Расчет редуктора привода ленточного конейера

7

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

Донецкий национальный технический университет

механический факультет

Кафедра ОПМ

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине "Детали машин"

на тему: "Расчет редуктора привода ленточного конейера"

ПК.04.29.15.00.00.000

исполнитель,

студент гр. МХП-05а

А.И. Кутняшенко

Консультант В.П. Блескун

Нормоконтролер, В.П. Блескун

Донецк 2007

Реферат

Курсовой проект: 26 с., 11 рис., 4 источника, 5 приложений.

Объект исследования - редуктор привода ленточного конейера.

Цель работы: спроектировать двухступенчатый редуктор привода ленточного конвейра.

В курсовом проекте произведен расчет исходных данных для проектирования привода: передаточных чисел, частот вращения, мощи, вращающие моменты для всех валов редуктора.

Проведенные проектные расчеты передач, валов, подшипников, шпоночных соединений. Кроме того приведены проверочные расчеты наиболее нагруженной ступени редуктора и всего нагруженного вала. Подобранные стандартизированные детали, масло. Описанная схема сборки редуктора.

Разработано: чертежи привода, сборочный чертеж редуктора в трех проекциях и рабочие чертежи 3-х деталей.

КОНВЕЙЕР, ПРИВОД, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛИ, МУФТА, ПОДШИПНИК, ШЕСТЕРНИ, КОЛЕСА, ВАЛ, МАСЛО

Задание

Спроектировать редуктор привода цепного конвейера по следующим данным:

Данные	Ед.изм.	Вариант
		1
Тяговое усилие цепи, F	кН	19
Скорость цепи, V	м/с	1,1
Шаг цепи, t	мм	80
Число зубьев звёздочки, Z	-	8
Срок службы	Год	3
Суточная продолжительность работы	смен	3
Коэффициент использования привода в течении смены	0,72

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет привода выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного числа и распределение его по ступеням

1.3 Определение на каждом валу привода мощности, угловой скорости и вращающего момента

2. Расчет и конструирование зубчатой передачи (тихоходная ступень редуктора)

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

2.2 Проектный расчет передачи на изгибную прочность

2.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.4 Уточнение коэффициента нагрузки

2.5 Конструирование шестерни и колеса

3. Расчет и конструирование зубчатой передачи (быстроходная ступень)

4. Проектирование валов и их опор на подшипниках качения

4.1 Проектный расчет выходного вала

4.2 Результаты расчета входного вала на ЭВМ

4.3 Уточнённый расчёт выходного вала редуктора

4.4 Расчет шпоночных соединений

5. Выбор подшипников редуктора и проверочный расчёт подшипников на расчётном валу

6. Конструирование муфт и элементов корпуса

6.1 Выбор муфты

6.2 Конструирование корпуса

7. Сборка редуктора

Выводы

Перечень ссылок

Введение

привод подшипник редуктор

Редуктор в современном мире техники выигрывает значительную роль. Без редуктора не обходится ни одна машина. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червенных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и предназначена для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента на валу, соединяется к механизму.

Наиболее распространены двухступенчастые горизонтальные редукторы. Эти редукторы отличаются простотой и надежностью. Именно этот редуктор будет рассчитан и спроектирован.

1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя.

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность двигателя

где Р_вых - мощность ведомого звена редуктора,

_общ - общее КПД передачи,

где F - тяговое усилие ленты, н

V - скорость ленты, м/с.

где _рем - КПД ременной передачи,

_{зуб.цил} - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

_муфты - КПД муфты,

_подш - КПД подшипника,

_упл - КПД уплотнения.

где n_дв.тр - требуемая частота вращения двигателя, об/мин

n_бар - частота вращения барабана, об/мин



где Р_дв.ск - среднеквадратичная мощность двигателя,

К_п - коэффициент приведения эксплуатационного нагружения к эквивалентной тепловой мощности двигателя.

По частоте вращения и мощности выбираю электродвигатель с мощностью 11 кВт и частотой вращения 2900 об/мин 1, стр. 31, Д4.1. Условие пуска соблюдается. Общий вид двигателя 4А160M2У3 представлен на рис. 1.1. По таблице 1, стр. 33, Д4.1 выбираю размеры для двигателя L = 667 мм, H = 430 мм, D = 358 мм, l₁ = 110 мм, l₂ = 210 мм, l₃ = 108 мм, d = 42 мм, d₁ =15 мм, b =254 мм, h = 160 мм, h₁ = 18 мм.

Рисунок 1.1 - Общий вид электродвигателя.

1.2 Определение общего передаточного числа и распределение его по ступеням

где u₁ - передаточное число первой зубчатой пары,

u₂ - передаточное число второй зубчатой пары.

С учетом округления u_р,о = 2,54 = 10. По сравнению с требуемым ошибка составляет 2.6%, что меньше допустимых 4%.

1.3 Определение на каждом валу привода мощности, угловой скорости и вращающего момента

Режим работы привода принимается как нереверсивный, а время эксплуатации L_н находится по формуле:

где Т=41 - средняя продолжительность рабочей недели (часы),

Z - количество смен в сутки,

K_t=50 - среднее количество недель в году,

K_z - коэффициент использования привода в течение смены,

L - продолжительность эксплуатации (лет),

Быстроходный вал редуктора (вал 1)

Так как N_1l 50000, Т_ном1 = Т₁ = 216 Нм и расчеты на кратковременные перегрузки выполнять не надо.

Промежуточный вал (вал 2)

Так как N_2l 50000, Т_ном2 = Т₂ = 828 Нм и расчеты на кратковременные перегрузки выполнять не надо.

Тихоходный вал (вал 3)



Так как N_3l 50000, Т_ном3 = Т₃ = 1990 Нм и расчеты на кратковременные перегрузки выполнять не надо.

2. Расчет и конструирование зубчатой передачи (тихоходная ступень редуктора)

2.1 Выбор материала. Определение допускаемых напряжений

При жестких требованиях к габаритам передачи принимаем для шестерни и колеса термическая обработка улучшение: твердость поверхности зуба НВ 200-300. Предел выносливости при изгибе _Flim=360…570 МПа 2, с.8, т.2.1.

Определяю ориентировочный модуль передачи.

где Т_ном2 - номинальный крутящий момент на шестерни, Нм

^/_F - допускаемые напряжения при изгибе, МПа.

Согласно ГОСТ 9563-60 2, с.16, т.2.4 принимаю m^/_n = 5мм.

Определяю приближенные значения диаметров вершин зубьев шестерни и колеса, а также ширину

Z₃= 20;

u₂=u_3-4=2,5- передаточное число второй передачи;

Z₄= Z₃*u_3-4= 20*2,5=50.

Приближенные значения диаметра вала шестерни

где - допустимые напряжения при кручении; =15…25МПа

Определяем ширину шестерни и колеса:

для прямозубых b^{`</sup>= (8…12) m<sup>`};

b^`=(8…12) 5= 40…60мм

Принимаем b^`=50мм.

Диаметр вершин зубьев:

d_a=m^`(Z + 2);

d_a3=m^`(Z₃ + 2)= 5·(20+2)= 110мм;

d_a4=m^`(Z₄ + 2)= 5·(50+2)= 260мм.

Определяем коэффициент прокатывания:

S₃= 12·m^ґ= 12 ·5 =60 мм;

S₄= 8·m^ґ= 8·5 = 40 мм.

Согласно таблице 2, с.11, т.2.2 принимаю сталь 45 ГОСТ 4543-71. Предел прочности _В = 700 МПа, предел текучести _T = 480 МПа, предел контактной выносливости _Hlim =1050 МПа, предел выносливости при изгибе _Flim = 600 МПа.

Определяю напряжение , которые допускаются при расчете на изгибную прочность для шестерни, потому что при одинаковых материалах для шестерни и колеса расчет на изгибную прочность проводится по шестерни.

где K_FC = 1 для нереверсивных передач,

S_F = 1.7 - допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям для данного вида ТО (ТВЧ),

- коэффициент долговечности,

q = 9 для зубчатых колес с однородной структурой материала,

N_Flim = 2510⁶ - базовое число циклов,

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения.

Т.к N_FE › N_Flim, а значит

2.2 Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность

где - граница контактной выносливости;

- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжений; = 1.1.

- коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения.

,

где - коэффициент эквивалентности нагружения;

,

,

.

.

2.3 Проектный расчет передачи на изгибную прочность

Определяю модуль передачи. При одинаковых напряжениях, которые допускаются, расчет на изгиб ведем по шестерни.

,

По числу зубьев шестерни принимаем =4,12 [2, с. 15, т 2.3]. =10 из интервала для данной передачи [2, с. 16]

Согласно ГОСТ2185-66 [2, с. 16, т 2.4] принимаю =5

Тогда получим:

Зубчатая передача не прошла проверочный расчет, поэтому принимаю число зубьев тихоходной шестерни равной

z₃=30,(z₄=30•2,5=75).

Основные размеры колёс передач (рис. 3.1.1) определяются по формулам, приведенным далее.

Для тиходной ступени.

Диаметр окружности зубчатого колёса:

делительной ,

впадин ,

выступов ,

2.4 Основные размеры колес передач, что изготавливаются без смещения выходного контура

Диаметр длительной окружности:

cosв= 1,

Диаметр окружности впадин:

Диаметр окружности вершин:

Ширина зубчатого венца:

Шестерня

Колесо

2.5 Проверочный расчет зубчатых передач

Назначение степени точности передачи.

Уточнение расчетного нагружения.

Коэффициент нагружения

К - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба при и схеме передачи 5 2, с.23, т.3.1.

К_V - коэффициент динамичности нагружения, 2, с.23, т.3.2.

К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Угловая сила:



Проверочный расчет зубчатых передач на прочность зубьев при изгибе

Фактический коэффициент запаса прочности по изгибающим напряжениям:

[S]_F=1,7

Проверочный расчет зубчатых передач на контактную прочность зубьев

Фактический коэффициент запаса прочности по контактным нагружениям:

=1,2

Конструирование шестерни и колеса.

Размеры конструктивных элиментов:

₀ - толщина обода,

с - толщина диска,

D_K - диаметр диска,

d_ст - диаметр ступицы,

D₀ - диаметр центров отверстий,

l_ст - длина ступицы,

d₀ - диаметр отверстий,

Рисунок 2.1. - Конструкция шестерни и колеса

3. Расчет и конструирование зубчатой передачи (быстроходная ступень редуктора)

Для расчета параметров быстроходной ступени редуктора используется компьютерная программа APM WinMachine. Задав крутящий момент, частоту вращения и продолжительность работы получил следующие результаты.

Таблица 1.Основные данные

Рабочий режим передачи	Постоянный
Термообработка колес
Шестерня	Закалка
Колесо	Закалка
Расположение шестерни на валу	Несимметричное
Нереверсивная передача
Момент вращения на ведомом валу, Нм	828.00
Частота вращения ведомого вала, об./мин.	245.00
Передаточное число	4.00
Ресурс, час	23000.00
Число зацеплений
Шестерня	1
Колесо	1

Таблица 2.Дополнительные данные

Межосевое расстояние	170.000
Коэффициент ширины колеса	0.150
Модуль	5.000
Число зубьев шестерни	17
Число зубьев колеса	68

Таблица 3. Основная геометрия

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Межосевое расстояние	aw	214.577	мм
Модуль	m	5.000	мм
Угол наклона зубьев	b	7.979	град.
Делительный диаметр	d	85.831	343.323	мм
Основной диаметр	db	80.562	322.248	мм
Начальный диаметр	dw	85.831	343.323	мм
Диаметр вершин зубьев	da	95.831	353.323	мм
Диаметр впадин	df	73.331	330.823	мм
Коэффициент смещения	x	0.000	0.000	-
Высота зубьев	h	11.250	11.250	мм
Ширина зубчатого венца	b	36.000	33.000	мм
Число зубьев	z	17	68	-

Таблица 4. Свойства материалов

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Допускаемые напряжения изгиба	sFa	352.941	352.941	МПа
Допускаемые контактные напряжения	sHa	875.000	МПа
Твёрдость рабочих поверхностей	-	50.0	50.0	HRC
Действующие напряжения изгиба	sFr	104.866	89.081	МПа
Действующие контактные напряжения	sHr	654.232	МПа

Таблица 5. Силы

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Тангенциальная сила	Ft	4823.440	Н
Радиальная сила	Fr	1790.077	Н
Осевая сила	Fa	676.053	Н
Расстояние от торца колеса до точки приложения силы	B	18.000	мм
Плечо силы	R	42.915	мм

Таблица 6 . Параметры торцевого профиля

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин	aa	32.789	24.210	град.
Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин	ra	25.949	72.445	мм
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке	rp	1.577	48.074	мм

Таблица 7. Параметры постоянной хорды

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Постоянная хорда зуба	sc	6.935	6.935	мм
Высота до постоянной хорды	hc	3.738	3.738	мм
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды	rs	18.463	62.876	мм
Основной угол наклона зубьев	bb	7.495	град.

Таблица 8 . Параметры общей нормали

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Угол профиля	ax	20.180	20.180	град.
Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью	rw	18.900	57.307	мм
Длина общей нормали	W	38.126	115.601	мм
Число зубьев в общей нормали	znr	3	8	-

Результаты АPМ Trans

Таблица 9 . Параметры по хорде

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Заданный диаметр	dy	85.831	343.323	мм
Угол профиля в точке на заданном диаметре	ay	20.180	20.180	град.
Окружная толщина зубьев на заданном диаметре	sty	7.931	7.931	мм
Угол наклона зубьев на заданном диаметре	bv	7.979	7.979	град.
Половина угловой толщины зубьев	yyv	5.142	1.285	град.
Толщина по хорде зуба	sy	7.843	7.853	мм
Высота до хорды зуба	hay	5.176	5.044	мм

Таблица 10. Контроль по роликам

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Диаметр ролика	D0	8.731	мм
Диаметр окружности проходящей через центр ролика	dD	89.316	347.122	мм
Торцевой размер по роликам	M	97.666	355.853	мм
Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика	ad	25.580	21.822	град.
Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом	rm	14.954	60.189	мм

Таблица 11. Параметры взаимного положения профилей зубьев

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Шаг зацепления	p?	14.761	мм
Осевой шаг	px	113.167	мм
Ход зубьев	pz	1923.841	7695.366	мм

Таблица 12. Проверка качества зацепления

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении	zmin	17.097	-
Угол наклона линии вершины зубьев	ba	8.894	8.208	град.
Нормальная толщина зуба на поверхности вершин	sna	3.391	3.966	мм
Радиальный зазор в зацеплении	c	1.250	1.250	мм
Коэффициент торцевого перекрытия	ea	1.637	-
Коэффициент осевого перекрытия	eb	0.282	-
Коэффициент перекрытия	ec	1.919	-
Угол зацепления	atw	20.180	град.

Результаты АPМ Trans

Таблица 13. Допуски колеса и шестерни

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Минимально возможный зазор	jn min	72.000	мкм
Максимально возможный зазор	jn max	277.200	мкм
Предельное отклонение межосевого расстояния	fa	35.000	мкм
Класс точности	Np	8	-
Вид сопряжения	-	D	-
Класс отклонений межосевого расстояния	-	III	-
Минимальный возможный угол поворота	Djmin	6' 11.26"	1' 32.82"	-
Максимальный возможный угол поворота	Djmax	23' 49.37"	5' 57.34"	-
Допуск на радиальное биение зубчатого венца	Fr	0.050	0.071	мм
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура	EH	-0.070	-0.110	мм
Допуск на смещение исходного контура	TH	0.090	0.140	мм
Верхнее отклонение высоты зуба	ESH	-0.070	-0.110	мм
Нижнее отклонение высоты зуба	EIH	-0.160	-0.250	мм
Наименьшее отклонение средней длины общей нормали	EWm	-0.061	-0.088	мм
Допуск на среднюю длину общей нормали	TWm	0.040	0.060	мм
Верхнее отклонение средней длины общей нормали	ESWm	-0.061	-0.088	мм
Нижнее отклонение средней длины общей нормали	EIWm	-0.101	-0.148	мм
Наименьшее отклонение длины общей нормали	EW	-0.050	-0.070	мм
Допуск на длину общей нормали	TW	0.060	0.100	мм
Верхнее отклонение длины общей нормали	ESW	-0.050	-0.070	мм
Нижнее отклонение длины общей нормали	EIW	-0.110	-0.170	мм
Наименьшее отклонение толщины зуба с m>=1 мм	Ecs	-0.050	-0.080	мм
Допуск на толщину зуба с m>=1 мм	Tc	0.070	0.100	мм
Верхнее отклонение толщины зуба	ESsc	-0.050	-0.080	мм
Нижнее отклонение толщины зуба	EIsc	-0.120	-0.180	мм

4. Проектирование валов и их опор на подшипниках качения

Для выходного вала проводится полный проектный и проверочный расчет валов. Данные для входного вала обрабатываются с помощью ЭВМ.

Диаметр промежуточного вала, и все конструктивные элементы определяются по предварительной формуле:

В соответствии с рядом R_A40 принимаю диаметр вала 60 мм.

4.1 Проектный расчет выходного вала

Для определения изгибающего момента и реакций опор нахожу тангенциальные и радиальные силы, действующие на вал.

Для определения реакций в опорах в вертикальном направлении составляю уравнение равновесия. Сумма проекций всех сил на ось Х равна нулю. Из него получаю следующее уравнение:

Нахожу изгибающий момент, действующий на вал в вертикальной плоскости:

Для определения реакций в опорах в горизонтальном направлении составляю уравнение равновесия. Сумма проекций всех сил на ось Х равна нулю. Из него получаю следующее уравнение:

Нахожу изгибающий момент, действующий на вал в горизонтальной плоскости:

Нахожу крутящий момент:

Т = Ft • d_W / 2 = 2070 H/м

Строю эпюры изгибающих и крутящих моментов:



Рисунок 4.2 эпюры изгибающих моментов

По эпюрам изгибающих и крутящих моментов в предположительно опасном сечении нахожу изгибающий суммарный момент и момент эквивалентный:

Рисунок 4.3 Эскиз выходного вала

4.2 Результаты расчета входного вала на ЭВМ

Входной вал редуктора был рассчитан на ЭВМ в системе автоматизированного проектирования среднего класса APM Win Machine с подключением модуля Trans.

Предварительно диаметр вала под шестерней определяю по формуле:

Исходя из конструктивных соображений, диаметр вала под подшипником принимаю 40 мм.

В результате работы программы были получены различные запасы прочности. Минимальный - S=2,5 в месте крепления колеса, максимальный - S=20 в ненагруженных частях вала.

4.3 Уточнённый расчёт выходного вала редуктора

Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу ,а касательные -по пульсирующему

Опасным сечением для вала является сечение 1-1, которое проходит через шпоночный паз.

Сечение 1-1.

Вал работает на деформации изгиба и кручения.

Общий запас прочности

где [S] - допускаемый запас прочности , [S] = 2;

S_у , S_ф - запасы прочности по изгибным напряжениям и напряжениям кручения соответственно,

где у_-1 - предел выносливости при изгибе с симметричным знакопеременным циклом, у_-1 = 280 (МПа) [3, стр. 11];

ф_-1 - предел выносливости при кручении с симметричным знакопеременным циклом, ф_-1 = 160 (МПа) [3, стр. 11];

е_д - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров вала, е_д = 0.73 [3, стр. 30];

е_ф - масштабный коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров вала, е_ф = 0.73 [3, стр. 30];

в - коэффициент повышения предела выносливости при поверхностном упрочнении, в = 1;

k_у - эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе, k_у = 1.9 [3, стр. 30];

k_ф - эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении, k_ф = 1,7 [3, стр. 30];

ш_у - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений при изгибе, ш_у = 0,1;

ш_ф - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к ассиметрии цикла напряжений при кручении, ш_ф = 0,05;

у_М - среднее значение напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу, для нереверсивного редуктора, у_М = 0;

ф_М - среднее значение напряжения кручения, изменяющиеся по симметричному циклу, для нереверсивного редуктора, ф_М = ;

7

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4.3.1 - Циклы напряжений

Условие соблюдено.

4.4 Расчет шпоночных соединений

В большинстве случаев в двухступенчатых горизонтальных редукторах привода ленточного конвейера для крепления колёс и муфт на валах применяют не спаренные призматические шпонки (рис. 4.5.1).

Выбор шпонок для выходного вала.

Шпонка для муфты имеет размеры:

b = 22 мм, h = 14 мм, t₁ = 9 мм, l = 130 мм (длина шпонки).

Рисунок 4.1. - Шпонка.

Проедём проверочный расчёт на прочность:

,

где: у_см - напряжение смятения, МПа;

Т₃ - крутящий момент на выходном валу, Н·мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

l - расчётная длина шпонки, мм,

[у]_см - допускаемое напряжение смятения (для шпонок из стали Ст45 принимаем при непрерывном использовании редуктора с полной нагрузкой [у]_см = 50…150 МПа,

Условие соблюдено.

Для насадки зубчатого колеса на вал применяем шпонку ВЧ22Ч14Ч100(по ГОСТу 23360-78) [7, стр. 144].

Шпонка имеет размеры:b = 22 мм, h = 14 мм, t₁ = 9 мм, t₂ = 5,4 мм, l = 90 мм.

Проедём проверочный расчёт на прочность:

,

где: у_см - напряжение смятения, МПа;

Т₃ - крутящий момент на входном валу, Н·мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

l_p - расчётная длина шпонки, мм,,

[у]_см - допускаемое напряжение смятения (для шпонок из стали Ст45 принимаем при непрерывном использовании редуктора с полной нагрузкой [у]_см = 50…150 МПа),

Условие соблюдено.

5. Выбор подшипников редуктора и проверочный расчёт подшипников на расчётном валу

Подшипники качения являются основным видом опор, и их широкое применение в промышленности обусловлено многими преимуществами.

Для выходного вала выбираем подшипники шариковые радиальные, так как отсутствует осевая нагрузка (рис. 5.1).

7

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 5.1 - Эскиз шарикового радиального подшипника

Так, выбираем подшипники средней серии диаметров 315, которые имеют параметры: d = 75 мм -...