Спецификация для конического редуктора

Стандарт распространяется на вновь проектируемые конические и коническо-цилиндрические редукторы общемашиностроительного применения с межосевым углом конической передачи 90 градусов. Для конических и коническо-цилиндрических редукторов специального назначения и специальной конструкции стандарт является рекомендуемым. Стандарт устанавливает номинальные значения основных геометрических параметров зубчатых передач, передаточных чисел редуктора, номинальных крутящих моментов, допускаемых радиальных консольных нагрузок на выходных концах валов, размеров выходных концов валов, высот осей.

РЕДУКТОРЫ КОНИЧЕСКИЕ
И КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ СОВЕТ
ПО СТАНДАРТИЗАЦИИ, МЕТРОЛОГИИ И СЕРТИФИКАЦИИ

1 РАЗРАБОТАН Межгосударственным техническим комитетом по стандартизации МТК 96; Научно-исследовательским и проектно-конструкторским институтом редукторостроения (НИИредуктор) Минпромполитики Украины

ВНЕСЕН Государственным комитетом Украины по стандартизации, метрологии и сертификации

2 ПРИНЯТ Межгосударственным Советом по стандартизации, метрологии и сертификации (протокол № 12 от 20 ноября 1997 г.)

За принятие проголосовали:

Наименование национального органа по стандартизации

Госстандарт Республики Беларусь

Госстандарт Республики Казахстан

3 Постановлением Государственного комитета Российской Федерации по стандартизации и метрологии от 2 марта 2001 г. № 109-ст межгосударственный стандарт ГОСТ 27142-97 введен в действие непосредственно в качестве государственного стандарта Российской Федерации с 1 января 2002 г.

РЕДУКТОРЫ КОНИЧЕСКИЕ
И КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

Bevel and bevel-cylindrical reducing gears. Parameters

Видео:Разбираем устройство редуктора ⚙️ Коническая шестерня редуктораСкачать

1 Область применения

Настоящий стандарт распространяется на вновь проектируемые конические и коническо-цилиндрические редукторы общемашиностроительного применения с межосевым углом конической передачи 90°.

Для конических и коническо-цилиндрических редукторов специального назначения и специальной конструкции стандарт является рекомендуемым.

Настоящий стандарт устанавливает номинальные значения основных геометрических параметров зубчатых передач, передаточных чисел редуктора, номинальных крутящих моментов, допускаемых радиальных консольных нагрузок на выходных концах валов, размеров выходных концов валов, высот осей.

Требования настоящего стандарта являются обязательными, за исключением приложения А.

Видео:Устройство конического редуктора ⚡ ПОДРОБНОЕ ОБЪЯСНЕНИЕ по узлам! 4 часть (ФИНАЛ)Скачать

2 Нормативные ссылки

В настоящем стандарте использованы ссылки на следующие стандарты:

ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры

ГОСТ 8032-84 Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел

ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули

ГОСТ 12289-76 Передачи зубчатые конические. Основные параметры

ГОСТ 16162-93* Редукторы зубчатые. Общие технические условия

ГОСТ 16530-83 Передачи зубчатые. Общие термины, определения и обозначения

ГОСТ 16531-83 Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения

ГОСТ 19325-73 Передачи зубчатые конические. Термины, определения и обозначения

ГОСТ 19326-73 Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчет геометрии

ГОСТ 19624-74 Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии

ГОСТ 24266-94 Концы валов редукторов и мотор-редукторов. Основные размеры, допускаемые крутящие моменты

ГОСТ 24386-91 (ИСО 496-73) Механизмы ведущие и ведомые. Высоты осей

ГОСТ 25301-95 Редукторы цилиндрические. Параметры.

* В Российской Федерации стандарт не принят.

Видео:Конические редукторы/Редуктор конический/конических редукторов/Конический редукторСкачать

3 Определения и обозначения

В настоящем стандарте применяют термины и обозначения по ГОСТ 16530 , ГОСТ 16531 , ГОСТ 19325 .

Видео:Сборка конического редуктораСкачать

4 Параметры

4.1 Номинальные значения внешних делительных диаметров колес конических передач d_{e 2} следует выбирать по таблице 1.

Примечание — Значения ряда 1 предпочтительны.

Фактические значения диаметров не должны отличаться от номинальных более чем на ±6 %. Номинальные значения межосевых расстояний цилиндрических передач а _w следует выбирать по таблице 2.

Примечание — Значения ряда 1 предпочтительны.

Рекомендации по выбору внешних делительных диаметров и межосевых расстояний для многоступенчатых редукторов, а также параметров передач приведены в приложении А.

4.2 Номинальные крутящие моменты на выходном валу М₂ следует выбирать по таблице 3.

Примечание — В технически обоснованных случаях допускается принимать значения крутящих моментов по ряду R40 согласно ГОСТ 8032 .

4.3 Номинальные значения передаточных чисел и должны выбираться из рядов, приведенных в таблице 4:

— от 1,00 до 6,30 — для одноступенчатых конических редукторов;

— от 6,30 до 40,00 — для двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторов;

— от 20,00 до 200,00 — для трехступенчатых коническо-цилиндрических редукторов;

— от 100,00 до 12500,00 — для многоступенчатых коническо-цилиндрических редукторов.

Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на:

3 % — для одноступенчатых редукторов;

4 % — для двухступенчатых редукторов;

5 % — для трехступенчатых редукторов;

6,3 % — для многоступенчатых редукторов.

Примечание — Ряд 1 является предпочтительным.

4.4 Номинальные значения допускаемых радиальных консольных нагрузок F ₁ и F ₂ , приложенных к середине посадочной части концов входного и выходного валов, должны приниматься по ГОСТ 16162 с округлением до ближайшего значения из ряда R40 по ГОСТ 8032 .

4.5 Размеры концов валов — по ГОСТ 24266 .

4.6 Номинальные значения высот осей и их предельные отклонения для редукторов, валы которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора, должны приниматься по ГОСТ 24386 в диапазоне 50 — 1000 мм.

Видео:1этап компоновки конического редуктора (1часть)Скачать

ПРИЛОЖЕНИЕ А
(рекомендуемое)

Видео:Конические пары для редукторов спецтехники.Скачать

Рекомендации по выбору параметров передач и их соотношению для ступеней редукторов

А.1 Параметры цилиндрических передач и их соотношения рекомендуется принимать по ГОСТ 25301 .

А.2 В многоступенчатых редукторах соотношение внешнего делительного диаметра конической передачи с межосевым расстоянием последующей цилиндрической передачи рекомендуется принимать от 1,4 до 1,6.

А.3 Средний нормальный модуль m_n для конических передач с круговыми зубьями и внешний окружной модуль т _{t е} для конических передач с прямыми зубьями рекомендуется принимать по ГОСТ 9563 в диапазоне 0,01 d_{e 2} — 0,03 d_{e 2} , при этом меньшие значения соответствуют большим передаточным числам ступени, большие — малым.

А.4 Ширину венцов b конических зубчатых колес рекомендуется принимать по ГОСТ 12289 в зависимости от передаточного числа и внешнего делительного диаметра колеса. Допускается применять ширины, определенные расчетным путем по ГОСТ 19326 и ГОСТ 19624 , с округлением до размеров из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636 .

А.5 Угол наклона зубьев конических передач β_n рекомендуется принимать равным 35°. Допускается принимать другие углы наклона, рекомендуемые ГОСТ 19326 .

А.6 Число зубьев колеса конической передачи z ₂ принимают равным

где коэффициент k _z = 0,57 — для передач с круговыми зубьями и k _z = 0,70 — для передач с прямыми зубьями.

Число зубьев шестерни z ₁ определяют по формуле

где u _ст — передаточное число конической ступени.

Ключевые слова: редукторы конические и коническо-цилиндрические, параметры, внешний делительный диаметр колеса, межосевое расстояние, номинальное передаточное число, крутящий момент, модуль, ширина, угол наклона

Видео:Конический редуктор 01 АнимацияСкачать

Курсовая работа: Разработка конического редуктора

1.1 Краткое описание редуктора

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1.3 Расчет зубчатой передачи

1.4 Проектный расчет ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

1.10 Проверочный расчет ведомого вала

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:

тяговая сила цепи F = 2,5 кН,

диаметр барабана D = 310 мм.

Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.

Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.

Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.

Основные этапы работы над проектом:

1. Кинематический и силовой расчет привода.

2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора

3. Эскизная компоновка редуктора.

4. Выбор стандартных деталей и узлов.

5. Проверочный расчет деталей и узлов.

6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.

Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.

1.1 Краткое описание редуктора

В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:

ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;

ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.

Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.

Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.

1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

1) Определяем общий КПД передачи.

Из таблицы 2.2 [1] выписываем

КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен

η = η_кон · η_м · η_цеп = 0,97 · 0,98 · 0,92 = 0,874

2) Определяем требуемую мощность электродвигателя.

Определяем мощность рабочей машины:

Требуемая мощность элеватора:

Р_{эл.дв.тр} = кВт

3) Из таблицы К9 [1] выбираем двигатель, т. к. быстроходные двигатели имеют низкий ресурс и тихоходные имеют большие габариты, выбираем средне скоростной двигатель, имеющий ближайшую большую мощность:

4) Определяем общее передаточное число передачи и передаточные числа ступеней, воспользуемся рекомендацией табл. 2.3 [1].

Определяем частоту вращения вала рабочей машины:

η_р.м = об/мин

U_общ =

Назначаем U_зуб = 3,15, тогда

U_цеп = передаточное число ступеней удовлетворяет рекомендациям [1].

5) Определяем угловые скорости валов

(р/с);

(р/с);

U_зуб = => (р/с);

U_цеп = => (р/с);

6) Определяем мощности по валам передач:

7) Определяем моменты на валах передач:

М₁ = (Н·м);

М₂ = (Н·м);

М₃ = (Н·м);

М₄ = (Н·м);

1.3 Расчет зубчатой передачи

Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М₃ = 187,9 (Н ·м);

Передаточное число редуктора

Угловая скорость ведомого вала

(р/с);

Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.

1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σ_Т = 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D 3 /154,44 = 2433,3 (Н);

радиальная на шестерни и осевая на колесе:

осевая на шестерни и радиальная на колесе:

15. Коэффициент динамической нагрузки

16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])

σ_н = МПа

σ_Н = 899 МПа = [σ_Н ] = 899 МПа

17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])

Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])

2 –0,06 Δ =

0,1 – Δ К_НВ = 3,98 – 0,003 = 3,977

18. Принимаем коэффициенты

К_{F В} = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения

19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])

σ_{F 1} = Y_{F 1} (МПа);

1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [τ] = 20 МПа.

Диаметр выходного участка:

d_в1 = (мм);

В кинематической схеме предусмотрено соединение ведущего вала редуктора и электродвигателя, выписываем из таблицы К10 [1] диаметр вала выбранного двигателя d_э = 38 мм и проверяем соотношение.

т. к. данное соотношение выполняется, принимаем dв₁ = 30 мм

2. Диаметр по монтажу: d_м1 = dв₁ + 5 мм = 30 + 5 = 35 (мм)

3. Диаметр цапфы: d₁ = d_м1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм)

4. Начинаем построение вала с прорисовки шестерни.

4.1 Под углом σ₁ = 18° откладываем расстояние:

4.2 Откладываем ширину зубчатого венца:

4.3 Откладываем высоту головки зуба:

h_a = m_e = 2,72 (мм) и высоту ножки зуба

4.4 Соединяем полученные точки с вершиной делительного конуса.

4.5 Строим буртик (d_δ ) для упора подшипника:

4.6 Определяем диаметр резьбы для гайки, крепящей подшипник:

d_р1 = d_м1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм);

Принимаем стандартное значение резьбы для гайки М36.

Рис. 1. Эскиз ведущего вала

1.5 Проектный расчет ведомого вала

Из предыдущих расчетов известно

М₃ = 187,9 (Н · м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора.

1. Диаметр выходного участка определяем из условия прочности на кручение:

d_в1 = (мм)

4. Диаметр посадочной поверхности:

Рис. 2. Эскиз ведомого вала

1.6 Конструктивные размеры колеса

Из предыдущих расчетов известно:

в = 26 мм; R_e = 94,2 мм; d_к = 55 мм; m = 2,34 мм;

d_ае2 = 181,7 мм; d_е2 = 180 мм; d₂ = 154,44 мм;

1. Находим диаметр ступицы стальных колес:

3. Толщина обода конических колес:

с = 0,1 R_e = 0,1 · 94,2 = 9,42 (мм);

n = 0,5 m_n = 0,5 · 2,34 = 1,17 (мм);

Рис. 3. Эскиз конического зубчатого колеса

1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Из предыдущих расчетов известно:

R_e = 94,2 (мм) – внешнее конусное расстояние.

1. Толщина стенки конуса и крышки редуктора:

δ = 0,05 R_e + 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); δ = 8 (мм);

δ = 0,04 R_e + 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); δ₁ = 8 (мм);

2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

р = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ≈20 (мм);

5. Толщина ребер основания корпуса:

7. Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,072 R_e +12 = 0,072 · 94,2 + 12 = 18,78 (мм);

Принимаем диаметр болтов М20.

Принимаем диаметр болтов М16.

8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой

Принимаем диаметр болтов М12.

9. Размеры, определяющие положение болтов d₂ :

q = 0,5 d₂ + d₄ = 0,5 · 15 + 6 = 13,5 (мм);

Крепление крышки подшипника:

d₄ = 6 (мм) (по таблице 10.3 [2]);

Рис. 4. Эскиз корпуса и крышки редуктора

1.8 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников.

С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (d_{n 2} = 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210.

Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого венца в масло, подшипники смазываются автономно, пластичным смазочным материалом, камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Определяем размеры, необходимые для построения и определения положения реакций опор:

а =

а_б = (мм);

а_r = (мм);

f₁ = 35 (мм) – определяем конструктивно

Принимаем l₁ = 70 мм = 0,07 (м);

Расстояние между опорами ведомого вала:

1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт

Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от полумуфты на ведущий вал, от колеса на ведомый вал и от ведомого вала на звездочку.

Все соединения осуществляем шпонками с исполнением 1.

Из предыдущих расчетов известно:

1. Соединение полумуфта – ведущий вал:

σ_см =

Здесь h = 7 мм; в = 8 мм; t₁ = 4 мм.

1.1 Вычисляем длину ступицы:

1.2 Вычисляем длину шпонки:

l_ш = l_ст – 5 мм = 45 – 5 = 40 (мм).

1.3 Принимаем стандартное значение:

1.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:

1.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σ_см = МПа

σ_см = 49,7 МПа 1) У_В = (Н);

=> 2) У_А = (Н);

3. Строим эпюру изгибающих моментов М_х :

;

(Н·м);

(Н·м);

;

4. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости

ΣМ(А) i = 0 1) F_к ·0,07 + F_t · 0,07 – X_B · 0,19 = 0

ΣМ(B) i = 0 2) F_k ·0,26 + X_A · 0,19 – F_t · 0,12 = 0

=> 1) X_В = (Н);

=> 2) X_А = (Н);

1713,5 – 808 – 2433,3+ 1527,8 = 0

5. Строим эпюру изгибающих моментов М_у :

;

(Н·м);

(Н·м);

;

6. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:

М_иА = (Н·м);

М_иД = (Н·м);

М_и’Д = (Н·м);

7. Строим эпюру крутящих моментов:

8. Опасным является сечение Д, т. к. М_иД = М_{max ,} концентратор напряжений – шпоночный паз.

d_к2 = 55 (мм); в = 16 (мм); t₂ = 4,3 (мм) (табл. К 42 [1]);

Рис. 5. Эскиз шпоночного паза

9. Определяем геометрические характеристики сечения:

W_x = 0,1 d_к2 3 – (мм 3 )

W_р = 0,2 d_к2 3 – (мм 3 )

10. Определяем максимальное напряжение в опасном сечении:

σ_max = (МПа);

τ_max = (МПа).

11. Полагаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому циклу;

τ_а = (МПа).

12. Из табл. 2.1–2.5 [3] выбираем коэффициенты влияния на предел выносливости.

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения К_d :

20 – 0,05 Δ =

5 – Δ К_{d σ} = 0,81 – 0,0125 = 0,797

20 – 0,03 Δ =

5 – Δ К_{d τ} = 0,7 – 0,0075 = 0,693

Эффективный коэффициент концентрации напряжений К_δ (К_τ ):

Коэффициенты влияния качества обработки К_F :

Коэффициент влияния поверхности упрочнения К_υ :

13. Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:

(К_δ )_Д =

(К_τ )_Д =

14. Определяем пределы выносливости в данном сечении:

(δ_-1 ) Д = (МПа);

(τ₀ ) Д = (МПа);

15. Определяем запас усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям

S_σ =

S_τ =

16. Определяем общий запас усталостной прочности и сравниваем его с допускаемым:

S = S =

Запас усталостной прочности обеспечен.

1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала

Тип подшипника назначается в зависимости от условий работы подшипникового узла, в частности, о наличия осевой силы. Подшипник выбирается по соответствующей таблице в зависимости от диаметра цапфы.

Расчет заключается в определении расчетной динамической грузоподъемности и сравнении ее с грузоподъемностью подшипника, взятой из таблицы С_{r расч} ≤ С_r – условия работоспособности подшипника.

Из предыдущих расчетов известно:

d_{n 2} = 50 мм – диаметр цапфы

t = 80 °C в подшипниковом узле

ω₃ = 28,9 (р/с) – угловая скорость вала

L_H – 12000 (час) – ресурс подшипника

Характер нагрузки – умеренные толчки.

У_А = 503,8 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости

У_В = – 241 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости

Х_А = -808 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости

Х_В = 1527,8 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости

Выбираем подшипник 7210 по табл. К 29 [1] (начиная с легкой серии)

1. Определяем суммарные реакции опор:

R_A = (Н);

R_В = (Н);

2. Выписываем из таблицы К 29 [1] характеристику подшипника.

С_r = 52,9 (кН); С_or = 40,6 (кН); e = 0,37; у = 1,6.

3. В соответствии с условиями работы принимаем расчетные коэффициенты.

V = 1 – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника.

К_б = 1,3 – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характеристики нагрузки на долговечность подшипника.

К_Т = 1 – коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника.

3.1 Определим осевые составляющие от радиальных сил

3.2 Определяем расчетные осевые силы.

3.3 Определяем соотношение R_A /V·R

e = 0,37, то х = 0,4; у = 1,6.

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.

5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:

С_{r расч} = R_{e 2} (кН)

Р = 3,33 – для роликовых подшипников

С_{r расч} = 3147,6(кН).

6. Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность С_{r расч} и базовую динамическую грузоподъемность С_r :

С_{r расч} = 15,42 (кН) -6 м 2 /с. По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И‑70А (по ГОСТ 20799–75). Подшипники смазывают пластичным материалом, закладываем в подшипниковые камеры, при монтаже. Сорт смазки выбираем по табл. 9.14 [2] – пресс-солидол марки С (по ГОСТ 43–66–76).

1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности

Требования по технике безопасности:

а) Все вращающиеся детали должны быть закрыты защитными кожухами;

б) Корпус редуктора не должен иметь острых углов, кромок и должен быть оборудован монтажным устройством;

в) На ограждение необходимо поставить блокировку и предупредительный знак.

а) Отработанное масло сливать в предназначенные для этого емкости;

б) Вышедшие из строя детали складировать в специальных помещениях.

В курсовом проекте продумана конструкция конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса и крышки редуктора. По каталогам выбраны размеры шпоночных соединений ГОСТ 23360–78 для диаметров 30 и 40 и выбраны подшипники роликовые конические однорядные 7209 и 7210 ГОСТ 27365–87. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.

Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.

📽️ Видео

ООО "НПО Максимум Сервис" отгрузка от 26.10.2022 РЕДУКТОР КОНИЧЕСКИЙ АПРС50 03.01.000Скачать

Конические редукторы(Полый вал) передают энергию с помощью конических шестерен со спиральным зубомСкачать

Указания по направлению вращения валов | Варианты крепления | Конический редуктор KSZ-HСкачать

Угловые конические редукторы КОНИЧЕСКИЙ Т-ОБРАЗНЫЙ РЕДУКТОР 1:1 - 5:1 передаточные отношенияСкачать

Сборка цилиндро-конического редуктора STM серии OСкачать

1-титульная по коническому редукторуСкачать

Редуктор. Устройство. Конструкция. Виды и типы редукторовСкачать

Вебинар 5 Индустриальные редукторы серии X (цилиндрические и конические) | SEW-EURODRIVEСкачать

регулировка редуктора ц2у-160.Скачать

Чтение сборочного чертежа редуктора. Чтение чертежейСкачать

Конический редуктор, анимацияСкачать

Принцип работы редуктора. Виды редукторов. Курсовая.Скачать