 Т ГОСТ 1284 1-80
Гайка М16 ГОСТ10605-94
Гайка М24 ГОСТ10605-94
Вновь разрабатываемые изделия
Редуктор цилиндрический
Салазки регулеровочные
План размещения отверстий
под фундаментные болты
Смещения вала барабана и тихоходного вала редуктора не более:
радиальное 0.3..0.4мм
Радиальная консольная нагрузка на выходном валу
редуктора не более: 4585 Н
Окружная сила на барабане
Скорость движения ленты
Общее передаточное число привода 21.38
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Технические требования
Техническая характеристика