Расчет редуктора приборного типа (работа 1)
Министерство науки высшей школы из технической политики Российской Федерации
Кафедра «ДМ и ТММ»
Расчётно-пояснительная записка на тему: «Конструирование редуктора приборного типа»
Группа:
Студент:
Руководитель
проекта:
1997г.
Содержание задания курсового проекта:
Предлагается спроектировать редуктор механизма азимутального вращения зеркала антенны самолетной РЛС приборного типа по приведённой в задании схеме с заданными параметрами:
Угол обзора зеркала по азимуту, a,град . . . . . . . . . . . 140
Скорость обзора, n, град/с . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 105
Редуктор приводится в действие от электродвигателя ДПР – 52 - 03, который имеет следующие технические характеристики:
Напряжение питания, U, В . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
Частота тока, f, Гц . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 400
Номинальная мощность, W, Вт . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5
Число оборотов вала двигателя, n>дв>, мин-1 . . . . . . . . . . 4500
Номинальный крутящий момент на валу
двигателя, М, 10-2Н×см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100
Пусковой момент, М, 10-2Н×см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 650
Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя, z
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18
Модуль . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 0.4
Допускаемое отклонение передаточного числа редуктора не более ±2%.
1. Описание назначения и работы редуктора.
Малогабаритные зубчатые редукторы широко используются в различных конструкциях приборов и устройств автоматики. Редукторы, применяемые в следящих системах, в большинстве случаев определяют срок службы того прибора или автомата, в который они входят. К данным редукторам предъявляют следующие требования:
Безотказность в работе в течение 1500-2500 часов при возможных перепадах температур от - 60о до + 60о и относительной влажности до 98%;
Плавность вращения зубчатых колёс в условиях непрерывного реверса, т.е. изменения направления вращения;
Небольшой суммарный момент трения;
Данный редуктор собран на двух платах, соединённых между собой стойками при помощи 3-х винтов. Между платами располагаются узлы зубчатых передач, которые опираются на подшипники качения. На одной из плат крепиться двигатель ДПР – 52 - 03. Для установки редуктора предусматривают 2 отверстия в платах с целью фиксации редуктора штифтами по месту и ещё 4 отверстия для закрепления его винтами.
Выходным звеном такого редуктора является выходная шестерня с числом зубьев z = 22 и модулем m = 0.6, которая после установки редуктора в приборе входит в зацепление с другим зубчатым колесом устройства.
Примечания:
При определении передаточного числа редуктора временем реверса и переходным процессом пренебречь.
При расчётах исходить из того, что приводимый к валу двигателя требуемый крутящий момент (с учётом динамических нагрузок, сил трения и к.п.д.) равен номинальному крутящему моменту двигателя, определяемому мощностью двигателя и числом оборотов его вала.
2. Кинематический расчёт редуктора.
2.1. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням:
2.1.1. Приближённое значение передаточного числа редуктора определяется из отношения частоты вращения вала двигателя к частоте вращения антенны:
U>p>=
,
где
n>ант>=
и
w>ант>=
;
где n>ант> – частота вращения антенны;
w>ант> – угловая скорость антенны;
w>ант>=
;
n>ант>=
;
U>p>>
>>;>
Рекомендуемое число ступеней из условия рационального уменьшения приведённого момента инерции редуктора n = 5 (см.[2])
2.1.2. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням осуществляется в соответствии с формулами (см.[2]):
U>ср>=
;
U>ср>=>
>=3,034;
U>1>=
;
U>1>=
=1,569;
U>2>=
;
U>2>=
=1,742;
U>3>=U>ср>; U>3>=3,034;
U>4>=
;
U>4>=
=5,285;
U>5>=
;
U>5>=
=5,868;
где U>i >– передаточное число i–ой ступени.
2.2. Определение числа зубьев зубчатых колёс:
Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле (см.[2]):
где z>ш> – число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивных соображений;
U>i >– передаточное число i–ой ступени;
В приведённых далее расчётах используются следующие обозначения:
Номер при z обозначает номер шестерни от двигателя;
Штрих над z обозначает, что данное число зубьев относиться к колесу;
Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя: z>1>=18.
z>1>= 18; z>1>'=18×1.569=28.242»28;
z>2>= 19; z>2>'=19×1.742=33,098»33;
z>3>= 19; z>3>'=19×3.034=57,640»58;
z>4>= 20; z>4>'=20×5.285=105.70»106;
z>5>= 20; z>5>'=20×5.868=117.36»117;
2.3. Определение геометрических размеров шестерней и зубчатых колёс редуктора.
2.3.1. Диаметр делительной окружности (в мм) определяется по формуле (см.[2]):
d>i >= m×z,
где m – модуль зацепления, мм,
z – число зубьев шестерни или зубчатого колеса;
m = 0.4; d>1> = 0.4×18=7.2; d>1>' =0.4×28=11.2;
m = 0.4; d>2> = 0.4×19=7.6; d>2>' =0.4×33=13.2;
m = 0.5; d>3> = 0.5×19=9.5; d>3>' =0.5×58=29.0;
m = 0.5; d>4> = 0.5×20=10.0; d>4>' =0.5×106=53.0;
m = 0.6; d>5> = 0.6×20=12.0; d>5>' =0.6×117=70.2;
2.3.2. Диаметр (в мм) окружности вершин зубьев определяется по формуле (см.[2]):
d>a >= m×(z+2)
d>a1>= 0.4×(18+2)=8; d>a1>'=0.4×(28+2)=12;
d>a2>= 0.4×(19+2)=8.4; d>a2>'=0.4×(33+2)=14;
d>a3>= 0.5×(19+2)=10.5; d>a3>'=0.5×(58+2)=30;
d>a4>= 0.5×(20+2)=11; d>a4>'=0.5×(106+2)=54;
d>a5>= 0.6×(20+2)=13.2; d>a5>'=0.6×(117+2)=71.4;
2.3.3. Диаметр (в мм) окружности впадин зубьев определяется по формуле (см.[2]):
d>f >= m×(z-2.5)
d>f1>= 0.4×(18-2.5)=6.2; d>f1>'=0.4×(28-2.5)=10.2;
d>f2>= 0.4×(19-2.5)=6.6; d>f2>'=0.4×(33-2.5)=12.2;
d>f3>= 0.5×(19-2.5)=8.25; d>f3>'=0.5×(58-2.5)=27.75;
d>f4>= 0.5×(20-2.5)=8.75; d>f4>'=0.5×(106-2.5)=51.75;
d>f5>= 0.6×(20-2.5)=10.5; d>f5>'=0.6×(117-2.5)=68.7;
2.3.4. Межосевое расстояние (в мм) рассчитывается по формуле:
,
где d>i> – делительный диаметр шестерни i – ой ступени;
d>i>' – делительный диаметр зубчатого колеса i – ой ступени;
a>w1>=
a>w2>=
a>w3>=
a>w4>=
a>w5>=
2.3.5. Определение ширины шестерней и зубчатых колёс.
Ширина зубчатого колеса (в мм) определяется по формуле (см.[2]):
b>i>' = ( 3…10)×m,
( 3 . . . 10) - выбирается из конструктивных соображений,
а ширина шестерни (в мм):
b>i >= b>i>'×1.6
b>1>' = 3×0.4=1.2; b>1> = 1.2×1.6=1.92;
b>2>' = 4×0.4=1.6; b>2> = 1.6×1.6=2.56;
b>3>' = 4×0.5=2.0; b>3> = 2.0×1.6=3.2;
b>4>' = 5×0.5=2.5; b>4> = 2.5×1.6=4.0;
b>5>' = 5×0.6=3.0; b>5> = 3.0×1.6=4.8;
2.4. Расчёт реальных передаточных чисел и вычисление относительной погрешности.
2.4.1. Действительное передаточное число ступени редуктора определяется по формуле:
где z>зк >и z>ш> – соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, входящих в зацепление;
U>1>=
=1.56;
U>2>=
=1.74;
U>3>=
=3.05;
U>4>=
=5.30;
U>5>=
=5.85;
Следовательно, U>ред >= U>1>×U>2>×U>3>×U>4>×U>5>
U>ред >= 1.56×1.74×3.05×5.30×5.85=256.688
2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:
,
где U>ред> – истинное значение передаточного числа редуктора;
U>р>
– приближённое передаточное число
редуктора
не должно превышать
допустимого значения ±2%
-
0.177%
Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:
|- 0.177|% < 2%
2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.
Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по формуле:
где
– угловая
частота вращения вала двигателя,
– угловая частота
вращения последующих валов;
2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:
где W>1>- мощность на валу двигателя (в Вт);
W>i> – мощность последующих валов (в Вт);
T>i> – крутящий момент на валу (в Нмм);
h- к.п.д. ступени h = 0.97
W>1>=4.5;
W>11>=4.5×0.97=4.365;
W>111>=4.365×0.97=4.23;
W>1v>=4.23×0.97=4.11;
W>v>=4.11×0.97=3.98;
W>v1>=3.98×0.97=3.86;
2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.
2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.
Диаметр вала под подшипник определяется по формуле (см.[2]):
;
Диаметр вала под зубчатое колесо/шестерню принимается равным:
;
d>II>=4×0.4=1.6; D>II>=1.6×1.6=2.56;
d>III>=4×0.5=2.0; D>III>=2.0×1.6=3.2;
d>IV>=4×0.5=2.0; D>IV>=2.0×1.6=3.2;
d>V>=4×0.6=2.4; D>V>=2.4×1.6=3.84;
d>VI>=4×0.6=2.4; D>VI>=2.4×1.6=3.84;
2.7.2. Подбор действительных размеров валов в соответствии с размерами подшипников:
В таблице №1 приведены сведения о подшипниках сверхлёгкой стали:
|
№ п/п |
Условное обозначение |
Внутренний диаметр подшипника, d, мм |
Внешний диаметр подшипника, D, мм |
Ширина, B, мм |
|
1 |
1000091 |
1.0 |
4.0 |
1.6 |
|
2 |
1000092 |
2.0 |
6.0 |
2.3 |
|
3 |
1000093 |
3.0 |
8.0 |
3.0 |
|
4 |
1000094 |
4.0 |
11.0 |
4.0 |
таблица №1 ”Подшипники”
В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:
|
№ п/п |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
Условное обозначение подшипника |
1000091 |
1000092 |
1000094 |
1000093 |
1000094 |
|
Внутренний диаметр подшипника, d, мм |
1.0 |
2.0 |
4.01 |
3.0 |
4.0 |
|
Внешний диаметр подшипника, D, мм |
4.0 |
6.0 |
11.0 |
8.0 |
11.0 |
|
Ширина, B, мм |
1.6 |
2.3 |
4.0 |
3.0 |
4.0 |
|
Диаметр вала, d>i>, мм |
1.0 |
2.0 |
4.0 |
3.0 |
4.0 |
|
Диаметр вала, D>i>, мм |
1.6 |
3.2 |
6.4 |
4.8 |
6.4 |
2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:
подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);
Принимаем толщину пластин редуктора равной В¢ = 4.5 (мм).
3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.
Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости.
Условие прочности:
,
(3.1)
где
-
напряжение при изгибе;
[]
- предельно
допустимое напряжение при изгибе,
определяемое по формуле:
для
колеса:
(3.2.1),
для
шестерни:
(3.2.2);
где s>T>- предел текучести материала (в Н/мм2);
s>B> - предел прочности материала (в Н/мм2);
s>-1> – предел выносливости материала, определяемый по формуле:
,
(3.2.3)
S>n > - запас прочности;
k>FC> = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;
m - модуль зубчатого колеса;
Y>F> - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;
W>Ft>
-удельная,
нагрузка по ширине зуба, определяемая
по формуле:
(3.3)
где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
k>F> - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;
, (3.4)
где
-
коэффициент, учитывающий влияние
неравномерности распределения нагрузки
между зубьями;
-
коэффициент,
учитывающий влияние неравномерности
распределения нагрузки по ширине зуба;
-
коэффициент,
учитывающий влияние динамической
нагрузки;
b>w> -> >рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d>w>=d -> >диаметр делительной окружности зубчатого колеса.
1). Проведём расчёт на выносливость колеса.
Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т
Мпа;
Мпа;
По формуле (3.2.1) определяем :
По
[3]:
=1;
=1.02;
По
формуле (3.4) определяем
:
=1×1.02×1.089=1.11
По
формуле (3.3) определяем
:
;
По
[3]:
для z
= 117;
По
формуле (3.1) определяем
:
133.56
< 139.2 т.е.
<
;
Условие прочности выполняется.
2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.
Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение
МПа;
S>n> = 1.1
По формуле (3.2.3) определяем:
По формуле (3.2.2) определяем:
По
[3]:
=1;
=1.02;
По
формуле (3.4) определяем
:
=1×1.02×1.508=1.538;
По
формуле (3.3) определяем
:
;
По
[3]:
для z
= 20;
По
формуле (3.1) определяем
:
258.77 < 381.8
т.е.
<
;
Условие прочности выполняется.
Расчёт предохранительной фрикционной муфты.
Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:
Наружный диаметр трущихся поверхностей D>2>=8, (определён в процессе конструирования);
Внутренний диаметр трущихся поверхностей D>1>=3, (определён в процессе конструирования);
Материал дисков – закалённая сталь по бронзе без смазки;
Допустимое удельное давление на рабочих поверхностях (см.[1]): [p] = 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f = 0.2;
Момент Т>V> = 372;
Расчёт муфты производиться по формуле:
,
(4.1)
где Т>тр> – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;
Q – сила прижатия;
R>cp> – средний радиус трения, определяемый по формуле:
,
(4.2)
z – число трущихся поверхностей;
b - коэффициент запаса сцепления,
(принимаем b = 1.25);
k>D> – коэффициент динамической нагрузки,
(принимаем k>D> = 1.2);
Исходя из формул (4.1) и (4.2), z определяется как:
,
(4.3)
Удельное
давление:
, (4.4)
где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:
, (4.5)
Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:
, (4.6)
Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:
Число фрикционных дисков n определяется по формуле:
Расчёт выходного вала на выносливость.
5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.
Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:
, (5.1)
где
-
крутящий момент, действующий на зубчатое
колесо;
-
окружная составляющая силы зацепления,
действующей на колесо.
, (5.2)
где
-
окружная составляющая силы зацепления,
действующей на шестерню.
, (5.3)
где
-
радиальная составляющая силы зацепления,
действующей на колесо;
-
угол зацепления.
, (5.4)
где
-
радиальная составляющая силы зацепления,
действующей на шестерню.
По
формуле (5.1) определяем
:
;
По
формуле (5.2) определяем
:
;
По
формуле (5.3) определяем
:
;
По
формуле (5.4) определяем
:
;
5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.
Приближённо определим диаметр вала под колесом d>в>:
{где
t
= 20...35Мпа}
5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.
Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.
Исходя из конструкции вала следует:
|ВD|=25(мм); |АС|=11(мм); |АВ|=17.5(мм); |АD|=7.5(мм); |СВ|=6.5(мм);
Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.А:
;
;
Уравнение моментов для т.В:
;
;
Уравнение сил используем для проверки:
;
;
5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.В:
;
Уравнение моментов для т.А:
;
Уравнение сил используем для проверки:
;
;
5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.
5.4.1.
Построение эпюры изгибающего момента
:
1). 0 < y>1> < 7.5 (мм);
;
;
;
2). 0 < y>2> < 11 (мм);
;
;
;
3). 0 < y>3> < 6.5 (мм);
;
;
;
5.4.2.
Построение эпюры изгибающего момента
:
1). 0 < y>1> < 7.5 (мм);
;
;
;
2). 0 < y>2> < 11 (мм);
;
;
;
3). 0 < y>3> < 6.5 (мм);
;
;
;
5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:
1). 0 < y>1> < 7.5 (мм); Т=2112 (Н×мм);
2). 0 < y>2> < 11 (мм); Т=2112 (Н×мм);
Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на
рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.
Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.
Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:
, (5.5)
где
-
коэффициент запаса для нормальных
напряжений;
-
коэффициент запаса для касательных
напряжений.
Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:
, (5.6)
где
-
коэффициент предельного запаса
усталости.
Для
определения
существуют
следующие соотношения:
, (5.7)
где
-
предел усталости для нормальных
напряжений при знакопеременном цикле,
определённый по формуле:
, (5.7*)
Рис.1
где
-
предел прочности материала;
где
-
амплитудное значение нормального
напряжения, определяемое по формуле:
, (5.8)
где d - диаметр вала в опасном сечении;
-
изгибающие моменты в опасном сечении;
-
среднее значение нормального напряжения;
-
коэффициент, учитывающий чувствительность
материала к асимметрии цикла нормальных
напряжений, определяемый по формуле:
, (5.8*)
-
комплексный коэффициент, определяемый
по формуле:
, (5.9)
где
-
коэффициент, характеризующий вид
упрочнения;
-
эффективный коэффициент концентрации
напряжения;
-
коэффициент влияния абсолютных размеров
сечения;
-
коэффициент, характеризирующий влияние
шероховатости поверхности;
Для
определения
существуют следующие соотношения:
, (5.10)
где
-
предел усталости для касательных
напряжений при знакопеременном цикле,
определяемой по формуле:
, (5.10*)
-
амплитудное значение касательного
напряжения, определяемого по формуле:
,
(5.11)
где d - диаметр вала в опасном сечении;
Т - крутящий момент в опасном сечении;
-
среднее значение нормального напряжения,
определяемое по формуле:
,
(5.11*)
-
коэффициент, учитывающий чувствительность
материала к асимметрии цикла нормальных
напряжений, определяемый по формуле:
(5.11**)
-
комплексный коэффициент, определяемый
по формуле:
, (5.12)
Материал рассчитываемого вала :
Сталь 40Х (упрочненная азотированием);
;
(по
[5]);
шероховатость
поверхности:
(по
[5]);
d = 4 (мм);
[n] = 1.5;
1). По формуле (5.7*) определяем:
По формуле (5.8) определяем:
;
По
[5] определяем
отношение
В
таком случае
по
формуле (5.9) определяется как:
При таких исходных данных по формуле (5.7) определяем:
2). По формуле (5.10*) определяем:
Из соотношения (5.11) и (5.11*):
Коэффициент
по формуле (5.12) имеет следующее значение:
По формуле (5.8*) определим:
Исходя из формулы (5.11**):
В таком случае по формуле (5.10) определяем:
По формулам (5.5) и (5.6) вычисляем:
Коэффициент запаса усталости для выходного вала больше предельного значения.
6. Расчёт подшипников выходного вала.
Расчёт подшипников производиться по тому из них, на который приходиться максимальная нагрузка. В данном случае по эпюрам действующих на вал моментов, показанных на рис.1, легко определить, что наибольшая нагрузка приходиться на подшипник, расположенный между колесом и выходной шестернёй (т.А).
При конструировании редуктора были применены радиальные однорядные подшипники качения. По этой причине расчёт проводиться по приведённой ниже схеме, где подшипники подбираются по динамической грузоподъёмности С>р> исходя из следующего соотношения:
,
(6.1)
где С - табличное значение динамической грузоподъёмности рассчитываемого подшипника;
L - долговечность в млн. оборотов, определяемая по формуле:
, (6.2)
где n - число оборотов вала, рассчитываемое по соотношению:
, (6.3)
t - количество рабочих часов за расчётный срок службы;
-
эквивалентная нагрузка, определяемая
из соотношения:
, (6.4)
где
-радиальная
нагрузка на подшипник, определяемая
по формуле:
,
(6.5)
-
осевая нагрузка на подшипник (
)
x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, соответственно;
v - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается;
-
коэффициент, учитывающий температуру
работы редуктора;
-
коэффициент безопасности;
Т.к. выходной вал установлен в подшипниках 1000094, то (по[3]) определяем, что С>р> = 950(Н).
По эпюрам (рис.1) определяем х>А >= 479.4(Н), z>А> = 158.3(Н). В таком случае по формуле (6.5) определяем:
Принимая
=
1 (условия работы при 1000),
=
1.5, v
= 1 (вращение внутреннего кольца), x
= 1, y
= 0 (прямозубая
передача), определяем по формуле (6.4):
Согласно
тому, что
,
по формуле (6.3) имеем:
(об/мин);
По формуле (6.2), считая, что t = 2000 (ч), определяем:
(млн.ч);
При таких условиях по формуле (6.1) (принимая n = 3, т.к. тело качения - шарик), рассчитываем:
938(Н) < 950(Н) - условие (6.1) выполняется.
7. Смазка редуктора.
В редукторе смазываются опоры качения. Часто смазка разбрызгивается и попадает на зубчатые колёса.
Дополнительная смазка не производиться.
Подшипники качения покрывают пластичной смазкой И-30А ГОСТ 6267-59, которую заменяют 1 раз в 6-8 месяцев.
|
Формат |
№ п/п |
Обозначение |
Наименование |
Кол. |
Примечание |
|
Документация |
|||||
|
А1 |
РПТ.257.000. СБ |
Сборочный чертёж |
|||
|
Детали |
|||||
|
|
РПТ.257.001. |
Нижняя плата |
1 |
Сталь G3 |
|
|
|
РПТ.257.002. |
Верхняя плата |
1 |
Сталь G3 |
|
|
|
РПТ.257.003. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.004. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.005. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.006. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.007. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
РПТ.257.008. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.009. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
|
РПТ.257.010. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.011. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
РПТ.257.012. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.013. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
РПТ.257.014. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
|
РПТ.257.015. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
|
РПТ.257.016. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.017. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
РПТ.257.018. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.019. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
РПТ.257.020. |
Крышка муфты |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.021. |
Диск фрикционный |
3 |
СЧ15-32 |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.022. |
Стакан |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
РПТ.257.023. |
Диск фрикционный |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.024. |
Пружина |
1 |
40-13 |
|
|
|
РПТ.257.025. |
Стойка |
3 |
БрАЖ9-4Л |
|
|
|
РПТ.257.026. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.027. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.028. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.029. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.030. |
Крышка |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
31. |
РПТ.257.031. |
Шпонка по Гост23360-78 |
1 |
Сталь 45 |
|
|
32. |
РПТ.257.032. |
Шпонка по Гост23360-78 |
1 |
Сталь 45 |
|
|
33. |
РПТ.257.033. |
Крышка |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
Стандартные изделия |
|||||
|
34. |
РПТ.257.034. |
Подшипник качения 1000091 Гост3395-74 |
2 |
||
|
35. |
РПТ.257.035. |
Подшипник качения 1000092 |
2 |
||
|
36. |
РПТ.257.036. |
Подшипник качения 1000093 |
2 |
||
|
37. |
РПТ.257.037. |
Подшипник качения 1000094 |
4 |
||
|
38. |
РПТ.257.038. |
Шайба 5.01.08.кн.016 Гост11371-78 |
6 |
||
|
39. |
РПТ.257.039. |
Винт АМБ-69*12-1048 Гост14473-80 |
6 |
||
|
40. |
РПТ.257.040. |
Винт АМБ-69*4-1048 Гост1476-75 |
24 |
||
|
41. |
РПТ.257.041. |
Электродвигатель ДПР-52-03 |
1 |
||
Список литературы:
Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА. – М: Высшая школа, 1981г., 374с.
Никифоров В.В. проектирование редукторов приборного типа с мелкомодульными зубчатыми колёсами. – М., 1992г., 16с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.2. – М: Машиностроение, 1978г., 559с.
Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф. – М: Высшая школа, 1978г., 326с.
Селезнёв Б.И. Расчёт валов на прочность на персональных компьютерах. – М., 1994г., 50с.
Курсовое проектирование механизмов РЭС. Под ред. Рощина Г.И. – М: Высшая школа, 1983г., 243с.
Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Чернавского С.А. – М: Машиностроение, 1988г., 416с.
1 На этом валу установлена муфта
|
Формат |
№ п/п |
Обозначение |
Наименование |
Кол. |
Примечание |
|
Документация |
|||||
|
А1 |
РПТ.257.000. СБ |
Сборочный чертёж |
|||
|
Детали |
|||||
|
|
РПТ.257.001. |
Нижняя плата |
1 |
Сталь G3 |
|
|
|
РПТ.257.002. |
Верхняя плата |
1 |
Сталь G3 |
|
|
|
РПТ.257.003. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.004. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.005. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.006. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.007. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
РПТ.257.008. |
Вал |
1 |
Сталь 40Х |
|
|
|
РПТ.257.009. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
|
РПТ.257.010. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.011. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
РПТ.257.012. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.013. |
Колесо зубчатое |
1 |
Бр.ОЦ 4-3т |
|
|
РПТ.257.014. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
|
РПТ.257.015. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
|
РПТ.257.016. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.017. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
РПТ.257.018. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.019. |
Шестерня |
1 |
Сталь 40ХН |
|
|
РПТ.257.020. |
Крышка муфты |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
|
РПТ.257.021. |
Диск фрикционный |
3 |
СЧ15-32 |
|
|
А3 |
|
РПТ.257.022. |
Стакан |
1 |
СЧ15-32 |
|
23. |
РПТ.257.023. |
Диск фрикционный |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
24. |
РПТ.257.024. |
Пружина |
1 |
40-13 |
|
|
25. |
РПТ.257.025. |
Стойка |
3 |
БрАЖ9-4Л |
|
|
26. |
РПТ.257.026. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
27. |
РПТ.257.027. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
28. |
РПТ.257.028. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
29. |
РПТ.257.029. |
Крышка |
2 |
СЧ15-32 |
|
|
30. |
РПТ.257.030. |
Крышка |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
31. |
РПТ.257.031. |
Шпонка по Гост23360-78 |
1 |
Сталь 45 |
|
|
32. |
РПТ.257.032. |
Шпонка по Гост23360-78 |
1 |
Сталь 45 |
|
|
33. |
РПТ.257.033. |
Крышка |
1 |
СЧ15-32 |
|
|
Стандартные изделия |
|||||
|
34. |
РПТ.257.034. |
Подшипник качения 1000091 Гост3395-74 |
2 |
||
|
35. |
РПТ.257.035. |
Подшипник качения 1000092 |
2 |
||
|
36. |
РПТ.257.036. |
Подшипник качения 1000093 |
2 |
||
|
37. |
РПТ.257.037. |
Подшипник качения 1000094 |
4 |
||
|
38. |
РПТ.257.038. |
Шайба 5.01.08.кн.016 Гост11371-78 |
6 |
||
|
39. |
РПТ.257.039. |
Винт АМБ-69*12-1048 Гост14473-80 |
6 |
||
|
40. |
РПТ.257.040. |
Винт АМБ-69*4-1048 Гост1476-75 |
24 |
||
|
41. |
РПТ.257.041. |
Электродвигатель ДПР-52-03 |
1 |
||