Проектирование одноступенчатого конического редуктора с прямозубыми колесами

В конических редукторах шестерня обычно закреплена на валу консольно (см. рис. 305), но применяют конструкции, в которых шестерня располагается между опорами (см. рис. 304). При расположении шестерни между опорами усло­вия работы передачи более благоприятны, так как уменьшается стрела прогиба вала и, как следствие, снижается концентрация нагрузки по длине зубьев, а значит, увеличивается нагрузочная способность передачи. Однако такая уста­новка шестерни затруднительна из-за ограниченности свободного пространства между колесом и шестерней — не всегда удается разместить вторую опору. Кроме того, усложняется конструкция корпуса редуктора. Поэтому преимущественное распространение имеют редукторы с консольным расположением конической шестерни.

Ниже рассмотрены расчет и конструирование редуктора обоих указанных вариантов,

Техническое задание. Рассчитать и спроектировать одноступенчатый кони* ческий редуктор общего назначения с прямозубыми колесами.

Исходные данные для проектирования. Вращающий момент на тихоходном валу редуктора 7*₂ = 175 Н-м. Частота вращения тихоходного вала «2 = 385 мин*-*. Нагрузка переменная с умеренными толчками. Редуктор проектируется для мелкосерийного изготовления с реверсивной передачей.

Расчет. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 1. Вычер­чиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рис. 303). На этой схеме: У—электродвигатель, 2—упругая муфта, 3—конический редуктор. Кине­матическая схема редуктора с консольным расположением шестерни показана на рис. 86, б.

2. Определяем КПД редуктора. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: двух пар подшипников

Рис. 303

и зубчатой пары (см. рис. 303). Принимая для одной пары подшипников качения 1^ = 0,99 и для одной пары зубчатых колес т|₂=0,97, ориентировочно получаем

т) = ц1ц₂ = 0,99? -0,97 = 0,95.

125. Ориентируясь на среднеекоростной электродвигатель с синхронной часто­той вращения вала ротора л = 1000 мин*-* (конические передачи с прямозубыми колесами тихоходны) при я₂ = 385 мин назначаем стандартное значение переда­точного числа и = 2,5 (см. с. 302).

126. По формуле (16) при / = « = 2,5 находим частоту вращения быстроходного вала: щ = ш₂ = 2,5-385 = 962,5 мин-¹.

127. По формуле (17) вычисляем вращающий момент, а затем и мощность на быстроходном валу редуктора:

Ti = T₂/{u4) = 175/(2,5-0,95) = 73,8 Н-м; Р₁ = Г₁л₁/9,55 = 73,8-962,5/9,55 = 7,44-10³ Вт = 7,44 кВт.

6. При Pi = 7,44 кВт и Л! = 962,5 мин""¹ по табл. П61 подбираем асинхрон- ный электродвигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4А132М6УЗ, для которого Р_э = 7,5 кВт, я_э = л_г=965 мин*"* (расчетная).

7. Уточняем частоту вращения [см. (16)] тихоходного вала, P_t и Р₂:

e_a=ni/i=965/2,5 = 386 мин"¹, что незначительно превышает заданное значение; Р₁=Г₁п₁/9,55 = 73,8-965/9,55 = 7,46.10³ Вт=7,46 кВт < Р_э; P_a=nPi = 0,95-7,46 = 7,07 кВт.

II. Выбор марки материала и назначение химико-термической обработки вубьев; определение допускаемых напряжений. 1. Используя табл. П21 и П28, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45, термообработка—нормали­зация (НВ 180...220) для колеса и улучшение (НВ240...280) для шестерни.

Допускаемые напряжения на контактную и изгибную выносливость зубьев вычисляем по формулам (98) и (101). По табл. П28 для стали 45 НВ180...220: о?/р = 420 МПа, #яо = Ю⁷,с#7> = 110 МПа (передача реверсивная), #_я> = 4-10^в— для колеса; для стали НВ240...280: о?*я = 600 МПа, #яо = 1 >5-10⁷, g°fp = 130 МПа (передача реверсивная), JV/?o = 4«10^e—для шестерни. Назначаем ресурс передачи Л,^г10⁴ ч и по формуле (100) находим число циклов перемены напряжений:

Nhe=N_pb=60/_чя₂ ^ 60 • 10⁴ • 385 = 23, Ы О⁷.

Так как Nffg> N_H0 и NpE> N/?₀, то значения коэффициентов долговечности [см. формулы (99), (102)] Khl = 1 и /С/^=1 (см. занятие 8). Итак, допускаемые напряжения: для колеса

q"hp = ohpKhl = 420-1=420 МПа; o'fp = ofpKfl = 110-1 = 110 МПа; для шестерни

о hp = оЪрКнь = 600.1 = 600 МПа, o'fp = ofpKfl = 130 -1 = 130 МПа.

III. Вычисление параметров передачи, назначение степени точности и опре* деление сил, действующих в зацеплении. 1. Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (124): k_be = b/R_e —0,285 (см. занятие 12); k_beul(2—k_be) — = 0,285-2,5/(2—0,285) = 0,4 и по табл. П29 /Сяр = 1,14 для предполагаемых шариковых опор. Итак, по формуле (124)

d -МО*⁸/ ^К***^Т* -10* \f 1,14-73,8

^a«^l-^1U V 1\-къ_в)к_Ьвш&р У (1-0,285)0,285(420.10V-

= 10⁴ ^/1,21-10-^ = 0,107 м,

принимаем d=110 мм.

2. Определяем число зубьев и находим внешний окружной модуль [см. фор- мулу (114)]. Из z_x = 18...30 (см. занятие 12) принимаем z_x = 22; z₂ = uX XZi = 2,5-22= 55 (u = z₂/Zi = 55/22 = 2,5). Следовательно,

Ще — &е\1^г\ —110/22 = 5 мм (стандартный, см. табл. П23).

3. Находим углы делительных конусов шестерни и колеса [см. формулу (120)]:

6₂ = arc tg и = arc tg 2,5 = 68°30'; 6i=:90^o—6₂ = 90°—68°30' =21°30'.

4. По формуле (116) находим внешнее конусное расстояние:

R_e = 0₎5mte^iV^+ 1=0,5-5-22 J/2,5^a+1=150 мм.

5. Определяем ширину венца зуба, вычисляем среднее конусное расстояние [см. формулу (121)] и уточняем значение k_be:

& = =0,285-150 = 42,7 мм, принимаем 6=42 мм; Rm = Re—b/2 = 150—42/2 = 129 мм; £ь* = */#<? = 42/150 = 0,28, что соответствует 0,25 < k_be < 0,3.

6. По формуле (115) находим значение нормального модуля на середине ширины венца:

Щт=Щ_е—(Plzi)sin6_r = 5—(42/22)-sin 21°30' =5—0,7 = 4,3 мм. Найденное значение т^_т округлять нельзя.

7. По формулам (114), (118), (119) вычисляем внешний делительный диаметр, средние делительные диаметры, диаметры вершин и впадин зубьев шестерни и колеса:

а) для шестерни

dwi=^m*OT^zi = 4,3-22 = 94,6 мм; d_e\ = mi_ez_x = 5-22= 110 мм; d_aei = ^dei+2m_tecos д_г = 110+2-5-cos21°30' = 110+10-0,93 = 119,3 мм; d/ei = d_ei—2₉4mt_e cos 61 = 110—2,4-5-0,93 = 110— 11,5 = 98,5 мм;

б) для колеса

d_m2 = Щт²2 = 4,3• 55 = 240,5 мм; d_e2 = nt\_ez₂ = 2,4•5*55 = 280 мм (стандартное); dae* = d_e2 + 2т_и cos б₂ = 280 + 2 - 5 cos 68°30' = 280 — 10 -0,3665 = 283,665 мм; d_/e2 = d_e2—2,4m^cos6₂ = 280 — 2,4-5-0,3665 = 280 — 4,4 = 275,6 мм.

8. Вычисляем скорость точки на окружности среднего делительного диаметра шестерни и назначаем степень точности передачи:

v_m = nd_mln_t/60 =я- 94,6• 10-³-965/60 = 4,78 м/с.

По табл. 2 принимаем 7-ю степень точности передачи.

9. Вычисляем силы, действующие в зацеплении: окружная сила на окруж- ности среднего делительного диаметра

F_t = 2Т_г1й_т1 = 2.73,8-10³/94,6 = 1535 Н;

осевая сила для шестерни и радиальная для колеса [см. формулу (122)]

F_а1 = F,2=F_t tg a sin д_± = 1535.0,364• 0,3665 = 203 H;

радиальная сила для шестерни и осевая для колеса (см. формулу (123)]

F_ri = F_a2 = F_ttga cos 6* = 1535• 0,364 - 0,93 = 520 Н.

IV. Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.

1. Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (126): Z//=l,76 (см. занятие 12), Z^=274«10³ Па¹/² (см. табл. П22). По формулам (96а), (129) находим Z_e = У (4—е_а)/3 = У (4— 1J2J/3 = 0,76, где е_а ^ 1,88 — —3,2 (l—z_vl+ l/z_v2) = 1,88—3,2 (1/23,7 + 1/153) = 1,88—3,2 (0,04225+0,00654)= = 1,72 при [см. формулу (128)]

Ч\ — ^i/cos б_х = 22/0,93 = 23,7; z_v2 = z₂/cos б₂ = 55/0,3665 = 153.

2. По формуле (127) проверяем выносливость зубьев при изгибе. Коэффициент формы зубьев шестерни и колеса найдем интерполированием по табл. П27 в зави­симости от эквивалентного числа зубьев [см. формулу (128)] 2^1 = 23,71 и = 153:

IV-4.12 при z„=20 1 Д»=016-A*„=5 1 ,₌₀₎₁₆._1>3/5=0>0416,

Г/7 = 3,96 при z_v = 25 ) х 1,3 /

Следовательно, Yf = Y_P{2b)+x=3,96+0,0416 = 4,0016;

Yf « ^f(i50) = 3,78 для колеса. Сравним прочность зуба шестерни и колеса (см. занятие 8): o'fpIY'f = 130/4,002 = 32,5 МПа; o"_fpIY"_f = 110/3,78 = 29,1 МПа.

Так как прочность зуба шестерни оказалась выше, то проверку выносливости вубьев при изгибе следует выполнить по зубьям колеса [см. формулу (127)]:

/C_Fz, = 2/C//_v—1 =2-1,25—I =1,5 (см. примечание 2 к табл. П26); Jfre = l,29 (см. табл. П29) для шариковых опор. Итак, коэффициент нагрузки Kf—Kf$Kf_v~ = 1,29* 1,5 = 1,93. Следовательно,

Y_FK_FF_t 3,78.1,93-1535 -_{А |Лв п} ^ » ^а^^5^⁼0,85.42.4,3-10--^⁷>⁴-^{106 Па}<<^

V. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары. Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в зави­симости от диаметра выходного конца вала. Этот размер определяют приближенно

По табл. П26 при i>_w = 4,78 м/с и 8-й (7-я+1-я) степени точности передачи, интерполируя, получаем Khv ^л Итак, коэффициент нагрузки Kh—Kh$Khv~ =1,14* 1,2 = 1,37. Следовательно,

(ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям [т_к] =20.. .40 МПа. Принимаем для быстроходного вала [т_к]'=25 МПа (сталь 45; шестерня изготовлена вместе с валом); для тихо­ходного вала назначим сталь 40, для которой примем [т_к]=20МПа.

Быстроходный вал. Из уравнения прочности (193) определяем диаметр выходного конца вала:

t_k = 77W_p= ^/(jirtJJ < [т_к]',

получаем

В соответствии с рядом R_a4Q (см. занятие 20) принимаем диаметр выходного конца вала d_B1 = 26 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов d_Bf = 26 мм и dt — 38 мм, (см. табл. П62) для вала двигателя 4А132М6УЗ превышает 25%, то нельзя ориентироваться на применение стандартной муфты.

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники. Диаметр вала под уплотнение cf}=30 мм. При небольшой окружной скорости вала можно при­менить какое-либо контактное уплотнение—монтажное или сальниковое. Для конструкций, изображенных на рис. 304 и 305, принимаем сальниковое фетровое уплотнение.

Диаметр резьбы d\^l = 33 мм (МЗЗ X 1,5) внутреннее кольцо подшипника закреп­лено круглой гайкой.

Диаметр под дистанционную шайбу d\¹¹ =34 мм. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка задевает ее сепаратор, например конического роликового подшипника.

Диаметр вала под подшипники d|^V=35MM (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники).

Диаметр опорного бурта d^ = 45 мм (рис. 304) или распорной втулки (рис. 305), соответствующий требованию табл. ПбЗ для средней серии подшипника.

Диаметр вала под подшипник <*у^п=25мм (шариковый радиальный для конст­рукции по рис. 304).

Диаметр опорного бурта d^¹ = 32 мм (см. табл. ПбЗ) (размеры d%^u и d^¹ уточним при подборе подшипников для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала принимаем из соотношения 1_г « (1,5 ... 2)d_Bl ==(1,5...2)26 = 39...52 мм,

а затем уточняем по размеру длины ступицы выбранной муфты; принимаем /_х = 45 мм.

Тихоходный вал. Крутящий момент в поперечных сечениях выходного конца вала Г₂ = 175 Н«м.

Из уравнения прочности на кручение (193) определяем диаметр выходного конца вала:

^{dB^Y^,=УГ^^ = >04^10^=3,54.10^М.}

В соответствии с рядом R_a40 (см. занятие 20) принимаем:

диаметр выходного конца вала d_B2 = 36 мм;

диаметр вала под сальниковое уплотнение d\ = 38 мм;

диаметр вала под подшипник d!^I=40 мм;

диаметр вала под ступицу зубчатого колеса <il^V = 45 мм;

диаметр опорного участка вала (см. табл. ПбЗ) d\ⁿ =50 мм; диаметр ступицы tf_CT~(l»5...1,7)4^V = (l,5.. .1,7)45 = 67,5.. 76,5 мм; принимаем d_cx = 72 мм;

длина ступицы колеса /Ц«(0,7.. Л ,8) 4^У = (0,7.. Л,8) 45 = 31,5.. .81 мм; при­нимаем /й = 60 мм;

толщина диска зубчатого колеса г«(0,1.. .0,17) /^ = (0,1.. .0,17)-150 = = 15...25,5 мм, принимаем е = 20 мм;

толщина обода 6₀«(2,5.. .4) т^ = (2,5.. .4) 5 = 12,5.. .20, принимаем 6₀ = ras 16 мм;

длина выходного конца тихоходного вала /₂«(1,5.. .2) d_B2 = (1,5.. .2) 36 = "=54...72 мм, принимаем /₂=65 мм.

VI. Конструктивные размеры элементов корпуса и компоновка редуктора. Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Г Толщина стенки корпуса редуктора 6«0,03/?^+3.. .5 мм = 0,03-150 + + 3...5 мм = 4,5+3...5 мм, принимаем 6_Х=9 мм.

128. Толщина стенки крышки редуктора 6i«0,025/?_tf+3.. .5 мм = 0,025-150 + + 3...5 мм = 3,75+3.. .5 мм, принимаем 6i = S мм.

129. Толщина верхнего пояса корпуса редуктора s« 1,56 = 1,6-9 =13,5 мм, принимаем s = 14 мм.

130. Толщина пояса крышки редуктора Si»l,56i = 1,5*8 = 12 мм, принимаем s_t = 12 мм.

131. Толщина нижнего пояса корпуса редуктора /«(2.. .2,5) 6 = (2.. .2,5)9 = = 18. ..22,5 мм, принимаем / = 20 мм.

6. Толщина ребер жесткости С «0,856 = 0,85*9 = 8,5 мм, принимаем С¹ = 8 мм.

132. Диаметр фундаментных болтов йф«(1,5...2,5)6 = (1,5...2,5)9 = (13,5... ...22,5) мм, принимаем ^ф = 18 мм.

133. Диаметр болтов (шпилек), соединяющих корпус с крышкой редуктора около подшипников, и диаметр резьбы пробки d_K«0,75o^ = 0,75-18 = 13,5 мм, принимаем rf_K = 14 мм;

диаметр остальных болтов или шпилек крепления крышки к корпусу редук­тора можно принимать на 2...4 мм меньше d_K\ принимаем болты с резьбой М12;

диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора) d_np^= ^(1,6...2,2)6 = (1,6...2,2)9 = 14,4...19,8 мм, принимаем d_np=18 мм.

9. Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора около подшип- ников /COd_K = 3-14 = 42 мм, принимаем /( = 40 мм;

ширина пояса крепления крышки и корпуса редуктора К' <2,5d_K = 2,5-14 = ж 35 мм, принимаем /С' =30 мм.

134. Ширина нижнего пояса корпуса редуктора /(j = (2,2.. .2,5) с/ф = (2,2... .. .2,5) 18 = 39,6.. .45 мм, принимаем /Ci =42 мм.

135. Диаметр болтов для крепления крышки подшипника к корпусу редук­тора d_n« (0,7... 1,4) 6 = (0,7... 1,4)9 = 6,3. ..12,6 мм, принимаем а*_п = 10 мм.

136. Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия d_KC = = 6... 10 мм, принимаем rf_KC = 8 мм.

137. Расстояние между внутренней стенкой основания корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса #'«(4.. .6) 6 =(4.. .6)9 = 36.. .54 мм, при­нимаем у' =45 мм.

138. Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью вершин зубьев колеса (/«1,56=1,5-9 = 13,5 мм, принимаем у = 13 мм.

139. Тип и размеры подшипников качения. Для редуктора с неконсольным расположением конической шестерни (см. рис. 304) предварительно назначаем на быстроходный вал сдвоенные радиально-упорные шарикоподшипники и радиаль­ный шарикоподшипник; на тихоходный вал—конические роликоподшипники.

Быстроходный вал. Для редуктора по рис. 304 ориентируемся на среднюю серию подшипников. По табл. П42 при d = d[^v = 35 мм получаем D = — D' =80 мм, # = #'=21 мм; по табл. П40 при rf = cf^ⁿ=25 мм имеем £> = = 62 мм, В = В"=\7 мм.

Для редуктора с консольным расположением конической шестерни (см-рис. 305) назначаем на тихоходный и быстроходный валы канонические ролико­подшипники средней серии. По табл. П43 при d = di^v = 35 мм,D = D' =80 мм, ^шах=-23 мм. Размер *₁ = 2,5с/_п = 2,5-10 = 25 мм.

Тихоходный вал. Для редукторов по рис. 304 и 305 при d — d\^l~ = 40 мм по табл. П43 получаем Z)" = 90 мм, 7^,тах = 25,5 мм. Размер jc"«2ef_n = = 2-10 = 20 мм.

16. Определение конструктивных размеров вдоль оси вала»

Быстроходный вал. а) Размер /1 = 15...30 мм, принимаем /1=20 мм;

б) крепление внутреннего кольца подшипника осуществляется с помощью круглой гайки, высота Н_г и наружный диаметр D_r которой при МЗЗХ1.5: Я_г = 10 мм, £>_г = 52 мм. Толщина стопорной шайбы Su,«l,5 мм. Ширина дистан- ционной шайбы между внутренним кольцом подшипника и стопорной шайбой s_BX^0,5tf_r = 0,5-10 = 5 мм, принимаем s_BX = 4 мм.

Следовательно, /[^г ^Я_г-|-s_m + s_BT = 10+1,5+4 = 15,5 мм, принимаем /i¹ = е= 16 мм;

V

в) толщину маслозащитной шайбы и ширину бурта di можно получить из соотношения /1¹¹«8..'.12 мм, принимаем /{^п = 10 мм;

г) длина ступицы шестерни /с_Т~&+1---5 мм = 42+1...5 мм, принимаем /ст = 45 мм;

д) /[^v«5...10 мм, принимаем /[^v=6 мм;

е) точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) нахо- дится на окружности среднего делительного диаметра шестерни;

ж) точки приложения реакций опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов радиально-упорных подшипников и на середине ширины радиаль- ного подшипника. По рис. 304

а_х<0,5Я"+ /i^v+0,54t =0,5-17+6+0,5-45=37 мм, принимаем a_x = 36 мм;

с_х^0,5/£_т+ /i¹¹ + 0,5-2В¹ =0,5-45+10 + 21 =53,5 мм,

принимаем с_х=55 мм (для сдвоенных подшипников);

L₆^ к + +2Я' + й" + 4+В^и + 0,5/?, =

= 45 + 20+16 + 2-21 + 10 + 45+17+0,5.150 = 270 мм.

По рис. 305: ширина мазеудерживающего кольца ^«8...20 мм. При у_х = в 12 мм получаем

0^(2/3) 6+У! + Гтах = (2/3) 42+12+23=63 мм, принимаем 6^=65 мм;

с!«(1,2.. .2,2) ^ = (1,2.. .2,2) 65 = 78... 143 мм_# принимаем ^ = 100 мм;

^6<^ + /i+^^I+7^,L_x+c₁+a₁+/?_w = = 45 + 20+16 + 23+100+65+129 = 398 мм, принимаем 1*6=390 мм.

Тихоходный вал. а) По рис. 304 размер /₂«15...30 мм, принимаем /а =20 мм. Размер l\^l 2zd_eX — 110 мм, принимаем /"=110 мм;

L_x*/₂ + 4 + Ттах + /"=65+20+25,5+110 = 220,5 мм,

принимаем L_T = 220 мм;

б) принимая внутренние боковые стенки корпуса редуктора и подшипников тихоходного вала симметрично расположенными относительно оси быстроходного вала, определяем расстояния а₂ и с₂ от точки зацепления А до точек приложе­ния опорных реакций. По рис. 304

c₂ttll^l + 0,5d_mi = 110 + 0,5-94,6 = 157,3 мм, приниммем с₂ = 155 мм;

a₂&t\^l—0_}bd_mi = U0—0,5-94,6 = 62,7 мм, принимаем я₂=60 мм.

По рис. 305

Я2«#1+0,6/Ц = 12+0,6.60 = 48 мм*

принимаем 02 = 50 мм;

C2&d_mi+a2 =94,6+50 = 144,6 мм,

принимаем eg = 145 мм.

Размер /|«20...25 мм, принимаем /1 = 30 мм;

1_т«/₂+/₂+ГЙах+Л2 + 0,5^1 = 65 + 30+25,5+50+0,5.94,6=217,8 мм. принимаем L_x=220 мм,

Рис. 304

17. Определяем габаритные размеры редуктора.

а) По рис. 304

L_p*L₆+0_y5d_ae2+y+6+Ki =270+0,5-283,665+13 + 9+30 = 463,8 мм, принимаем длину редуктора 1_р=465 мм;

BpttLj+lP + b+K+lMn = 220+ Ц0+9+40+1,6-10 = 395 мм,

принимаем ширину редуктора Д_р = 395 мм;

б) по рис. 305

L_p«L₆+0,5^₂+^+6+/Ci =390+0,5-283,665+13+9+30 = 583,8 мм, принимаем длину редуктора L_p = 585 мм;

Bp«L_T+(c₂—0,5^₁) + ГЙах + 4 = 220+(145-.0,5.94,6) + 25,5+20 = 363,2 мм, принимаем ширину редуктора J3_p = 365 мм;

в) по рис. 309 и 310 при толщине нижнего пояса корпуса редуктора / = 20 мм получаем высоту проектируемых редукторов:

H_v*t + yi + d_ae2+y+6₁+\0...lb мм = 20+45+283,665+ + 13 + 8+10...15 мм = 369,665+10... 15 мм, принимаем высоту редукторов #_р = 380 мм.

18. На рис. 304, 305 показаны компоновки двух вариантов конструкций ре­дукторов. Учащийся при выполнении проекта должен вычертить аналогичную

компоновку на миллиметровке в масштабе 1:1. При этом ориенти­ровочно полученные конструктив­ные размеры редуктора и его де­талей могут незначительно изме­ниться.

17,15H'M\

■ггтгггПТГПТП

Т*72,6Н-м\\

304337377�

Компоновку начинают вычер­чивать с осей валов, пересекаю­щихся в точке О под углом 90° (см. рис. 304, 305,) затем из точ­ки О проводят луч OA (общую образующую начальных конусов) под углом 6i к оси быстроходного вала (6₂ к оси тихоходного вала). От начала луча OA откладыва­ют размеры R_m=OA_y b_t R_e = = ОЛ + 0,56 и- вычерчивают ше­стерню в зацеплении с зубчатым колесом, потом валы, подшипники и т. д.

VII. Проверка прочности ва­лов. Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений.

Быстроходный вал. Из­готовление шестерни предусмотре­но вместе с валом. Для материала вал—шестерня предел выносли­вости при симметричном цикле

•г^гн-м\ * * - ^[см* ф°р^му^лу (*")]

<J-.i«0,43a_B = 0,43-730 = 314 МПа.

Мс-33,8НМ

^А П ринимая [я] =2,2, /Са = 2,2, £_ри=1 (см. занятие 20), по фор­муле (196) вычислим допускаемое напряжение изгиба при симметри­чном цикле:

К]_1 = {а -!/([п] Ко)} *_Ри =

=[314/(2,2-2,2)] 1=64,8 МПа.

1. Вычерчиваем схему нагру-жения быстроходного вала и стро­им эпюры изгибающих и крутящих моментов:

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости гОу от сил F_a± и F_r% для редуктора с неконсольным креплением конической шестерни (рис. 306):

Ув-

2M_A = ^F_aV0_y5d_ml-F_rla₁+Y_B(a₁+c₁) = 0;

F_riai+05F_ald_ml 520-36 + 0,5-203-94,6 _^ _{| 1Q6}__{312 н}.

а_г+с_г 36+55

2М_В =~ Y_A (a^^-FavOWnl+FriCt^O;

a_x+c, 36+55

To же, для редуктора с консольным креплением конической шестерни (рис. 307): *М_А=F_ai -0,5d_wI—F_rla_x—Y_BCl = 0; _Кд _ 0,5F_flldy-/^ _ 0,5.203.94,6-520-65 „.

2М_Д = К _лС1+F_ei - 0,5d_mi—Fn (_в1+ъ) = 0;

^(^+^-0,5^^ _ 520(65+100)-0,5-203-94,6 _Q_

Г_Л ^ loo =858-96 = 762 H;

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОг от силы F* (см. рис. 306):

2М_А = Х_В (fli+Ci)—^в, =0;

Х_В =Fi<*i/(ai+c₁) = 1535-36/(36 + 55) =607 Н;

Шв = ~ Ха («i+ci)+^ А = 0; Х_л = /^г

^г₁с₁/(а₁+с₁) = 1535-55/(36 + 55) =928 Н.

То же, по рис. 307:

2M_A=X_Bc₁—F_ta_i = 0; X_B = F_ia_l/c₁ = 1535-65/100 = 998 Н; Ш_в = - X _Ас_г - F_t (а, + с_х) = 0; X_A = —F_t(a₁+c₁)/c₁=^ 1535 (65+100)/100=—2535 Н;

в) определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях (точках) А, С и В в плоскости уОг по рис. 306:

М_А = М_в = 0; MF*=Y_Aai = 208-0,036 = 7,49 Н-м; Mg^paB=lVi = 312-0,055 = 17,15 Н-м Следовательно, ^р_а% ^ = 17,15 Н м. То же, по рис. 307:

Ма = УвС1 = — 242-0,100 = 24,2 Н-м; М_в = 0; М_с = F_aV 0,5d_wl = 203 - 0,5 - 0,0946 = 9,6 Н - м. Следовательно, M_{Pat Fr} =—24,2 Н-м. В плоскости хОг (см. рис. 306)

М_Л = Л1_В=0; М_с = Х_>!а₁ = 928-0,036«33,4 Н-м. Следовательно, M_F^ = 33,4 Н-м. То же, по рис. 307:

М_в = М_с = 0; М_А=—Х_вс₁ = — 998-0,100=— 99,8 Н-м. Следовательно, M_F^= — 99,8 Н-м. Крутящий момент Г =7^ = 72,6 Н-м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис. 306 и 307. 2. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные на­пряжения изгиба в опасном сечении С при dttd_mX—2Am_nm =94,6—2.4-4,3 =

«84,3 мм (см. рис. 306) и в опасном сечении А при d=d{^V = 35 мм (рис. 307). Для схемы по рис. 306

Л*_Сум = М_и=|/ ^M<F_a% f_r+Mh= /"17,15² + 33,4² = /"(2,95+ 11,2) 10? =37,5 Н • м; <т_и = M_a/W_x = 32Mj(nd?) =32-37,5/я(84,3-10~³)³ =0,63-10⁶ Па.

Для схемы по рис. 307

Мсум = М_и = |/"Щ_{а% Р}+Щ_г = ^24,22+99,8? =

= У (5,9+99,6) 10? =1025Н.м; а_и = М_я/Г^ = 32Л1_и/(л;сР) = 32.102,5/[я (35-10~³)³] =24,2 -10⁶ Па.

3. Напряжения сжатия от силы F_el крайне малы и потому их можно не учи- тывать.

4. Определяем напряжения кручения в сечениях С и А: для схемы по рис. 306

т_к = 77Г_Р= 167У(я<Р) = 16-72,6/л;(84,3-Ю-³)³ =0,61.10⁶ Па; для схемы по рис. 307

_Tk==T/W_v = 167У(яd³) = 16-72,6/[я(35-10~³)³ = 8,58- 10^е Па.

5. По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение [см. формулу (196)] и сравниваем его с допускаемым:

для схемы по рис. 306

o_9UI=VoI+4tI = У 0,632+4-0,61? =1,375 МПа< [a_H]-i; для схемы по рис. 307

a_iin=VoS+4i4 = У24,2² + 4-8,58? =29,7 МПа<[а„]_1.

Так как расчетные напряжения оказались существенно ниже допускаемых, то коэффициенты запаса прочности валов будут высокими и, следовательно, про

в ерку их жесткости (201) fo_A (202) можно не выполнять.

* Тихоходный вал,

Для изготовления тихоход­ного вала принята сталь 40 (термообработка — нормали зация),для которой по табл ПЗ при d < 100 мм а„ = = 550 МПа и, следователь но, предел выносливости [см (199)]

a_ j« 0,43а_в = 0,43 • 550 = = 236 МПа.

Принимая [я] =2,2, /Са= 2,2 и £_ри = 1 (см. за­нятие 20), вычисляем до­пускаемое напряжение изги­ба при симметричном цикле [см. формулу (196)]:

K]-i = [a-i/(W^a)]V = =[236/(2,2-2,2)] 1 =

= 48,8 МПа.

Так как проверка прочности тихоходных ва­лов для проектируемых двух конструктивных разновидностей конического редуктора совершенно аналогична, то ниже дан числовой расчет вала только для конструкции,, изображенной на рис. 304.

1. Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и строим эпюры изги­бающих и крутящих моментов (рис, 308):

а) определяем реакции опор в вертикальной плоскости уОг от сил F_a2 и F_/2:

2M_A=F_a2.0_iSd_m~₂—F_r2a₂+Y_B(a2+c₂)=0; F^-W^JM-M-^^f0-240,6₌₅₆ ^₂₉₁ tf₂ + c₂ 60+155

2M_B = - У_л (fl₂+c₂) + F_a2-0,5d„₂+F,₂c₂ = 0; _{y r}__T0>5F_<22rf_OT2 + F_r2c₂^0,5.520»240,6+203»155___{291 И6Эгг1Э7 H}. ^A a₂+c₂ 60+155 "^r * ~ *

б) определяем реакции опор в горизонтальной плоскости хОг от силы Ff.

Ш_А = - F_ta₂+X_B (а₂+с₂) =0; Х_в=F_ta₂/(a₂+с₂) = 1535 • 60/(60 +155)= 428 Н;

2М_В = - X _А (а₂+с₂)+F_tc₂ = 0; ^Л = ^^с2/(«2+с₂) = 1535-155/(60+155) * 1110 Н;

в) определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях A_s С и В:

в плоскости уОг

М_А = М_в=0; ^8 = ^2 = 437.0,060 = 26,2 Н-м; Л*прав==у_Бс₂=—234-0,155 = —36,3 Н-м_# Следовательно, М_тах = jМ_р^ _F J = 36,3 Н-м;

в плоскости хОг

М_А = М_в = 0; М_с=Х_ла2 = 1110.0,060 = 66,6 Н-м. Следовательно, /W^ = 66,6 Н-м. Крутящий момент Г = Г₂ = 175 Н-м.

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис. 308.

2. Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные на- пряжения изгиба в опасном сечении С:

^сум = ^и = ]/^ГЩ_а% р+Щ>_% = /36,3?+66,62= у (13,2 + 44,5) 102 = 75,8Н-м.

Так как вал в опасном сечении С ослаблен (d|^v = 45 мм) шпоночной канавкой (зубчатое колесо посажено на вал с помощью шпонки), то при расчете следует уменьшить его диаметр на 8...10%. Принимая d = 40 мм, получаем

а_и = М„/1Г_д; = 32Л1_и/(я4³) = 32.75,8/[я (40-Ю-³)³] = 12,1-10^е Па.

3. Напряжения сжатия ввиду их малости (при F_a2 = 520 Н и d = 40 мм) можно не учитывать.

4. Определяем касательные напряжения кручения в сечении С:

т_к = 7^,/1Гр=16Г₂/(ябР) = 16.175/[я(40.10-³)³] « 14-10^е Па.

5. Вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

°эт=У <4+4т|>= V 12.12+4-148— V147+784=30,5 МПа<[а_и]_1_в

VIII. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений. Шпонки подбирают по таблице ГОСТа в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют на смятие по формуле (217).

Быстроходный вал. Для выходного конца вала диаметром d_B%=26 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку bXh=Sx7 мм при *i = 4 мм. Так как длина выходного конца вала = 45 мм, то принимаем длину шпонки / = 40 мм, соответствующую ряду стандартных значений по СТ СЭВ 189—75 (см. ряд чисел в последних двух столбцах табл. П49). Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

/_р=/—£=40—8=32 мм.

Так как на выходные концы валов возможна посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, для ко­торых [а_см] =60...90 МПа (см. занятие 24):

4,4Г₂ 4,4-72,6 _{сс 1Лв} _ ^ . .

^асм=ЗД⁼2б-7-32-10-°⁼⁵⁵'^{106 Па} < ^1а-Тихоходный вал. а) Для выходного конца вала при d_B2 = 36 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку 6ХЛ = 10Х8 мм при ^ = 5 мм. Так как длина выходного конца вала /₂=65 мм, то по СТ СЭВ 189—75 прини­маем длину шпонки / = 56 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

/_р = /—^ = 56—10 = 46 мм. Проверяем соединение на смятие:

б) для посадки ступицы зубчатого колеса на вал при </i^ь

^v=45 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку &Хл = 14х9 мм при fj=5,5 мм. Для стальной ступицы [сг_см] = 100... 150 МПа. Так как длина ступицы колеса /_ст = 60 мм, то длину шпонки примем /=50 мм (см. табл. П49). Расчетная длина шпонки со скругленными торцами

/_р = /—6 = 50—14 = 36 мм. Проверяем запроектированное шпоночное соединение на смятие:

4,4Г₂ 4,4-175 _ff0 гт 1

°™ ^я •5рпТ_р⁼⁼45-9-36-10» * ^{53 Ш} < ^1а™1'

Итак, для тихоходного вала принимаем шпонку 10X8X56 (СТ СЭВ 189—75) и шпонку 14X9X50 (СТ СЭВ 189—75).

IX. Подбор подшипников (см. занятие 22).

Быстроходный вал. 1. Редуктор с неконсольным расположением ко­нической шестерни (см. рис 304 и 306):

а) определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:

F_rA = Yx*_A+Y*_A= |/"928² + 208²= ^(86,5+4,33) 10⁴ = 950 Н; FrB = VХ%+У%= V607?+ 312²= |/"(37 + 9,78) 10⁴ = 682 Н.

На опоре В предусмотрена установка враспор двух радиально-упорных шарикоподшипников (см. рис. 304). При установке подшипников враспор гаран­тируется неподвижность вала в осевом направлении (радиально-упорные под­шипники воспринимают осевую нагрузку только в одном направлении). Так как осевые составляющие S этих подшипников уравновешивают друг друга, то осе­вую силу ¹/⁷д1=203 Н воспринимает один (правый) подшипник, а радиальную />д = 682 Н—оба радиально-упорных подшипника. Следовательно, расчетная нагрузка для одного подшипника F'_rB = 0,5-682=341 Н;

б) назначаем долговечность подшипников и определяем значения коэффи- циентов в формуле (209). Для подшипников редукторов рекомендуется Lfi = (12.. .25) 10³ ч (см. занятие 22), принимаем £д = 15-10 ч; К = 1, так как вращается внутреннее кольцо (см. табл. П45); /(б = 1,6 (см. табл. П46) при уме- ренных толчках; /(_т=1 (см. табл. П47). Частота вращения быстроходного вала n = «t = 965 мин"¹; а = 3 для шариковых подшипников (см. задание 22).

По табл. П42 для подшипника типа 36000 (а=12°) при rf=35 мм и ориен­тировочно принятой средней серии подшипника С₀ = 26,9 кН. При F_aX/C₀ = = 203/26,9-10³ = 7,55-10""⁸ < 0,014 и, следовательно, коэффициент осевого на­гружении е < 0,30 (см. табл. П42). При F_al/(VF'_2B) = 203/1 -341 =0,595 > е < 0,30 получаем Х=0,46, а К 1,81. Приближенно примем К = 1,81;

в) по формуле (209) вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность для правого радиально-упорного шарикоподшипника:

С_тр = (X, VF'_rB + YF_al)/Сб/Ст(6 -I0-»/iL_A)»/a ₌

= (0,46.1-341 + 1,81-203) 1,6-1 (6-Ю-⁵-965-15-Ю³)¹/^

= (157+367) 1,6^868 = 7950 # = 7,95 кН;

г) по табл. П42 принимаем радиально-упорные шарикоподшипники 36207 легкой серии, для которых с? = 35 мм, D = 72 мм, Ь — \7 мм, Г_тах = 17 мм, С = 23,5 кН, С₀ = 17,75 кН, я_пр> 4-10³ мин"¹.

Определяем долговечность подшипника 36207 при Х = 0,46; К =1,81; /⁷_ei/C₀ = 203/17,75-10-³ = ll,4-10-³ и е * 0,30 (см. табл. П42); С_тр=С = 23,5кН. Возведя уравнение (209) в куб (а = 3) и решая относительно /.дополучаем

^h-[(XVF'_rB+YF_al)K6KT\ 'бдГ"

«Г ²³>⁵'¹⁰³ V. J2L-22 - юз ">⁵ -

[(0,46-1-341 + 1,81-203) 1,6-1 J 6-965 6-9,65-10²"~"

= 380-10³ ч>1™^ах=25-10³ ч,

что является большим недостатком выбора подшипника. Конструктор, используя полные каталоги-справочники подшипников качения, назначит подшипник более легкой серии с меньшим значением С и, следовательно, меньшим значением L^. При явно завышенных С и нет смысла уточнять точку приложения [см. формулу (213)] и размер реакции F_A\

д) на опору А при /7,4 =950 Н и F_a=0 (этот подшипник осевой силы не воспринимает и, следовательно, для него Х=1, а К = 0) назначен радиальный шарикоподшипник, динамическая грузоподъемность которого [см. формулу (209)]

С_хр = (XVF_rA+YF_a) /СгЛт (6 • 10-*n_xL_H)*/* = = Ы-950.1,6(6.10 - ⁵-965.15 10³)^1/3 = 1520 V868=14,5-10³ Н = 14,5 кН.

По табл. П40 принимаем шарикоподшипник 305 средней серии, для кото­рого d = 25 мм, D = 62 мм, Б = 17 мм, С = 17,3 кН, л_Пр>4-10³ мин-¹.

Если запроектированный шарикоподшипник 305 не впишется в конструкцию редуктора (см. рис. 304), то для уменьшения его радиального размера D можно принять подшипник 205 легкой серии, при этом долговечность подшипника по­низится, что опять явится недостатком выбора подшипника. В подобной ситуа­ции, по-видимому, целесообразно установить роликоподшипник (см. табл. П41).

2. Редуктор с консольным расположением конической шестерни (см. рис. 305 и 307):

а) определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников:

F_rA=Vx²_A + Y\ = У2535² + 762² = У (640+58) 10* = 2640 Н; F_rB=VxB+Y²_B= V998²+ 242²= У (99,6 + 5,85) 10⁴ = 1025 Н;

б) вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных кони- ческих роликоподшипниках. По формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е=0,319 для ориентировочно на- значенной средней серии с rf = 35 мм (см. табл. П43):

S_A = 0,83eF_rA =0,83-0,319-2640 = 700 Н; S_B=0,83е/>_в = 0,83-0,319-1025 = 272 Н;

в) по табл. 5 (см. рис. 177, а) находим суммарные осевые нагрузки. Так как S_A >S_B и F_fll=203 Н > 0, то

F_aA = S_A = 700 Н и F_aB = S_A+F_ai =700+203 = 903 Н;

г) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффициен- тов в формуле (209):

£_л=15.10³ ч; V = l; /Сб = 1.6; К_Т = Н n = /zi = 965 мин"¹; а=!0/3 для ро­ликовых подшипников (см. занятие 22).

При ^_дЛ/(Р7>_л) = 700/(1-2640) = 0,265 < е = 0,319 получаем ЛГ=1, Y = 0 (см. табл. П43); при F_aB/(VF_rB) = 903/(1 -1025) = 0,88 > е и ЛГ = 0,4 а У = 1,035 для подшипника 7307;

д) по формуле (210) определим, на какую опору действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

р_А = (XVF_rA + YF_aA) КбКт = (Ы • 2640+0) 1,6.1 = 4225 Н; P_B = (XVF_rB+YF_aB)K6K_T = (0A-1.1025+1,035-903) 1,6-1=2150 Н.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность [см. формулу (209)] найдем для опоры Л, как наиболее нагруженной (Р_гаах=Р_л=4225 Н):

С_тр=Р _А (6 -10- ^ъп_х1_нУ /« = 4225 (6 -10- ⁵ - 965 -15 -10³)³/¹⁰ = = 4225-7,62 = 32,2-10³ Н = 32,2 кН,

где lg(6-l5-9,65)°.³ = 0,3(lg90+lg9,65) = 0,3(l,954 + 0,985) = 0,882, и, следова­тельно, (6-15-9,65)°.³ = 7,62—антилогарифм;

е) по табл. П43 окончательно принимаем конический роликоподшипник 7207 легкой серии, для которого d = 35 мм, D — 72 мм, Г_тах = 18,5 мм, С = 34,5 кН* п_пр > 4-10³ мин-¹, 6 = 0,369;

ж) с помощью формулы (215) уточняем точки приложения реакций и анали- зируем возможность изменения долговечности выбранного подшипника:

а = о,5Г + (е/3) (<*+£>) = 0,5-18,5+(0,369/3) (35+72) = 22,4 мм,

что приведет к уменьшению а\ и ct всего на a—T_max = 22,4—18,5 « 4 мм и§ следовательно, незначительному изменению значения реакций F_A, F_B.

Новое значение коэффициента осевого нагружения е = 0,369 приведет к не­значительному увеличению осевых составляющих реакций S_A и S_s, которые (при У=0) не окажут влияния на долговечность подшипника. Итак, долговеч­ность назначенного подшипника не ниже требуемой.

Тихоходный Bajn (см. рис. 308). а) Определяем размер суммарных радиальных нагрузок подшипников:

F_rA=Vx²_A + Y²_A=V 11102+437?= V(123+19,2) 10⁴ = 1190 Н; F_rB=Vx% + Y%= У 4282+ 234?= l/~(18,5+5,5) 10⁴ = 488 Н;

б) принимаем установку тихоходного вала на радиально-упорных кониче- ских роликоподшипниках при осевой нагрузке /⁷_Д = 520 Н;

в) по формуле (212) определяем осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е — 0,278 для ориентировочно назначенной средней серии с d = 40 мм (см. табл. П43):

S_A = 0,83eF_rА = 0,83-0,278-1190 = 274 Н; S_B = 0,83eF_rB = 0,83-0,278-488 = 112,5 Н;

г) по табл. 5 (см, рис.* 177, а) находим суммарные осевые нагрузки. Так как S_A > S_B и F_a=F_a2 = 520 Н > 0, то

^ = «^=274 Н, a F_aB = S_A+F_a = 274+520 = 794 Н;

д) назначаем долговечность подшипника и определяем значения коэффи- циентов в формуле (209):

1_Л=15-10³ ч; V=l; /Сб = 1,6; Kt = U n = n₂==380 мин-¹; а = 10/3 для роликовых подшипников.

При /=^,_аЛ/^/^ггл)==274/Ы190=0,23 <е = 0,278 получаем Х = 1; К=0 (см. табл. П43); при F_aBl(VF_rB) = 794/1 -488 > е и, следовательно, X — 0,4; F = 2,158 для подшипника 7308;

е) по формуле (210) вычислим эквивалентную нагрузку, действующую на опоры А и В:

Р_А = (XVF_rA+YF_aA) КбКг = (1 -Ы190+0) 1,6-1 = 1900 Н; Рд = (Х^_гВ + Г^_в)/Сб/Ст = (ЬЬ488+2,158-794) 1,6-1 = 1905 Н.

Следовательно, требуемую динамическую грузоподъемность найдем для опоры J5, как наиболее нагруженной (Pmax = PB = 1905 Н):

С_тр=Р_в (6.10-^бл₂/,_Л)1/а== 1905 (6.10-5.380-15- 10³)³А° = = 1905.5,754=10950 Н = 10,95 кН,

г де lg(6.3,8.15)⁰.³=0,3 (lg90+lg 3,8) =0,3(1,954 + 0,58)=0,76 и, следовательно, (6* 3,8« 15)⁰.³ = 5,754—антилогарифм;

ж) по габл. П43 принимаем конический роликоподшипник 7208 легкой серии, для которого d=40 мм, £> = 80 мм, Г_тах = 20 мм, С = 41,6 кН, и_пр> 4-10³ мин-¹, е = 0,383.

Так как С^>С_хр в четыре раза, то назначенный подшипник следует рас­сматривать как большой недостаток выбора. Используя полные каталоги-спра­вочники, конструктор примет подшипник сверхлегкой серии. Уточнять точки

27

Техническая характеристика: мощность на тихоходном валу P^QluSm, частота сращения быстроходного бала л>* $65'ма/г'> передаточное- числа u*2,S

Рис. 310

приложения реакций по формуле (215) и значения осевых составляющих (при е=0,383) С_тр и Lh нет смысла, так как долговечность принятого подшипника наверняка больше L£^iax = 25-10³ ч.

X. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора (см. занятия 22, 25; табл. П48). Внутренние кольца подшипников насаживаем на валы с натягом, вначение которого соответствует полю допуска kd, а наружные кольца подшип-

О

Таблица 9

Спецификация к рис. 310 (первый, или заглавный, лист)

Фор-1 мат 1	Зова I	Поз. 1	Обозначение	Наименование	Кол,	Материал	При­меча­ние
				Документация
			ПЗиРР	Пояснительная записка и расчет	1		Стр. 39
24			ВО	Чертеж общего вида	1
				Сборочные единицы
		1	03.105.12.280.1.00	Маслоуказатель	1		всборе
				Детали
		2	ОЗ. 105.12.280.0.01	Вал	1	Сталь 40
		3	ОЗ. 105.12.280.02	Вал-шестерня	1	Сталь 45
		4	O3.105J2.280.03	Втулка	1	Чугун СЧ 15-32
		5	O3.105J2.280.0.04	Втулка	2	Чугун СЧ 15-32
		б	O3.105J2J280.0.0S	Втулка распорная	1	Чугун СЧ 15-32
		7	ОЗ. 105.12.280.0.06	Колесо зубчатое	1	Сталь 40
		8	ОЗ. 105.12.280.0.07	Кольцо-сальник	1	Войлок технический
		9	ОЗ. 105.12.280.0.08	Кольцо-сальник	1 ~	Войлок технический
		10	О3.105.Ш80.0.09	Кольцо распорное	1	Чугун СЧ 15-32
		11	03.105.12.280.0.10	Кольцо мазеудерживающее	1	Чугун СЧ 15-32
		12	03.105.12.280.0.11	Кольцо мазеудерживающее	1	Чугун СЧ 15-32
		13	ОЗ. 105.12.280.0.12	Кольцо мазеудерживающее	1	Чугун СЧ 15-32
		14	ОЗЛ05.12.280.0.13	Корпус редуктора	1	Чугун СЧ 15-32
		15	ОЗ. 105.12.280.0.14	Крышка редуктора	1	Чугун СЧ 15-32
		16	03.105.12.280.0.15	Крышка смотровая	1	Чугун СЧ 15-32
		17	ОЗЛ05.12.280.0.16	Крышка подшипника	1	Чугун СЧ 15-32

3.105.12.280.0.00

Р«зр&&

Зубарев

Про».

Принял

Игнатьев

Жидков