Проектирование приводного вала ленточного конвейера

крышка.cdw

КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.05.000
Неуказанные радиусы 2 мм max.
Неуказанные пред. отклонения размеров поверхн.: отверстий +t2
t22 по ГОСТ 25670-83.

1 чертеж (sp3) 16.cdw

КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000
Сталь 35 ГОСТ 1050-88
Эмаль красная ВЛ-515
Штифт 8x20 ГОСТ 9464-79

спецификация СБВВ .cdw

КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.000
Барабан Ст.3 ГОСТ 301-50
Вал Сталь 45 ГОСТ 1058-88
Втулка Ст.3 ГОСТ 380-94
Кольцо Ст.3 Гост 380-94
Болт М8-78 ГОСТ 7808-70
Болт М6х12 ГОСТ 7805-70
Болт М6х14 ГОСТ 7805-70
Гайка М8 ГОСТ 2524-70
Корпус УБ-85 ГОСТ 132183-80
Крышка МН-85 ГОСТ 18512-73
Крышка ГН-85 ГОСТ 18511-73
Манжета 1.1-50x75-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 1209 ГОСТ 28428-90
Полукольцо d=90 ГОСТ 23106-78
Шайба 7019-0633 ГОСТ 14734-69
Шайба 8 65Г ГОСТ 6402-70
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.000.
Шпонка 20х12х50 ГОСТ 23360-78
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.001
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.002
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.003
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.004
Шпонка 10х8х60 ГОСТ 23360-78
Штифт 4х12 ГОСТ 3128-70

вал тихоходный.cdw

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.09.000
* Размер обеспечить инструментом.
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий

D1_03_04_07.pdf

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Машиноведение»
«Проектирование приводного вала ленточного конвейера»
Студент группы ТСН-181
Принял: Проф. Д.Н. Чернявский Д.И.
Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего
«Омский государственный технический университет»
«Детали машин и основы конструирования»
на выполнение курсового проекта (работы)
Картушинский Иван Юрьевич Группа ТСН-181
Направление (специальность)
05.02 «Транспортные средства специального
Тема проекта (работы)
«Спроектировать привод ленточного конвейера»
Срок сдачи проекта (работы) на кафедру 1 июня 2021 г.
Исходные данные к проекту (работе) Шифр КП.15.Д1.03.04.07
Окружное усилие на барабане – Ft кН
Скорость ленты конвейера – V мс
Диаметр барабана – Dб мм
Высота установки ведущего вала – H мм
Угол обхвата барабана – α рад
Содержание пояснительной записки (перечень подлежащих разработке вопросов):
Предварительный расчет привода: определение потребной мощности и выбор
электродвигателя анализ кинематической схемы.
Расчет привода ленточного конвейера: подбор стандартных муфт конструирование
приводного вала и барабана.
Перечень графического материала.
Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения — 01 апреля 2021 г.).
Сборочный чертеж привода ленточного конвейера (срок исполнения — 01 мая 2021 г.)
Деталировка: чертеж тихоходного вала редуктора чертеж крышки подшипника
тихоходного вала редуктора (срок исполнения — 20 мая 2021 г.).
д.т.н. профессор Чернявский Д.И. 03.02.2021 г
КП.2069889.15.Д1.03.04.07.00.00.000.ПЗ
Предварительный расчёт привода
Определение недостающих геометрических параметров
исполнительного механизма
В качестве исполнительного механизма выбран вал приводного
конвейера. Определяем длину барабана в миллиметрах:
где В – ширина ленты транспортера мм (задана в исходных данных).
Подставив свое значение ширины ленты получаем:
2 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
2.1. Определяем номинальный вращающий момент на ИМ:
где: Ft — окружное усилие на рабочем элементе ИМ кН;
Dб — диаметр барабана мм.
2.2. Определим постоянный вращающий момент на валу ИМ
эквивалентный переменному моменту заданному графиком нагрузки.
Эквивалентный вращающий момент рассчитывается по следующей формуле:
) ] 015 [(15)2 0 003 12 03 (05) 2 0 7] 0104кНм
где: T i t i — ступени нагрузки и соответствующие ей время работы по
t — общее время под нагрузкой;
T — номинальный вращающий момент на ИМ кНм.
2.3. Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле:
где:V — скорость тягового элемента конвейера мс;
2.4. Общий КПД находится как произведение КПД отдельных звеньев
кинематической цепи:
о м цп цп ПП 3 м 098 098 098 (099)4 098 0886
Значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи можно
Коэффициенты полезного действия отдельных элементов кинематической цепи
муфта соединительная
2.5. Расчетная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по
где: Te — постоянный вращающий момент на валу ИМ эквивалентный
переменному моменту заданному графиком нагрузки кНм;
— угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс;
O — общий КПД привода.
Для однозначного выбора электродвигателя только расчетной мощности
недостаточно. Необходимо также знать диапазон возможных частот
вращения вала электродвигателя.
2.6. Определим частоту вращения вала ИМ:
где: — угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс.
2.7. Определим возможный диапазон общего передаточного числа
кинематической схемы привода.
Общее передаточное число определяется как произведение
передаточных чисел отдельных ступеней передач входящих в
кинематическую схему:
U0max U1max U 2max Ui max 5 5 25
U0min U1min U 2min Ui min 25 315 7875
где: U 0 maU 0 min — максимальное и минимальное общее передаточное число
кинематической схемы привода;
U i maU i min — максимальное и минимальное передаточное число i-й ступени
передач (определяется по табл. 1.2.).
Рекомендуемые значения передаточных чисел отдельных ступеней передач.
Зубчатая цил. Ступень (тих)
Зубчатая цил. Ступень (быстр)
Определим возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала
пэ max пИМ *U0max 76 43 25 191082об мин
пэ min пИМ *U 0min 76 43 7875 60191об мин
где: nэ ma nэ min — максимальная и минимальная (для заданной
кинематической схемы привода) расчетная частота вращения вала
электродвигателя обмин;
nим — частота вращения вала ИМ обмин;
U O maU O min — максимальное и минимальное общее передаточное число
Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии
А выбираем электродвигатель по условиям:
где: Pтабл ; nтабл — табличные значения соответственно мощности кВт и
частоты вращения вала обмин.
В соответствии с расчетной мощностью и полученным диапазоном
скоростей выбираем электродвигатель:
3. Определение передаточного числа привода и его разбивка по
3.1. Общее передаточное число привода определяется по формуле:
где: nтабл — асинхронная частота вращения электродвигателя обмин;
U O — общее передаточное число привода электродвигателя.
UТ 088 U p 088 12 23 307
Выбираем: U б 4 U тих 315
3.2. Точность разбивки общего передаточного числа проверяем следующим
где: U O — общее передаточное число привода электродвигателя;
U р — передаточное число редуктора электродвигателя;
U рем — передаточное число ременной передачи.
3.3. По полученным погрешностям принимаем:
Электродвигатель: 90L6
3.4. Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку производим по
где: Pтабл — номинальная мощность двигателя по каталогу кВт;
T max — максимальный момент при эксплуатации (по графику нагрузки)
nтабл — асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу
U O — общее передаточное число привода;
O — общий КПД привода;
— кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель.
Так как Pтабл 15кВт то условие выполняется т.е. двигатель не будет
3.5. Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его
основных характеристик.
мощность Pтабл 15кВт ; частота вращения nтабл 935об мин ; кратность
пускового момента 20
4. Составление таблицы исходных данных
Предварительно на кинематической схеме привода (рис.1.) нумеруются
валы по порядку начиная с вала который непосредственно связан с валом
электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных чисел
отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи (рис.
При расчете мощности на каждом валу учитываются потери на каждом
участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала
(если считается P1 ) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если
считается P2 P3 и т.д.). При расчете P1 за мощность электродвигателя
принимается расчетная — Pр н полученная по формуле:
где: T — номинальный вращающий момент на ИМ кНм;
— угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс.
4.1.Составляем таблицу исходных данных:
P1 Pр н м пп 135 098
4.2. Точность расчетов проверяем следующим образом:
где: T — номинальный вращающий момент на ИМ Нм;
Расхождения в скоростях и моментах около 3% что допустимо.
Расчёт быстроходной цилиндрической зубчатой передачи
1 Расчет ступени редуктора
1.1 Предварительный расчёт
Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью
обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев
характером производства требованием к габаритам передачи и др.
Основными материалами для зубчатых колес являются термически
обрабатываемые стали.
В данном проекте исходя из изложенных требований для обеспечения
сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи
принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40Х с термической
Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для
Для прямозубой передачи в качестве допускаемых контактных
напряжений HP принимают минимальное.
HP1 и HP 2 - допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
определяемые по формуле:
Здесь H lim - предел контактной выносливости поверхностей зубьев
принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:
HP lim1 17 H HRC 200 17 48 200 1016МПа
HP lim 2 2H HB 70 2 280 70 630МПа
SH - коэффициент запаса прочности принимаемый по рекомендациям:
Базовое число циклов перемен напряжений соответствующее
длительному пределу выносливости:
Суммарное число циклов нагружений:
Nkc1 60 n1 Lh 60 935 21024 1179446400
Nkc 2 60 23375 21024 294861600
Здесь n1 - частота вращения шестерни обмин;
Lh - ресурс передачи ч.
Lh L 365 24 kгод kсут 5 365 24 08 06 21024 ч.
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:
N HE1 N kc1 i i 1179446400 (153 0 003 13 03 053 0 7) 468977374 8
N kc 2 i i 294861600 (153 0 003 13 03 053 0 7) 117244343 7
ZN - коэффициент долговечности
ZR =1 - коэффициент учитывающий шероховатость.
ZV =1 - коэффициент учитывающий окружную скорость.
Условное контактное напряжение для передачи:
HP 0 45 ( HP1 HP 2 ) 0 45 (8409 4833) 5955МПа
25 HP min 1 25 HP1 1 25 8409 105116МПа
Т.к. HP 125 HP min то в качестве допускаемого контактного
напряжения передачи принимаем: HP 5959МПа .
Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для
шестерни и колеса по формуле:
YZ 1 - коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого
YA 1 - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения
YX - коэффициент учитывающий диаметр зубчатого колеса. При
проектировочном расчёте YX 1
YN - коэффициент долговечности:
N K1 N FE1 1179446400(156 0003 16 03 056 07) 407038010
N K 2 N FE 2 1172443437(156 0003 16 03 056 07) 1017595025
S F - коэффициент запаса прочности S F 1 7
F0 limb - предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий
базовому числу циклов напряжений установлен для от нулевого цикла
напряжений и определяется в зависимости от
способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса
Для шестерни: F0 lim b 2 580МПа
F0 limb1 175 H HB1 175 280 490МПа
1.2 Проектировочный расчет передачи
Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:
где: U — передаточное число передачи не разрушения;
— допускаемые контактные напряжения МПа;
K d — вспомогательный коэффициент; так как передача косозубая то
K H — коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактных линий. Значение K H принимаем в
зависимости от параметра вd по графикам. В данном случае принимаем
T1H — исходная расчетная нагрузка в качестве которой принимается
наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм для
которого число циклов перемен напряжений не менее 003 N Н lim . В данном
Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем Bd 07 .
Определяем ширину зубчатого венца:
ВW dW 1 Bd 22 73 0 7 21 2 24 мм
Ориентировочное значение модуля вычисляют по формуле:
где: T1H — исходная расчетная нагрузка в качестве которой принимается
которого число циклов перемен напряжений более 5 104 . В данном случае
d w1 — диаметр шестерни мм;
bw — ширина зубчатого венца колеса мм;
— допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса МПа;
K m - вспомогательный коэффициент для косозубых передач
K F - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по
ширине зубчатого венца определяют по графикам с учетом расположения
шестерни на валу и твердости материалов шестерни и колеса в
зависимости от коэффициента Bd .
Определяем число зубьев шестерни по формуле:
d w1 Cos 32 47 Cos 13
где: d w1 — диаметр шестерни мм;
— угол наклона зубьев град.;
Определяем число зубьев колеса по формуле:
где: Z 1 — число зубьев шестерни;
U — передаточное число передачи.
1.3 Расчёт геометрических и кинематических параметров
Определяем делительное межосевое расстояние по формуле:
Z 2 — число зубьев колеса;
Начальное межосевое расстояние выбираем равным 85 мм т.е.
Определяем угол наклона зубьев по формуле:
aw — начальное межосевое расстояние мм;
Основной угол наклона зубьев:
b arcsin(sin cos 20 ) arcsin(sin197 cos 20 ) 185
Делительный угол профиля в торцевом сечении:
Начальный диаметр шестерни:
Начальный диаметр колеса:
bW dW 1 Bd 34 0 7 238 мм
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
Диаметр вершин зубьев шестерни:
dа1 d1 2m 34 4 38 мм
Диаметр вершин зубьев колеса:
dа 2 d2 2m 136 4 140 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни:
d f 1 d1 2 1 25m 34 5 29 мм
Диаметр впадин зубьев колеса:
d f 2 d2 2 1 25m 136 5 131мм
Основной диаметр шестерни:
d B1 d1 cos t 34 cos 2114 3171мм
t - делительный угол профиля в торцевом сечении;
Основной диаметр колеса:
d B 2 d2 cos t 136 cos 2114 12684 мм
Коэффициент торцевого перекрытия:
Z1 tg a1 Z 2 tg a 2 ( Z 2 Z1 ) tg t
tg (33 43) 64 tg (25) 80 tg (2114)
Коэффициент осевого перекрытия
Суммарный коэффициент перекрытия
Эквивалентное число зубьев шестерни:
Определяем окружную скорость по формуле:
где: d1 — делительный диаметр шестерни мм;
N 1 — частота вращения шестерни обмин.
1.4 Проверочные расчеты передачи
Проверочный расчет на контактную выносл

Сборочный чертеж ведущего вала d=45 16.cdw

Технические требования:
Подшипники качения посадить на вал нагрев их в масле до t (80-120
Корпуса подшипников заполнить на 23 объема
внутренней полости смазкой Литол 24 (ГОСТ 1631-61)
После сборки проверить вал на легкость вращения вала от руки
Техническая характеристика:
Вращающий момент на валу барабана - 154
Частота вращения вала барабана - 74
Угловая скорость вращения вала - 76
Высота установки ведущего вала - 300 мм
Угол обхвата барабана - 3
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.02.00.000.

1 чертеж (редуктор) 16.cdw

Технические характеристики
Обшее передаточное число редуктора
Вращяющий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Коэффициент полезного действия
Технические требования
) Необработанные поверхности литых деталей находящиеся в масляной ванне
красить маслостойкой краской.
) Наружные поверхности красить серой эмалью ПФ-115
) Перед посадкой на вал подшипники нагреть в температуры 80-90 градусов.
) Регулирование подшипников проводить набором прокладок
) Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика ГОСТ-24285-80 при
окончательной сборке.
) В редуктор залить масло И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88 в объеме 2
) При работе редуктора шум должен быть равномерным
) Максимальный уровень шума не более 320 обмин 83 Дб320-800 обмин
Дб 800-2000 обмин 76 Дб 2000-5000 обмин 70 Дб.
) Редуктор обкатать до получения требуемой величины пятна контакта в
не менее 50% по высоте
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000.
Редуктор цилиндрический

D1_03_04_07.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
«ОМСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Машиноведение»
«Проектирование приводного вала ленточного конвейера»
Студент группы ТСН-181
Принял: Проф. Д.Н. Чернявский Д.И.
Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования
«Омский государственный технический университет»
Дисциплина «Детали машин и основы конструирования»
на выполнение курсового проекта (работы)
Студенту (ке) Картушинский Иван Юрьевич Группа ТСН-181
Направление (специальность) 23.05.02 «Транспортные средства специального назначения»
Тема проекта (работы) «Спроектировать привод ленточного конвейера»
Срок сдачи проекта (работы) на кафедру 1 июня 2021 г.
Исходные данные к проекту (работе) Шифр КП.15.Д1.03.04.07
Окружное усилие на барабане – Ft кН 12
Скорость ленты конвейера – V мс 10
Диаметр барабана – Dб мм 250
Ширина ленты – В мм 300
Высота установки ведущего вала – H мм 300
Угол обхвата барабана – α рад 32
Содержание пояснительной записки (перечень подлежащих разработке вопросов):
Предварительный расчет привода: определение потребной мощности и выбор электродвигателя анализ кинематической схемы.
Расчет привода ленточного конвейера: подбор стандартных муфт конструирование приводного вала и барабана.
Перечень графического материала.
Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения — 01 апреля 2021 г.).
Сборочный чертеж привода ленточного конвейера (срок исполнения — 01 мая 2021 г.)
Деталировка: чертеж тихоходного вала редуктора чертеж крышки подшипника тихоходного вала редуктора (срок исполнения — 20 мая 2021 г.).
Дата выдачи задания 03 февраля 2021 г.
Предварительный расчёт привода
1Определение недостающих геометрических параметров исполнительного механизма
В качестве исполнительного механизма выбран вал приводного конвейера. Определяем длину барабана в миллиметрах:
где В – ширина ленты транспортера мм (задана в исходных данных).
Подставив свое значение ширины ленты получаем:
2Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
2.1. Определяем номинальный вращающий момент на ИМ:
где: — окружное усилие на рабочем элементе ИМ кН;
— диаметр барабана мм.
2.2. Определим постоянный вращающий момент на валу ИМ эквивалентный переменному моменту заданному графиком нагрузки. Эквивалентный вращающий момент рассчитывается по следующей формуле:
где: — ступени нагрузки и соответствующие ей время работы по графику нагрузки;
— общее время под нагрузкой;
— номинальный вращающий момент на ИМ кНм.
2.3. Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле:
где: — скорость тягового элемента конвейера мс;
— диаметр барабана мм.
2.4. Общий КПД находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
Значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи можно принимать по табл.
Коэффициенты полезного действия отдельных элементов кинематической цепи
передача цилиндрическая
муфта соединительная
подшипники качения (пара)
2.5. Расчетная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по зависимости:
где: — постоянный вращающий момент на валу ИМ эквивалентный переменному моменту заданному графиком нагрузки кНм;
— угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс;
— общий КПД привода.
Для однозначного выбора электродвигателя только расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать диапазон возможных частот вращения вала электродвигателя.
2.6. Определим частоту вращения вала ИМ:
где: — угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс.
2.7. Определим возможный диапазон общего передаточного числа кинематической схемы привода.
Общее передаточное число определяется как произведение передаточных чисел отдельных ступеней передач входящих в кинематическую схему:
где: — максимальное и минимальное общее передаточное число кинематической схемы привода;
— максимальное и минимальное передаточное число i-й ступени передач (определяется по табл. 1.2.).
Рекомендуемые значения передаточных чисел отдельных ступеней передач.
Зубчатая цил. Ступень (тих)
Зубчатая цил. Ступень (быстр)
Определим возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала электродвигателя:
где: — максимальная и минимальная (для заданной кинематической схемы привода) расчетная частота вращения вала электродвигателя обмин;
— частота вращения вала ИМ обмин;
— максимальное и минимальное общее передаточное число кинематической схемы привода.
Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии 4А выбираем электродвигатель по условиям:
где: — табличные значения соответственно мощности кВт и частоты вращения вала обмин.
В соответствии с расчетной мощностью и полученным диапазоном скоростей выбираем электродвигатель:
3. Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач
3.1. Общее передаточное число привода определяется по формуле:
где: — асинхронная частота вращения электродвигателя обмин;
— общее передаточное число привода электродвигателя.
3.2. Точность разбивки общего передаточного числа проверяем следующим условием:
где:— общее передаточное число привода электродвигателя;
— передаточное число редуктора электродвигателя;
— передаточное число ременной передачи.
3.3. По полученным погрешностям принимаем:
Электродвигатель: 90L6
3.4. Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку производим по условию:
где: — номинальная мощность двигателя по каталогу кВт;
— максимальный момент при эксплуатации (по графику нагрузки) Нм;
— асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу обмин;
— общее передаточное число привода;
— общий КПД привода;
— кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель.
Так как то условие выполняется т.е. двигатель не будет перегружен.
3.5. Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик.
мощность; частота вращения ; кратность пускового момента
4. Составление таблицы исходных данных
Предварительно на кинематической схеме привода (рис.1.) нумеруются валы по порядку начиная с вала который непосредственно связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных чисел отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи (рис. 1.).
При расчете мощности на каждом валу учитываются потери на каждом участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается ) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается и т.д.). При расчете за мощность электродвигателя принимается расчетная —полученная по формуле:
где: — номинальный вращающий момент на ИМ кНм;
— угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс.
4.1.Составляем таблицу исходных данных:
4.2. Точность расчетов проверяем следующим образом:
где: — номинальный вращающий момент на ИМ Нм;
Расхождения в скоростях и моментах около 3% что допустимо.
Расчёт быстроходной цилиндрической зубчатой передачи
1 Расчет ступени редуктора
1.1 Предварительный расчёт
Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев характером производства требованием к габаритам передачи и др.
Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали.
В данном проекте исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40Х с термической обработкой.
Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса.
Для прямозубой передачи в качестве допускаемых контактных напряжений sHP принимают минимальное.
и - допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяемые по формуле:
Здесь - предел контактной выносливости поверхностей зубьев принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:
SH - коэффициент запаса прочности принимаемый по рекомендациям:
для шестерни: SH1=11;
Базовое число циклов перемен напряжений соответствующее длительному пределу выносливости:
Суммарное число циклов нагружений:
Здесь - частота вращения шестерни обмин;
- ресурс передачи ч.
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:
ZN - коэффициент долговечности
ZR =1 - коэффициент учитывающий шероховатость.
ZV =1 - коэффициент учитывающий окружную скорость.
Условное контактное напряжение для передачи:
Т.к. то в качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем: .
Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
- коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.
- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
- коэффициент учитывающий диаметр зубчатого колеса. При проектировочном расчёте
- коэффициент долговечности:
- коэффициент запаса прочности
- предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений установлен для от нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от
способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям:
1.2 Проектировочный расчет передачи
Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:
где: — передаточное число передачи не разрушения;
— допускаемые контактные напряжения МПа;
— вспомогательный коэффициент; так как передача косозубая то ;
— коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение принимаем в зависимости от параметра по графикам. В данном случае принимаем ;
— исходная расчетная нагрузка в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм для которого число циклов перемен напряжений не менее . В данном случае
Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем .
Определяем ширину зубчатого венца:
Ориентировочное значение модуля вычисляют по формуле:
где: — исходная расчетная нагрузка в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм для которого число циклов перемен напряжений более . В данном случае
— диаметр шестерни мм;
— ширина зубчатого венца колеса мм;
— допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса МПа;
- вспомогательный коэффициент для косозубых передач
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца определяют по графикам с учетом расположения шестерни на валу и твердости материалов шестерни и колеса в зависимости от коэффициента .
Определяем число зубьев шестерни по формуле:
где: — диаметр шестерни мм;
— угол наклона зубьев град.;
Определяем число зубьев колеса по формуле:
где: — число зубьев шестерни;
— передаточное число передачи.
1.3 Расчёт геометрических и кинематических параметров передачи
Определяем делительное межосевое расстояние по формуле:
— число зубьев колеса;
Начальное межосевое расстояние выбираем равным 85 мм т.е.
Определяем угол наклона зубьев по формуле:
— начальное межосевое расстояние мм;
Основной угол наклона зубьев:
Делительный угол профиля в торцевом сечении:
Начальный диаметр шестерни:
Начальный диаметр колеса:
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
Диаметр вершин зубьев шестерни:
Диаметр вершин зубьев колеса:
Диаметр впадин зубьев шестерни:
Диаметр впадин зубьев колеса:
Основной диаметр шестерни:
где - делительный угол профиля в торцевом сечении;
Основной диаметр колеса:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Коэффициент осевого перекрытия
Суммарный коэффициент перекрытия
Эквивалентное число зубьев шестерни:
Определяем окружную скорость по формуле:
где: — делительный диаметр шестерни мм;
— частота вращения шестерни обмин.
1.4 Проверочные расчеты передачи
Проверочный расчет на контактную выносливость:
где - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных передач при МПа ; коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий. При находим по формуле:
- окружная сила на делительном цилиндре Н:
KHV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса:
где - удельная окружная динамическая сила Нмм
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи. Для косого зуба ;
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. ;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:
где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:
где =014 при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента;
- коэффициент учитывающий приработку зубьев:
здесь - твердость менее твердого зубчатого колеса передачи.
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых передач при 8 степени точности:
Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:
где - наибольший вращающий момент на валу шестерни
- коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении при нагрузке ;
- допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя.
Для зубчатых колес подвергнутых нормализации улучшению:
Расчет зубьев на выносливость при изгибе:
- окружная сила на делительном цилиндре Н
KFV - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении до зоны резонанса:
где - удельная окружная динамическая сила
- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи
=006 для косозубых передач
- коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса .
- для косозубого зацепления;
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для косозубых передач:
где СТ = 8 – степень точности передачи.
- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:
- коэффициент учитывающий наклон зуба:
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. При :
Тогда выносливость зубьев при изгибе найдем по формуле (4.3):
Расчёт на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.
Прочность зубьев необходимую для предотвращения остаточных деформаций хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое определяют сопоставлением расчётного и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки:
- расчетное местное напряжение при изгибе определённое по п. 4.3;
- окружная сила на делительном цилиндре определённая по п. 4.3;
- максимальная из действующих за расчётный срок окружная сила на делительном цилиндре ударного или плавного характера с числом повторных воздействий :
Тогда по формуле (4.3):
1.5 Расчет усилий зубчатого зацепления
Расчёт тихоходной цилиндрической зубчатой передачи
Начальное межосевое расстояние выбираем равным 110 мм т.е.
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. П
Определение реакций в опорах
)Вертикальная плоскость:
Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точек 2 и 4.
) горизонтальная плоскость:
) произвольная плоскость:
) вертикальная плоскость:
)вертикальная плоскость:
Для определения реакции составим уравнение моментов относительно точек 1 и 4.
1 Расчет валов на статическую прочность
1.1Расчет быстроходного вала
Значения реакций берем из пункта 5.
Эпюра изгибающего момента для вертикальной плоскости
Эпюра изгибающего момента для горизонтальной плоскости
Эпюра изгибающего момента для произвольной плоскости
Эпюра крутящего момента
Проверка опасных сечений.
поэтому сечение 3 наиболее опасно.
допускаемое напряжение выбираем по Анурьеву В. И. 2 том таблица 9.
1.2 Расчет промежуточного вала.
1.3 Расчет тихоходного вала
cечение 2 наиболее опасно.
( реальный диаметр вала 50 мм).
2 Расчет подшипников на заданный ресурс
2.1 Расчет подшипников быстроходного вала
По пункту 4 назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии 205.
Для принятого подшипника из табл. 24.10. «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева находим: Сr = 14000 H COr =6950 H d = 25 мм D = 52 мм
По табл. 7.2 «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева принимаем: Х = 056 Y = 10.
Принимаем коэффициент динамичности нагрузки КБ = 14 (Табл.7.6 «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева) температурный коэффициент в зависимости от температуры по рекомендациям П.Ф. Дунаева: КТ = 1 (при tраб. 100 °C).
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
Принимаем ту силу где она больше т.е. Pr2.
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 95% по табл. 7.7 «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева) а23 = 08 (обычные условия применения) k = 3 (шариковый подшипник).
Расчетный ресурс больше требуемого:
Подшипники подобраны верно.
2.2 Расчет подшипников промежуточного вала
2.3 Расчет подшипников тихоходного вала
По пункту 4 назначаем шариковый радиальный однорядный подшипник легкой серии 208.
Для принятого подшипника из табл. 24.10. «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева находим: Сr = 32000 H COr = 17800 H d = 40 мм D = 80 мм
По табл. 7.2 «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева принимаем: Х = 056 Y = 12.
Принимаем коэффициент динамичности нагрузки КБ = 13 (Табл.7.6 «Конструирование узлов и деталей машин» П.Ф. Дунаева) температурный коэффициент в зависимости от температуры по рекомендациям П.Ф. Дунаева: КТ = 1 (при tраб. 100 °C).
Подшипники подобраны верно.
Эскизное проектирование вала рабочего органа
1. Выбор основных размеров вала
На валу размещают вращающиеся детали такие как звёздочки барабаны муфты и т.п. Вал служит той основной деталью с помощью которой вращающий момент передаётся от одной детали к другой. Конструкция нашего приводного вала будет состоять из нескольких ступеней. Образование ступеней на валу связано с необходимостью закрепления деталей на валу. В нашем случае на валу будут крепиться:
- пара подшипников качения;
Основные размеры и материал вала определяют при расчёте валов на изгиб усталостную прочность и т.д. Конструкция вала зависит от типа размеров расположенных на нём деталей в окружном и осевом направлениях. Валы как правило ступенчатые. Ступенчатая конструкция позволяет:
-строго базировать детали на валу в осевом направлении;
-упростить посадку деталей с натягом так как каждая деталь свободно
перемещается по валу до своей ступени;
- приблизить форму вала к равнопрочному бруску;
При конструировании ступенчатых валов со спадом диаметров от середины в обе стороны желательно унифицировать диаметры ступеней выполняемых с одинаковым допуском. Это упрощает обработку и сокращает число контрольных калибров.
Предварительные значения диаметров различных участков валов определяются по формулам:
Где - номинальный момент Нм.
r f - выбирают в зависимости от диаметра (мм); берётся в зависимости от вида и диаметра подшипников.
Концы валов берём стандартные цилиндрические короткого исполнения.
Рис. 9.1. Концы валов цилиндрические.
2. Выбор подшипника на вал исполнительного механизма
В нашем случае будем использовать шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (рис.9.2.) (по ГОСТ 28428 – 90). Назначим подшипники легкой серии. Размеры подшипника определяем по посадочному диаметру на вал . В нашем случае .
Рис. 9.2. Подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные.
Расчетные параметры.
Во избежание установки подшипника с перекосом для точности базирования подшипника на валу необходимо предусмотреть заплечик к торцу которого при сборке будет поджиматься подшипник. Высота заплечика должна образовывать достаточную опорную поверхность для торца кольца подшипника. Диаметр в этой части вала назовём диаметром буртика . Так =55мм.
3 Выбор стандартных корпусов и крышек подшипника.
Корпус подшипника служит для размещения подшипника защиты его от загрязнения и организации системы смазки. Корпуса могут быть без разъема и с разъемом. Первые проще и им следует отдавать предпочтение.
Разъемные корпуса применяют когда это необходимо по условиям сборки и эксплуатации. Неразъемные корпуса могут воспринимать нагрузки любого направления в плоскости перпендикулярной оси вращения вала. Разъемные корпуса предназначены для восприятия нагрузок действующих в направлении опоры и горизонтальных.
Выбираем корпус серии УМ ГОСТ 13218.3-67. Материал корпусов – чугун СЧ21 – 40 по ГОСТ 13218.1-820. Корпус подбирается по внешнему диаметру подшипника (85 мм). В данном случае нам нужен корпус УМ-85 ГОСТ 13218.7-80 [3 стр. 289]. Эскиз корпуса:
Данные для корпуса УМ 85 по ГОСТ 13218.3-80 [3 стр. 289]
Для герметизации подшипниковых узлов осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Конструкция крышек зависит от способа уплотнения валов (крышки с манжетным уплотнением крышки глухие) способа крепления подшипника к валу (низкие применяют при закреплении без помощи гаек; средние – при закреплении подшипника на закрепительной втулке если крышка расположена со стороны ненарезанной части втулки; высокие – при закреплении внутреннего кольца подшипника гайкой).
Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. На основании этого выбираем крышки торцовые с манжетным уплотнением корпусов подшипников качения низкие (3 шт.) ГОСТ 18512-73. В соответствие с внешним диаметром корпуса (L1=130 мм) и подшипника (D=85 мм) и диаметром вала (50 мм) нам необходима крышка [3 стр. 257] данные о которой приведены ниже:
Диаметр вала или втулки dномин
Для предотвращения утечки масла между корпусом и фланцем крышек устанавливают металлические и неметаллические прокладки. В узлах с нерегулируемыми подшипниками обычно применяют прокладки из картона. Используем прокладку из картона Б-1 ГОСТ 9347-74 (4 шт.) – картон марки Б толщиной 15 мм [2 стр.238]
Для второго подшипника (в конце вала) одна из крышек должна быть торцовая глухая низкая ГН 85 (ГОСТ 18511-73) [7 стр. 255]:
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используемые нами манжеты состоят из корпуса изготовленного из маслостойкой резины каркаса представляющего собой стальное кольцо Г – образного сечения и браслетной пружины. Каркас придаёт манжете жёсткость и обеспечивает её плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты вследствие чего образуется рабочая кромка плотно охватывающая поверхность вала. 95 % - ный ресурс для манжет составляет не менее 3000 часов.
Манжету выбираем исходя из диаметра вала на который будет установлена манжета. Выбираем манжету Манжета 1.1-50 x70-1 ГОСТ 8752-79 [5 стр. 430]:
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся деталей (поверхностей) а также для предохранения их от заедания коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей детали должны иметь надежную смазку.
Для передачи вращающего момента с вала на втулку зубчатое колесо полумуфту и т.д. применяют шпоночные соединения. Шпоночные соединения бывают разных видов. В нашем случае будем применять призматические шпонки прямоугольного сечения со скругленными концами. Выбирая длину участка вала на котором размещена шпонка необходимо учитывать что шпоночный паз не должен доходить до границ этого участка с обеих сторон (³2-3 мм). Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определённые размеры поперечного сечения шпонки.
У стандартных шпонок соотношение hb выбрано таким образом что нагрузочная способность шпоночного соединения ограничена напряжением смятия.
КОНСТРУИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ОРГАНА
ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
1 Определение силы на приводной барабан со стороны тяговой ленты
натяжение ведущей (набегающей) ветви ленты кН;
натяжение ведомой (сбегающей) ветви ленты кН;
угол обхвата барабана лентой рад.
Усилие с барабана на ленту передаётся за счёт силы трения между лентой и барабаном. Учитывая непостоянство коэффициента трения принимают или . Здесь окружное усилие на барабане кН (см. задание); коэффициент безопасности (см. пп. 1.2).
Связь между силами натяжения ветвей ленты и силой трения выражается зависимостью или .
где К - коэффициент безопасности К=12
f - коэффициент трения f=03 (условие работы - С)
2 Конструирование приводного барабана.
Рис. 14. Основные размеры барабана.
В данном приводе будем использовать литой барабан.
Он выполняется из серого чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85.
Диаметр ступицы d=15*d
d=15*d=15*70=105 мм.
Расстояние между дисками l=06*b
Толщина обода и дисков определяется по графику (рис. 14) [5].
По графику определяем =8 мм.
3 Выбор тяговой ленты
Выберем тяговую ленту по ф-ре:
D - диаметр барабана D=250 мм.
F-натяжение ведущей ветви ленты F= 17014 Н.
B - ширина ленты B=300 мм.
S - прочность тканевой прокладки S=200 Нмм.
K1- коэффициент учитывающий свойство ткани прокладок K=180.
Kh- коэффициент неравномерности работы прокладок K=095
Kст - коэффициент прочности K=09.
Kр - коэффициент режима работы конвейера K= 095
C учетом условия выбираем количество прокладок i=15.
Выбираем ленту 1.1-300-1-ТК-200-2-6-3.5-Г-1
1 Расчет вала на статическую прочность
l=156 мм l=200 мм l=156 мм.
Изгибающий момент в сечении 3 от силы Fсум:
Изгибающий момент в сечении 1 от силы Fзв:
Эквивалентные изгибающие моменты в этих сечениях 3-й теории прочности:
Расчетный диаметр в этих сечениях:
Принятые при эскизном проектировании диаметры вала в отмеченных сечениях больше полученных в расчетах поэтому оставляем их.
Эпюры изгибающих моментов
2 Расчет подшипников вала по динамической грузоподъемности
Схема нагружения вала при расчете подшипников.
Сумма сил относительно опоры А
Сумма сил относительно опоры B
Так как радиальная нагрузка на опору А больше чем на опору В то расчет подшипников вала проводим по радиальной нагрузке на опору А.
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору А.
где Fr-радиальная нагрузка на подшипник
F- осевая нагрузка на подшипник
X0y0- коэффициенты учитывающие влияние радиальной и осево
V- коэффициент учитывающий какое из колец вращается
V=1 (так кк вращается внутреннее кольцо)
Fa = О а так как =0 mo x = 1
K - коэффициент учитывающий динамичность нагрузки
к = 12 (для ленточного конвейера)
km - температурный коэффициент
km =1 так как механизм работает ниже 100°С
Значит P=(V*x*F+y*F)*k*k=(1*1*172462)*12*1=20695 H.
Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников в часах
a=075 - для шариковых подшипников
p=3 - для шариковых подшипников
1 Подбор цепной муфты
Муфта выбирается по диаметру валов (d =25) и по передаваемому крутящему моменту:
Окончательно выбираем муфту МЦ-500 ГОСТ 20742-93
Номинальный крутящий момент
Угловое смещение осей не более
Радиальное смещение осей не более
Число элементов цепи
2 Определение силы на вал рабочего органа конвейера из-за возможного смещения соединяемых муфтой валов.
Делительный диаметр звездочки полумуфты
Окружное усилие на звездочке полумуфты в ньютонах
Усилие на вал от муфты определяется по формуле
Для расчета вала рабочего органа и его подшипников принимаем усредненное значение силы F= 44624 Н. Эта сила считается приложенной в точке совпадающей с серединой длины конца вала.
3Выбор упруго-втулочной муфты.
Для соединения двигателя и быстроходного вала редуктора будем применять муфту упругую втулочно-пальцевую.
Муфту выбираем по диаметру вала на который она будет устанавливаться. И номинальному передаточному отношению.
В нашем случае по диаметру быстроходного вала редуктора.
Тогда наша муфта МУВП-63. Полумуфту насаживаемую на вал двигателя выбираем с цилиндрическим отверстием для посадки. Полумуфту насаживаемую на быстроходный вал редуктора берём так же с цилиндрическим отверстием.
В соответствии с ГОСТ 21424-75
Рабочие грани шпонки проверяем на прочность.
1 Шпонка быстроходного вала
Условие прочности на смятие:
где Т – крутящий момент Т=Трасч = 1342 Н*м
d – диаметр конца вала d=20 мм;
К– выступ шпонки от шпоночного паза К=28 мм;
Предел текучести стали марки СТ45 =360.
Допускаемое напряжение определяем так:
Условие прочности на смятие следовательно шпонка способна передавать требуемый крутящий момент.
2 Шпонка тихоходного вала
где Т – крутящий момент Т=Трасч = 15917 Н*м
d – диаметр конца вала d=40 мм;
К– выступ шпонки от шпоночного паза К=33 мм;
3 Шпонка исполнительного механизма
где Т – крутящий момент Т=Трасч = 15443Н*м
d – диаметр конца вала d=36 мм;
4 Шпонка колеса тихоходного вала
где Т – крутящий момент Т=Трасч = 15917Н*м
d – диаметр конца вала d=45 мм;
4 Шпонка колеса быстроходного вала
где Т – крутящий момент Т=Трасч = 5208 Н*м
d – диаметр конца вала d=30 мм;
Предварительный расчет привода. Методические указания к курсовому проекту по деталям машин Сост. М.Б. Мехаев – Омск 1999-30с
Передачи червячные. Методические указания по проектированию передач. Сост.Добровольский В.П.- Омск -2005 – 32с.
Анурьев В.И Справочник конструктора – машиностроителя : В 3- х томах Т2 -7-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение . 1992 – 784 с
Анурьев В.И Справочник конструктора – машиностроителя : В 3- х томах Т3 - 7-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение . 1992 – 720 с
Анурьев В.И Справочник конструктора – машиностроителя : В 3- х томах Т1- 7-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение . 1992 – 816 с
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб пособие для техн. спец. вузов – 7-е изд. испр. –М . Высшая школа 2001- 447 с
Иванов М.Н. Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. пособие для машиностроительных вузов М. Высшая школа 1975- 551 с
Иванов М.Н. Финогеев В.А. Детали машин – М.: Высшая школа

1 чертеж (sp2) 16.cdw

КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000
Прокладка уплотнительная
Тех. резина ГОСТ 7338-90
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.11.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.12.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.13.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.14.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.15.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.16.000
Сталь 35 ГОСТ 1050-88

1 чертеж (sp1) 16.cdw

Редуктор цилиндрический
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000
Крышка корпуса чугун
Крышка промеж. опоры
Вал-шестерня сталь 40Х
Пояснительная записка
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000.СБ
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.000.ПЗ
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.100.СБ
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.00.200.СБ
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.01.000
Вал 40Х ГОСТ 4543-71
Колесо зубчатое 40Х
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.02.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.03.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.04.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.05.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.06.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.07.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.08.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.09.000
КП 2069889.15.Д1.03.04.07.01.10.000