Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач .

 

Шпоночные соединения относят к разъемным соединениям (допускающим разборку деталей без их повреждения). Их осуществляют при помощи специальной детали – шпонки, устанавливаемой в пазах вала и ступицы.

 Шпоночные соединения используют в малонагруженных валах изделий преимущественно единичного и мелкосерийного производства. Это обусловлено следующими недостатками таких соединений: малой несущей способностью; ослаблением валов шпоночными пазами; концентрацией напряжений из-за не-благоприятной формы шпоночных пазов; низкой технологичностью (для обеспечения взаимозаменяемости необходима ручная пригонка шпонок по месту их установки).

 Размеры призматических шпонок стандартизованы ГОСТ 23360 – 78

В соответствии с ГОСТ 23360 – 78, призматические шпонки изготавливают из чистотянутых прутков углеродистой или легированной стали с пределом прочности s_в ³ 500 МПа, поставляемых в соответствии с

ГОСТ 8787 – 68. Для повышения ремонтопригодности соединения материал шпонки принимают менее прочным, чем материал вала и ступицы. Для шпонок обычно назначают стали Ст 6 (s_т = 300 МПа; s_в = 600 МПа).

    В связи с тем, что для повышения ремонтопригодности соединения шпонки выполняют из менее прочного материала, чем материал вала и ступи-цы, то именно они подвергаются проверочному расчету на смятие их рабочих поверхностей, располагаемых в пазах ступицы (т.к. глубина врезания шпонки в ступицу меньше, чем в вале).

    Расчет шпонок на смятие проводят по следующей зависимости, основан-ной на линейном (треугольном) законе распределения напряжений смятия s_см по высоте поверхности контакта шпонки со стенками пазов вала и ступицы:

 

где s _см – максимальное значение напряжений смятия, возникающих в зоне контакта шпонки со стенкой паза в ступице, МПа;

     – крутящий момент, передаваемый шпонкой при номинальном нагружении соединения, Н×м;

К _n = Т_пик / Т_ном  – коэффициент перегрузки;

Т_пик; Т_ном  – соответственно, пиковый и номинальный крутящие моменты, действующие на соединение, К _n =2.2;

K _AS – коэффициент, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки;

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ДМ.08.07.00.00.000.ПЗ

К _b – коэффициент учитывающий неравномерность распределения напря-жений смятия s _см по рабочей длине шпонки l_Р;

h, t, l _P – высота шпонки, глубина паза в вале и рабочая длина принятой шпонки, мм;

d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

[s _см] – допускаемое значение напряжений смятия, МПа;

s _Т - предел текучести материала шпонки, МПа;

[S _T] = (1,2…1,3) – необходимое значение коэффициента запаса по текучести.

При использовании посадок без гарантируемого натяга (переходные посадки или посадки с зазором) и при отсутствии силовой затяжки ступицы крутящий момент, передающийся шпонкой, принимают равным крутящему моменту, действующему на соединение, т.е. Н.

Коэффициент К _АS, учитывающий динамичность приложения пиковой внешней нагрузки, принимают равным К _AS = (1,2…2,5). Меньшие значения принимают при использовании электродвигателей постоянного тока с пусковой аппаратурой, а большие – при применении двигателей внутреннего сгорания, К_AS=2.2.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ДМ.08.07.00.00.000.ПЗ

Коэффициент K_b, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине шпонки, назначают равным К_b=(1,1…1,5). Меньшие значения принимают при коротких (l_p £ d) шпонках, К_b = 1.5.

Размеры принятой шпонки: b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, l_шп=56мм.

Рабочую длину шпонки l _p определяют в зависимости от вида торцов шпонки: l _p = l _шп – 0.5 b = 56 – 0.5·8 = 52мм.

МПа.

МПа.

Проверке на срез подвергают только шпонки с уменьшенным (по сравнению с необходимым по стандарту для данного диаметра вала) поперечным сечением.

Размеры призматических шпонок между валом и муфтой (ширину b и высоту h) выбирают по таблицам ГОСТ 23360 – 78 в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонок, а длину шпонки l_шп назначают на 5…10 мм короче длины ступицы и согласовывают со следующим стандартным рядом длин: 10; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200 и т.д.

 

Следовательно в данном случае b = 8мм, h = 7мм, t = 4мм, l_шп=36мм.

Для шпонки назначим сталь 45 (s_т = 360 МПа; s_в = 610 МПа).

МПа

МПа.

 

25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу .

Этот вид соединений относят к фрикционным соединениям, т.к. они передают рабочие нагрузки только за счет сил трения, возникающих на сопряженных поверхностях. Требуемое для этого нормальное давление между сопряженными поверхностями создается силами упругих деформаций соединяемых деталей. Для получения необходимых упругих деформаций соединяемых деталей используют посадки с гарантируемым натягом.

За счет натяга соединяют детали по цилиндрической, конической, призматической и др. поверхности. Преимущественное применение получили соединения по цилиндрической поверхности. Их осуществляют по посадкам: H7/r6; H7/z6; H7/s6; H7/t7; H7/u7 и т.д. Они наиболее технологичны по сравнению с другими видами посадочных поверхностей.

Посадки с гарантированным натягом обеспечивают высокую степень центрирования соединяемых деталей и их работу как единой детали. Это позволяет соединению воспринимать значительные, в том числе и ударные, произвольно направленные нагрузки, без дополнительных соединительных деталей (шпонок, затяжных гаек и др.).

Назначаем величину параметра R_a, мкм, посадочных отверстий вала и колеса. Обычно при осуществлении посадок с гарантированным натягом рекомендуется [7, табл.22.2] назначать для поверхности вала R_a1=0.8 мкм, а для поверхности отверстия R_a2=1.6 мкм.

Определяем величину опрокидывающего момента , , действующего на соединение при его пиковом нагружении:

(25.4)

Вычисляем необходимое (по условию сохранения неподвижности соединённых деталей при действии комбинированной нагрузки) значение p, МПа, посадочного давления:

(25.5)

Рассчитываем максимальное значение p₁, МПа, давления, возникающего в соединении от опрокидывающего момента  и сравниваем его с величиной давления p:

, (25.6)

т. к. p₁>p, то в этом случае возможно рыскрытие стыка соединенных деталей, что недопустимо.Для предотвращения раскрытия посадочное давление рекомендуется счетать по формуле:

Вычисляем номинальное значение натяга N, мкм:

, (25.7)

где   (25.8)

.

Определяем поправку U, мкм, учитывающий ослабление натяга вследствие обмятия и среза микронеровностей сопрягаемых поверхностей, возникающих при сборке соединения:

.

Температурная деформация , мкм, соединённых деталей, ослабляющая натяг, равна 0, т. к. колесо и вал сделаны из стали и имеют равные коэффициенты линейного расширения.

Определяем минимальный натяг , мкм, необходимый для обеспечения неподвижности соединённых деталей в процессе эксплуатации этого соединения:

. (25.9)

Определяем максимальное значение давления , МПа, допускаемое прочностью колеса:

, (25.10)

.

Определяем максимальное значение давлений , МПа, возникающих в сопряжении соединённых деталей под действием воспринимаемых нагрузок:

. (25.11)

Вычисляем максимальную деформацию , мкм, допускаемую прочностью соединяемых деталей:

. (25.12)

Определяем максимальный натяг , мкм, допускаемый прочностью соединяемых деталей:

.(25.13)

Выбираем (по табл. 6.3 [5, с. 84]) такую посадку, вероятные натяги которой  и  удовлетворяют следующим условиям:

Выбираем посадку , имеющую .

Рассчитываем необходимое усилие пресса:

. (25.14)

Усилие запрессовки , необходимое для осуществления выбранной посадки, составляет:

, (25.15)

, (25.16)

,

.

В мелкосерийном производстве нет оборудования что бы спресовать эти детали.

Температурная сборка:

1.Нагреваем ступицы

 

)>

    

 

          ,где

                                          Z=10

 

 

)>

 

128>68

 

Из расчет следует , что надо нагревать ступицу.В мелкосерийном производстве обородувание позволяет производить нагревание до 200 градусов

26. Выбор типа корпуса редуктора и
определение размеров основных его элементов/

 

Корпуса редукторов имеют коробчатую конструкцию, как правило, довольно сложной конфигурации. Поэтому их в большинстве случаев получают методом литья и крайне редко – сваркой. В рассматриваемом случае применяется цилиндрическая конструкция корпуса.

Отливки из серого чугуна (СЧ12, СЧ15, СЧ18 [14]) наиболее распространены в машиностроении для изготовления корпусных деталей. Это обусловлено хорошими литейными свойствами серого чугуна, его хорошей обрабатываемостью на металлорежущих станках, низкой стоимостью, достаточно высокой износостойкостью.

Литье в одноразовые песчаные формы - это наиболее распространен­ный и универсальный способ литья. Таким способом получают отливки различные по величине и сложности их конфигурации, из разнообразных материалов, в условиях как индивидуального, так и массового производства. Исключение составляют отливки очень мелких (массой до 4 кг) корпусов, имеющих сложную конфигурацию, которые получают литьем в постоянные графитовые формы.

В рассматриваемом способе литья формовку производят по деревянным (среднесерийного производства кор­пусов редукторов) моделям в опоках, набиваемых песчано-глинистыми формовоч­ными смесями. Внутренние полости отливок образуют стержнями, формуе­мыми из песчаных смесей с крепителями в стержневых ящиках.

Ручная формовка по деревянным моделям позволяет достичь только 3-го класса точности отливок с шероховатостью их поверхностей, имеющей R_Z ≥ 40 мкм.

Для удобства сборки редукторов их корпуса выполняют разъемными по плоскости, проходящей через оси редукторных валов. Для удобства обработки плоскость разъема корпуса располагают параллельно его установочной плоскости.

При конструктивном оформлении контуров корпуса из центров колес редукторных передач проводят тонкими линиями дуги окружностей радиусами: ,

где d_а1(2) – внешние диаметры зубчатых колес соответствующих передач редуктора.

a – необходимая величина зазора между наружными поверхностями зубчатых колес и внутренней поверхностью корпуса редуктора, мм.

Зазор «а» между обработанными поверхностями вращающихся деталей передач редуктора и необрабатываемой внутренней поверхностью крышки картера должен быть больше суммы допусков на неточность положения литой стенки, ее волнистость и шероховатость, а также суммы толщин слоев масла, покрывающего стенку и вращающуюся деталь. В связи с этим его рекомендуется назначать по следующему условию:

 мм, (26.1)

где k – величина зазора, требуемого для компенсации неизбежной неточности положения в отливке внутренней поверхности крышки картера.

a > 8 мм.

Внутренней поверхности днища картера придают конструктивный уклон 1…2 ⁰ в сторону предполагаемого размещения маслоспускного отверстия.

Толщину δ, мм, вертикальных стенок и днища картера редуктора рекомендуется [7, табл. 17.1,2] назначать по условию обеспечения необходимой жесткости корпуса в зависимости от величины номинального вращающего момента Т_Т ( ) на тихоходном валу редуктора:

 (26.2)

Однако найденную по этой формуле величину толщины стенок картера необходимо согласовать с технологически минимальной толщиной стенок литых деталей S_min по условию δ ≥ S_min. Значения S_min определяют по графикам в зависимости от материала отливки и габаритных размеров картера

. (26.3)

 Отсюда S_min=8мм и δ=S_min=8мм.

Обычно крышка картера имеет более низкую (по сравнению с картером) нагруженность. Поэтому с целью экономии материала и снижения массы корпуса толщину ее стенок δ₁ рекомендуется [5, табл. 17.1] назначать на 10 % меньше толщины стенок картера δ, но при этом δ₁ должна быть больше технологически минимальной толщины стенок литых деталей S_min. В связи с вышеизложенным назначение толщины стенок крышки картера ведут по следующему условию:

δ₁=S_min=8мм.

Для контроля в процессе сборки редуктора положения пятна контакта зубьев в зубчатых зацеплениях колес его передач, заливки масла в корпус, осмотра в процессе эксплуатации редуктора колес и других его деталей в верхней части крышки картера предусматривают смотровое окно прямоугольной формы с максимально возможными размерами, закрываемое собственной крышкой. Для установки этой крышки предусматривают обрабатываемый платик высотой h, которая должна быть больше возможного (в процессе получения отливки крышки картера) смещения необрабатываемой литой верхней поверхности крышки картера от ее номинального положения. Величина смещения равна 6 мм.

Необходимый наружный диаметр d резьбы крепежных винтов определяют из условия прочности стержня винта при обеспечении герметичности стыка картера с его крышкой в номинальном режиме эксплуатации редуктора. В связи с тем, что номинальная нагрузка на стыковочные крепежные винты корпуса редуктора пропорциональна номинальному вращающему моменту Т_Т на его тихоходном валу, наружный диаметр d, мм, резьбы рассматриваемых винтов рекомендуется[Решетов табл. 17.1,2] определять по следующему условию:

, (26.4)

  Следовательно мм.

Диаметры отверстий d₀, необходимых для прохода через фланцы стержня крепежного винта, можно назначать [7, табл. 11.3,4] в зависимости от вида его резьбы: мм.

Для более удобного извлечения модели из литейной формы поверхностям фланцев придают конструктивный уклон 7⁰ по направлению к их внешней кромке. В связи с этим для предотвращения появления изгиба винтов, резко снижающего их прочность, в крепежных отверстиях стыковочных фланцев предусматривают перпендикулярные к их оси механически обрабатываемые (зенкованием) опорные поверхности под головки болтов и стопорные шайбы.

Конструктивно минимальная ширина стыковочных фланцев должна обеспечивать свободный подход к ним режущего инструмента при обработке отверстий и возможность поворота (при затяжке соединения) гаечного ключа или шпинделя гайковерта на угол 360⁰. Кроме этого, при назначении ширины фланцев необходимо учитывать возможное появление опасного утонения перемычки фланца или вертикальных стенок корпусных деталей редуктора из-за неизбежного смещения k (в процессе литья) наружных литых поверхностей этих элементов.

Учитывая вышеизложенное, были получены следующие зависимости, по которым рекомендуется определять необходимую ширину фланцев К:

– при использовании винтов с шестигранной головкой

K = 2,7d + 2 k = 2,7·10+2·5= 38 мм. (26.5)

Оси отверстий под крепежные винты размещают на расстоянии

 С≈0.5ּК=18,5 мм от наружной кромки фланцев.

Для обеспечения нормальной работы подшипников валов редуктора посадочные отверстия подшипниковых гнезд редукторного корпуса должны иметь правильную цилиндрическую форму. Поэтому их получают при совместной механической обработке (расточке) картера «в сборе» с его крышкой. Для того чтобы при сборке редуктора картерная крышка по отношению к картеру занимала то же положение, что и при растачивании отверстий их подшипниковых гнезд, а также для предупреждения возможных относительных смещений (в пределах зазора между поверхностями стержней крепежных винтов и отверстий во фланцах) этих деталей, вызывающих деформацию тонкостенных наружных колец подшипников и их перекос, предусматривают установку двух центрирующих штифтов.

Эти штифты размещают по диагонали стыковочных фланцев корпусных деталей редуктора на возможно большем расстоянии друг от друга и устанавливают перед совместной расточкой посадочных отверстий подшипниковых гнезд редукторного корпуса и при окончательной сборке редуктора.

Диаметр центрирующих (координирующих) штифтов d_шт рекомендуется [2, c. 159] назначать в пределах:

, (26.5)

d_шт  = 8 мм.

Кроме фиксирования центрирующие штифты воспринимают сдвигающие нагрузки, действующие на редукторные корпусные детали при совместной расточке отверстий их подшипниковых гнезд и в период эксплуатации редуктора, что позволяет несколько снизить необходимый уровень первоначальной затяжки крепежных винтов.

В местах размещения подшипниковых опор валов редуктора на стыковочных фланцах его корпуса предусматривают приливы.

Необходимый наружный диаметр d_ф резьбы фундаментных (крепящих редуктор к плите, раме и др.) болтов или шпилек [34] определяет прочность их стержней при обеспечении нераскрытия стыка корпуса редуктора с основанием, на котором он устанавливается, в номинальном режиме эксплуатации изделия. В связи с тем, что внешняя нагрузка на фундаментные шпильки пропорциональна номинальному вращающему моменту Т_Т на тихоходном валу редуктора, наружный диаметр d_ф, мм, резьбы рассматриваемых крепежных деталей рекомендуется [3, табл. 17.1] определять по следующему условию:

. (26.6)

Следовательно мм.

Количество фундаментных шпилек определяется условием наличия напряжений сжатия на всей поверхности стыка опорных лап корпуса редуктора с фундаментной плитой (рамой), обеспечивающим нераскрытие этого стыка в процессе эксплуатации редуктора. Число шпилек n =4.

Картер редуктора служит еще и резервуаром для смазочного масла. При работе зубчатых передач редуктора масло постепенно загрязняется продуктами износа, с течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, необходимо периодически менять.

Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не производить разборку установки, в которой используется редуктор. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Отверстие для маслоспуска следует располагать там, где в процессе эксплуатации редуктора к нему будет обеспечен удобный доступ. Неудобным можно считать его расположение, например, в стенках картера под выходными концами валов редуктора. Поэтому маслосливное отверстие обычно располагают в продольной плоскости симметрии картера.

С наружной стороны картера сливное отверстие снабжают бобышкой, которая обеспечивает удобное врезание сверла и позволяет собирать вытекающее из редуктора масло в лоток, ванночку и т.п. Однако при таком исполнении часть масла будет стекать по стенке корпуса, и попадать на фундаментную плиту или раму, загрязняя окружающую среду.

Для того чтобы масло не растекалось по стенкам и днищу корпуса редуктора, в сливное отверстие устанавливают специальный угольник, закрываемый пробкой, или внизу бобышки предусматривают так называемую «бороду». Но в нашем случае это не возможно, поэтому будет установлен специальный угольник, закрываемый пробкой; угольник имеет коническую резьбу, а пробка цилиндрическую.

Для подъема и транспортировки собранного редуктора, а также и крышки его картера (если в этом есть необходимость), применяют проушины, выполненные в виде сквозного отверстия в верхней части крышки картера.

 (26.7)

Крышка, закрывающая смотровое окно, обычно закрепляется на его платике винтами с полукруглой головкой [25].

На винты, крепящие крышку смотрового окна, в процессе эксплуатации редуктора не действуют рабочие нагрузки. Поэтому номинальный диаметр их резьбы определяет не прочность, а возможность механического (на станке) нарезания резьбы в крепежных отверстиях: М6.

Ширину К₂ установочного фланца корпуса определяют те же условия, что и ширину К его стыковочных фланцев, К₂ = 35мм.

При назначении ширины «q» привалочной плоскости опорной лапы необходимо избегать образования слабой шейки в месте сопряжения ее поверхностей с поверхностями днища и вертикальной стенки картера.

С учетом этого обстоятельства рекомендуется [3, табл. 10.4] необходимую величину «q» определять по следующей формуле:

q = K₂ + (1,0…1,2)δ = 42 мм, (26.8)

Найденное значение «q» согласовываем с числовым рядом R_a 40, получаем q =42 мм.

 

 

 

27. Выбор вида основания для совместной с двигателем
установки редуктора и определение его основных размеров

 

Выбираем литую плиту. При конструировании плиты предусматривают сквозные окна диаметром мм в ее вертикальных стенках для закладывания ломтика при транспортировке плиты краном.

Плиту крепят к полу дюбель-шпильками, которые размещаются на приливах. Чтобы приливы были прочными и жесткими, их делают высокими. Высота прилива 2.5…3.5 от диаметра фундаментного болта. Диаметр болта выбираем согласно [1. стр.620] равным 20 мм.

 

 

 

Список использованной литературы.

1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя»: В 3 т. Т. 1. – 8-е изд.. М.: Машиностроение, 2001. – 920 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд. – М.: Высш. шк.. 1998. – 447 с., ил.

3.Жуков К.П. «Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин»: В 2-х ч.: Учеб. пособие для студентов машиностроит. специальностей вузов. – М.: Станкин, 2000. – 254 с.

4. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И. и др. Курсовое проектирование деталей машин – Л.: Машиностроение, 1984. - 400с.: ил.

5. Кузьмин А.В. и др. «Расчеты деталей машин»: Справ. пособие – 3-е изд. – Мн.: Высш. шк., 1986. – 400 с.: ил.

6. Курмаз Л.В. «Детали машин. Проектирование»: Справ. учебное пособие. 2-е изд. М.: Высш. шк., 2005. – 309 с.:ил.

7. Решетов Д.Н. «Детали машин»: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд. М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.: ил.

8. Решетов Д.Н. «Детали машин: Атлас конструкций»: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. 5-е изд. М.: Машиностроение, 1992. – 352 с.: ил.

9. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. пособие. 2-е изд. Калининград.: Янтар. сказ. 2002. – 454 с.: ил., черт.

10. ГОСТ 25.504 – 82 Расчеты и испытания на прочность. Методы расчета характеристик сопротивления усталости.

11. ГОСТ 1284.1-82. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля.

12. ГОСТ 1284.2-82 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Технические условия.

13. ГОСТ 1284.3 - 96 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемые мощности.

14. ГОСТ 1412-85 Чугун с пластинчатым графитом для отливок. Марки.

15. ГОСТ 1758-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые конические и гипоидные. Допуски.

16. ГОСТ 1759.0-87  Болты, винты, шпильки и гайки. Технические условия.

17. ГОСТ 2185-66 Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

18. ГОСТ 3325 - 85  Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.

 19. ГОСТ 4543-71 Прокат из легированной конструкционной стали. Технические условия.

20. ГОСТ 8724-2002  Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги.

21. ГОСТ 8820-69 Канавки для выхода шлифовального круга. Форма и размеры.

22. ГОСТ 9150-2002  Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Профиль.

23. ГОСТ 12289-76  Передачи зубчатые конические. Основные параметры.

24. ГОСТ 13219.17-81 Крышки торцовые корпусов подшипников качения. Технические требования.

25. ГОСТ 17473-80 Винты с полукруглой головкой классов точности а и в. Конструкция и размеры.

26. ГОСТ 18855-94  Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность).

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

28. ГОСТ 20720-93  Муфты кулачково-дисковые. Параметры и размеры.

29. ГОСТ 20742-93  Муфты цепные. Параметры и размеры.

30. ГОСТ 20889-88 Шкивы для приводных клиновых ремней нормальных сечений. Общие технические условия.

31. ГОСТ 21150-87  Смазка литол-24. Технические условия.

32. ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

33. ГОСТ 21425-75  Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные. Методы расчета нагрузочной способности.

34. ГОСТ 22032 – 76 Шпильки с ввинчиваемым концом длиной 1d. Класс точности в. Конструкция и размеры.

35. ГОСТ 24643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые  значения.

36. ГОСТ Р 50-83-88 РАСЧЕТЫ И ИСПЫТАНИЯ НА ПРОЧНОСТЬ РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ И ОСЕЙ.

37. ГОСТ Р 50641 - 94 Шкивы с канавками для обычных и узких клиновых ремней. Система, основанная на исходной ширине.

38. ТУ 16-525.564-84 Двигатели асинхронные.

 

 

 

 

 

⇐ Предыдущая3456789101112

Поделиться: