Расчет трехступенчатого цилиндрического редуктора

записка.doc

Министерство Образования Республики Беларусь
Белорусский Национальный Технический Университет
Кафедра «Детали машин и ПТМ»
пояснительная записка
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 5
Расчет зубчато-ременной передачи 7
Расчет шкивов зубчато-ременной передачи 8
Расчет цилиндрических передач 10
Расчет подшипников 34
Подбор и расчет шпоночных соединений 42
Назначение допусков и посадок 44
Описание сборки смазки и регулировки редуктора 45
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники муфты и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.
Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.
Редуктор трехступенчатый горизонтальной компоновки. Корпус редуктора выполнен разъемным литым из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412 – 79. Оси валов редукторов расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов редуктора обеспечивается наиболее удачная сборка.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Выбор электродвигателя
Определяем мощность на выходном валу привода
Определяем КПД привода
hрем=0.94 – КПД ременной передачи
hцил=0.95 – КПД цилиндрической передачи
hпод=0.99 – КПД пары подшипников качения
hмуф=0.98 – КПД муфты
Определяем требуемую мощность электродвигателя
Определяем частоту вращения выходного вала
Определяем рекомендуемое передаточное число привода
Расчетная частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле
Примем асинхронный электродвигатель 4А100Л2У3 с номинальной мощностью и частотой вращения nдв=2910 обмин.
Кинематический расчет
Общее передаточное отношение привода
Разобьем общее передаточное отношение по ступеням
U30=2.45 – ременной передачи
U31=3.5– цилиндрической косозубой передачи
U32=4.0 – цилиндрической прямозубой передачи
Частота вращения валов
Крутящий момент на валах
Расчет зубчато-ременной передачи.
Исходные данные: P0=5.316 кВт
Модуль ремня с трапецеидальными зубьями
tp= 3.14*m=3.14*4=1256 мм
Нр=5.0; H=0.8; hp=2.5; Sp=4.4; R1=1.0; R2=1.0; 2φ=40град
Минимальное число зубьев ведущего шкива
Число зубьев ведомого шкива
Действительное передаточное число передачи
d0=Z1*m=18*4=72; d1=Z2*m=45*4=180
Минимальное межосевое расстояние
amin=055(d0+d1)+Hp=055(72+180)+5= 1436
Zp=2amintp+05(Z1+Z2)+f1*tpamin=2*14361256+05*(45+18)+ 184845*12561436=5598
f1=(Z2-Z1)*(Z2-Z1)(4**)=(45-18)*(45-18)(4*3.14*3.14)= 184845
Межосевое расстояние передачи при выбранном Zp
a=(2Zp-(Z2+Z1))*f2*tp=(2*56-(45+18))*023301*1256=143404
Угол обхвата ремнем ведущего шкива
Число зубьев на дуге обхвата
Z01=Z1*α1360=18*13707360=68535
316*3.2(0.2*6.85)=1241
kt=k1+k2+k3=1+2.2=3.2
Сила нагружающая вал передачи
Расчет шкивов зубчато-ременной передачи
Исходные данные: d=72 мм
Материал шкива и размеры ступицы
1Материал шкива – СЧ20(ГОСТ 1412-85)
2.1Диаметр Dcт и длина Lcт
2.2Тип пасадочного отверстия – цилиндрическое со шпонкой.
Посадка цилиндрического отверстия – Н7.
2.3Шероховатость поверхностей:
- отверстие в ступице – Ra=1.6;
- боковые поверхности ступицы - Ra=3.2;
2.4Допуски формы и расположения поверхностей:
- торцевое биение ступицы 0.05
Конструкция и размеры шкива
1.Конструкция шкива – с диском
2 Размеры профиля межзубой впадины
3 Делительный диаметр зубьев
4 Диаметр вершин зубьев шкива
d0=d-2H+k=72-2*08+013=7053
5.Диаметр впадин зубьев шкива
df=d0-2hш=7053-2*4.0=6253
6 Шаг по диаметру вершин зубьев
tш=3.14*d0z=3.14*70.5318=123
7 Ширина обода шкива
8 Толщина обода шкива
Исходные данные: d=180 мм
d0=d-2H+k=180-2*08+013=17853
df=d0-2hш=17853-2*4.0=17053
tш=3.14*d0z=3.14*178.5345=12457
Расчет цилиндрических передач
Расчет цилиндрической прямозубой передачи z1 – z2
Выбор материала и термообработка
Материал шестерни – Сталь 20Х2Н4A Цементация + Азотирование твердость 60HRC
Материал колеса – Сталь 40ХН закалка ТВЧ твердость 45 HRC
Расчетная долговечность привода
Lh = Lгод × Ксут × 24 × Кгод × 365= 3.0 × 0.40 × 24 × 0.65 × 365= 68328 часов
Эквивалентное число циклов перемены напряжений
- при расчете на контактную прочность
-при расчете на изгиб
где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении с расчитываемым
Найдем коэф. долговечности (Zn и Yn)
– при расчете на контактную прочность
где:Nно1 =15.0×107 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 43 HRC
где:Nно2 =70.0×106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 45HRC
где: Nfo = 4.00 × 106 циклов – базовое число циклов
Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса
Предел контактной выносливости
sн limb1=17HRC + 200 = 23*60 = 1380 МПа
sн limb2=17HRC + 200 = 17× 45 + 200 = 965 МПа
Допускаемые контактные напряжения (4.1 [3])
где: Sн = 1.2 – коэф. безопасности
Условно-допустимое напряжение
[sн] = 0.5 × ([sн]1+[sн]2)=0.5 × (1035 + 723.75) = 879375 МПа
Предел выносливости на изгиб
Допускаемые напряжения при изгибе (4.1 [3])
где: = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)
Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние
где: Ка = 49.0 – числовой коэф. для прямозубой передачи
Кнb=1.13 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба
yва – коэф. ширины колеса
Принимаем aw = 80 мм
Зададимся числом зубьев шестерни =19
По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 2.0 мм
Суммарное число зубьев передачи
Число зубьев шестерни .
Число зубьев колеса
Размеры шестерни и колеса
- делительный диаметр
da1 = d1 + 2 × m = 36 + 2 ×2 = 40 мм
da2 = d2 + 2 × m = 124 + 2 ×2=128 мм
df1= d1– 2.5 × m = 36- 2.5 × 2=31мм
df2= d2– 2.5 × m = 124-2.5*2=119мм
- рабочая ширина колеса и шестерни
b 2= yba × aw = 0.4 × 80=32 мм
Определим окружную силу в зацеплении
Определим окружную скорость
По (табл. 4.2.8 [3]) принимаем 8-ю степень точности.
Удельная окружная динамическая сила Нмм
где коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;
коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации
Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
Удельная расчетная окружная сила
Проверочный расчет на контактную прочность зубьев (4.2.1 [3])
где: zЕ = 275 – коэф. учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес
zн – коэф. учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев для прямозубой передачи
– коэф. учитывающий суммарную длину контактных линий
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется
Проверка расчетных напряжений изгиба
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку=0.16
Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации Нмм
где коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца = 1.21
Удельная расчетная окружная сила при изгибе
Расчетные напряжения изгиба зуба МПа
где: Yf – коэф. учитывающий форму зуба
для его определения найдем эквивалентное число зубьев
Y – коэф. учитывающий перекрытие зубьев
Yb = коэф. учитывающий наклон зуба
Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.
Для дальнейших расчетов принимаем результаты расчетов выполненных на ЭВМ.
Расчет цилиндрической косозубой передачи z3 – z5 и z4-z6
Материал шестерни – Сталь 40ХН закалка ТВЧ твердость 43HRC
Материал колеса – Сталь 40ХН закалка ТВЧ твердость 40 HRC
где:Nно3 =57.0×106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 250 HB
где:Nно5 =40.0×106 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 230 HB
Предел контактной выносливости (табл.4.1.3[3])
sн limb3=17HRC + 200 = 17 × 43 + 70 = 931 МПа
sн limb5=17HRC + 200 = 17× 40 + 70 = 880 МПа
Допускаемые контактные напряжения
[sн] = 0.5 × ([sн]3+[sн]5)=0.5 × (698.25 + 739.2) = 718725 МПа
Допускаемые напряжения при изгибе
где: Ка = 43.0 – числовой коэф. для косозубой передачи
Кнb=1.12 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба
Принимаем aw = 100.00 мм
Зададимся числом зубьев шестерни =19 и назначим предварительно угол наклона зубьев =15°.
По ГОСТ 9563-60 принимаем нормальный модуль mn = 2.25 мм
Определим окончательно угол наклона зубьев
da1 = d1 + 2 × m = 39.598 + 2 ×2.25 = 44098 мм
da2 = d2 + 2 × m = 160.72 + 2 ×2.25 = 16522 мм
df1 = d1 – 2.5 × m = 39.598 – 2.5 × 2.25 = 33973 мм
df2 = d2 – 2.5 × m = 160.72 – 2.5 × 2.25 = 155095 мм
b2 = yba × aw = 0.4 × 100.00 = 40 мм ; Принимаем b2=40мм
b1 = b2+5 = 40 + 5 = 45 мм
Принимаем 9-ю степень точности.
– коэф. учитывающий суммарную длину контактных линий.
где - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку=0.06
где коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца = 1.25
Расчет вала 1 на усталость
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Рис. Расчетная схема нагружения вала
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Суммарные изгибающие моменты
Эквивалентный момент
где - для Стали55 (табл. 16.2.1[3])
Проверочный расчет вала 1
Определим коэф. запаса прочности для опасного сечения
Найдем моменты сопротивления проверяемого сечения при изгибе (W) и кручении (Wк) (табл. 14.2 [1])
Определим предел выносливости стали при изгибе (14.12 [1]) и кручении (14.13 [1])
s-1 = 0.43 × sв = 0.43 × 650 = 2795 МПа
t-1 = 0.58 × s-1 = 0.58 × 2795 = 16211 МПа
где: sв = 650 МПа – прочности стали (табл. 9.6 [3])
Напряжение в проверяемом сечении
Нормальное напряжение для симметричного цикла (14.14 [1])
где: М = 165456 Н×м – суммарный изгибающий момент
Эффективный коэф. концентрации напряжений (табл. 14.2 [1])
Касательные напряжения для отнулевого цикла (14.14 [1])
-коэффициент снижения предела выносливости
Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям (14.9 [1])
Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям (14.10 [1])
=14 =09 =09 =16 Yt=0.1
Общий коэф. запаса прочности (14.8 [1])
где: [S] = 1.3 4 – требуемый коэф. запаса для обеспечения прочности и жестокости
Условие выполняется прочность и жесткость обеспечены .
Расчет промежуточного вала 2 на усталость
Суммарный крутящий момент .
Проверочный расчет вала 2
Определим предел выносливости стали при изгибе и кручении
где: sв = 650 МПа – прочности стали
Нормальное напряжение для симметричного цикла
где: М = 80 Н×м – суммарный изгибающий момент
Касательные напряжения для отнулевого цикла
Коэф. запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэф. запаса прочности по касательным напряжениям
Общий коэф. запаса прочности
Расчет промежуточного вала 3 на усталость
Нагрузка на вал от муфты
Проверочный расчет вала 3
где: М = 525 Н×м – суммарный изгибающий момент
Проверка подшипников на долговечность
Подбор подшипников для вала 1
На данном валу установлены два разных подшипника:
роликовый радиальный однорядный 32104 ГОСТ 8338-75
Определяется отношение:
где суммарная осевая нагрузка действующая на вал
Принимается параметр
Определяется соотношение
где реакция в опоре Е.
Выбираются коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузки:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка определяется по формуле:
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода определяется по формуле:
где коэффициент учитывающий циклограмму нагружения определяется по формуле:
где показатель степени
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка с учётом изменения внешней нагрузки привода:
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность определяется по формуле:
где частота вращения вала;
продолжительность работы передачи (подшипника);
Расчетная долговечность подшипника определяется по формуле:
То есть выбранный подшипник пригоден.
шариковый радиальный однорядный легкой серии 104 ГОСТ 8338-75
То есть выбранные подшипники пригодны.
Подбор подшипников для вала 2
На данном валу установлены два одинаковых подшипника шариковых радиальных однорядных легкой серии 104 ГОСТ 8338-75
где реакция в опоре A.
Подбор подшипников для вала 3
На данном валу установлены два одинаковых подшипника шариковых радиальных однорядных легкой серии 109 ГОСТ 8338-75
Расчет и проверка муфт
На работу муфты существенно влияют толчки удары и колебания обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому расчёт муфты ведём не по номинальному моменту Т а по расчётному Тр:
где kр=15 коэффициент режима работы;
Т - вращающий момент на валу;
Для передачи вращающего момента от электродвигателя на входной вал устанавливаем упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) 250-32-1 ГОСТ 21424-93:
Для передачи вращающего момента с выходного вала устанавливается зубчатая сцепная муфта 1-2500-40-1 ГОСТ 5006-94; из таблицы выписываем параметры муфты необходимые для расчёта:
Проверяем муфту на условие износостойкости:
Подбор и проверка шпоночных соединений
-Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от шкива зубчато-ременной передачи к валу диаметром
По таблицам для заданного диаметра вала выбираем сечение призматической шпонки
t1=3.5мм. Принимаем длину шпонки
Приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки проверим её на прочность:
- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стальной шестерни шириной 32мм. к валу диаметром
t1=5мм. Принимаем шпонку на 8мм. короче шестерни т. е. расчётная длина шпонки
- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от стальной шестерни шириной 40мм. к валу диаметром
t1=5.5мм. Принимаем шпонку на 8мм короче шестерни т. е. расчётная длина шпонки
- Подобрать призматическую шпонку и проверить её прочность при передаче вращающего момента от полумуфты шириной 92мм к валу диаметром
t1=5мм. Принимаем шпонку на 10мм короче полумуфты т. е. расчётная длина шпонки
Назначение допусков и посадок
Исходя из рекомендаций [3] посадка распорных втулок на вал между колесом и подшипником шестерней и подшипником – E9k6.Посадка муфт на входном и выходном валах (с использованием шпонки) - H7h6 [3].
Посадки зубчатых колес и шестерен на валы (с использованием шпонки) - H7р6
Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников - k6 поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников - H7.
Шероховатось поверхностей
По [3] шероховатость рабочих контуров деталей поверхностей после литья несопрягаемых поверхностей оснований кронштейнов корпуса отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra=80 мкм (без снятия материала) и Ra=125 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов втулок несопрягающихся поверхностей колес имеют шероховатость Ra=25 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra=25 мкм. Шероховатость Ra=125 мкм у поверхностей резьбы посадочных поверхностей зубчатых колес звездочек шкивов привалочных плоскостей корпусных деталей присоединительных плоскостей крышек и фланцев. У посадочных мест под подшипники и конических отверстий под штифты шероховатость Ra=08 мкм.
Описание сборки смазки и регулировки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку проводят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
В ведущий (быстроходный) вал устанавливают предохранительную фрикционную муфту и радиальные шариковые подшипники предварительно нагретые в масле до температуры 80 1000С.
В промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо быстроходной ступени и шестерю тихоходной ступени; устанавливают радиальные шариковые подшипники; предварительно нагретые в масле до 80 1000С;
На тихоходный вал закдадывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо тихоходной ступени; устанавливают радиальные шариковые подшипники предварительно нагретые в масле до 80 1000С;
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора. После этого корпус редуктора накрывают крышкой смазов перед этим плоскость их соединения герметиком и затягивают болы. Для центровки крышки с основанием корпуса используют два конических штифта.
Затем в отверстия под крышки подшипников вставляют регулировочные кольца и закрывают крышками. Перед установкой крышек в них устанавливают (где это предусмотрено) манжетные уплотнения. Крышки прижимаются болтами крепящими крышку к корпусу редуктора.
Проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку и на ведущий вал монтируют полумуфту упругой втулочно-пальцевой муфты. На шлицы тихоходного вала насаживается звездочка цепной передачи и стопорится от осевого перемещения стопорной гайкой. Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоукозатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое окно крышкой с прокладкой из технического картона и отдушиной; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по заданной программе.
Основное назначение смазывания уменьшение сил трения снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. Считают что в двухступенчатой передаче при окружных скоростях более 1 мс достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени [3с.148]. С учётом важнейших факторов контактного напряжения н(МПа) и окружной скорости V(мс) требуемая кинематическая вязкость масла (мм2с) для зубчатых передач принимает следующие значения:
-для быстроходной ступени (Н600МПа V=542мс)
требуемая вязкость масла ;[3табл.11.1]
- для тихоходной ступени (H600МПа V=2352мс)
требуемая вязкость масла
-для редуктора в целом:
Данной кинематической вязкостью обладает (3табл.11.2):
Масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-88.
В редукторе используем картерную систему смазывания. Корпус редуктора заливаем масло так чтобы венец тихоходного колеса был погружен в него. При его вращении масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса детали.
Заливают масло через люк который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния в эксплуатации. Люк закрывается крышкой ручка которой одновременно служит отдушиной.
Слив масла производится через отверстие расположенное в средней плоскости со стороны тихоходного вала и зарываемое пробкой с прокладками.
Контроль уровня масла осуществляется с помощью маслоуказателя.
Смазывание подшипников качения осуществляется вязкой смазкой типа Солидол которую закладывают в полости между крышкой и подшипником для предотвращения вытекания смазки подшипники изолируют при помощи мазеудерживающих колец.
Составление спецификаций к сборочному и монтажному чертежам
Спецификации составляются в соответствии с ГОСТ на листах формата А4 соответственно сборочного чертежа редуктора и монтажного чертежа привода.Литература
Кузьмин А.В. Макейчик Н.Н. Курсовое проектирование деталей машин. – Мн.: Вышэйшая школа 1982 г 1 и 2 том.
Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование деталей машин. – М: Высшая школа 1978 г. – 351 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М: Высшая школа 1985 г. – 416 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М: Высшая школа 2000 г. – 432 с.
Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа 1998 г. – 284 с.
ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.
Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин: Справ. Пособие. – Мн.: Высшая школа 1986 г. – 400 с.: ил.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. Пособие Л.В.Курмаз А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт» 2001. – 290с.
Анурьев В.Н. Справочник конструктора – машиностроителя Т1–3–М: Машиностроение1980г. 284с
Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. 5-е изд. перераб. И доп. – М.:Машиностроение 1984. 560с. ил.
Кудрявцев В.Н. Курсовое проектирование деталей машин. – Ленинград: Машиностроение. 1984 г. – 400 с.

Чертежи.dwg

Редуктор Сборочный чертеж
Кинематическая схема
Схема расположения болтов крепления
Ось выходного вала редуктора
Ось входного вала редуктора
Техническая характеристика 1. Мощность электродвигателя Р=5.5кВт 2. Частота вращения входного вала n=1164обмин 3. Частота вращения выходного вала n=83.143обмин 4. Крутящий момент на выходном валуТ=477.5Нм 1. Размер для справок 2. Ограждения сняты. Ограждения установить на муфты и окрасить в оранжевый цвет 3. Обкатать без нагрузки в течении не менее 1 часа. Стук и резкий шум не допускаются 4. После обработки масло слить и залить в редуктор масло индустриальное И-Г-А-68 ГОСТ 20799-75 в количестве 1
л 5. Покрытие: Грунтовка ГФ-021 ГОСТ 25129-82 Эмаль ПФ-115 черновая ГОСТ 6465-76.VI.У1
Неуказанные предельные отклонения размеров: охватываемых- h14
неохватываемых - H14
Неуказанные размеры скруглений 2 5мм
Сталь 55 ГОСТ 1050-88
Угол накл. лин. зуб.
Формовочные уклоны-3°
Литейные радиусы-3-5мм 2. Неуказанные предельные отклонения размеров: -охватываемых-h14
Сталь 40HX ГОСТ 1050-88
Литейные радиусы-4-5мм 2. Неуказанные предельные отклонения размеров: -охватываемых-h14
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81
Техническая характеристика: 1. Мощность на входном валу -40
кВт. 2. Частота вращения входного вала - 1164 обмин. 3. Частота вращения выходного вала - 83
3 обмин. 4. Крутящий момент на выходном валу - 477
Нм. 5.Электродвигатель - 4А100L2У3 - мощность Р = 5.5 кВт - синхронная частота вращения n=2910 обмин 6. Общее передаточное число - 34
7. Срок службы - 6833 часов. ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ: 1. На чертеже сварные швы не показаны. 2. Ограждения сняты. ограждения установить на муфты и звездочку
окрасить в оранжевый цвет. 3. Редуктор обкатать без нагрузки в течении 60 80 минут. При наличии стуков и шумом произвести их устранения и при необходимости обкатать вновь. При необходимости поменять масло на новое. 4. Угловая несоосность оси входного вала редуктора и электродвигателя не более 1ø30'
радиальная не более 0