Студопедия
Новини освіти і науки:
Контакти
 


Тлумачний словник






РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

 

Методичні вказівки до виконання розрахунково-графічної роботи

з прикладної механіки для студентів енергетичного факультету

 

 

Мелітополь


 

 
Розробив: к.т.н., доцент Ковязин О.С.

 

Рецензенти: к.т.н., доцент Аблогін М.М.,

к.т.н., доцент Кюрчев С.В.

 

 

Розглянуто та схвалено на засіданні кафедри деталей машин 20 лютого 2008 р. Протокол № 7.

 

Розглянуто та рекомендовано до друку на засіданні методичної комісії факультету інженерії та комп’ютерних технологій 28 лютого 2008 р. Протокол № 5.

 


ЗМІСТ

 

Вступ. 4

1 Кінематичний та силовий розрахунок привода. 5

2 Розрахунок циліндричної прямозубої зубчастої передачі 7

3 Розрахунок клинопасової передачі 14

4 Розрахунок валів. 20

Література. 22

Приклад виконання розрахунково-графічної роботи з прикладної механіки 24

 


ВСТУП

Ведуча роль машинобудування серед інших галузей хазяйства розвиненої індустріальної країни визначається тим, що основні виробничі процеси в усіх галузях промисловості, будівництва і сільського господарства виконують машини. Технічний рівень усіх галузей народного хазяйства в значній мірі визначається рівнем розвитку вітчизняного машинобудування.

При виконанні розрахунково-графічної роботи з дисципліни «Прикладна механіка» студент здобуває навички розрахунку основних складових механічного привода у складі електродвигуна, пасової передачі, циліндричної прямозубої зубчастої передачі, а також валів редуктора.

За результатами розрахунків циліндричної прямозубої зубчастої передачі та валів редуктора викреслюється компоновка циліндричного одноступінчастого редуктора, яка і складає графічну частину роботи.

Методичні вказівки можуть бути використані студентами інших спеціальностей, а також при виконанні курсових проектів по іншим дисциплінам та дипломного проекту.


1 КІНЕМАТИЧНИЙ ТА СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.



Интернет реклама УБС

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу Р, кВт;

- кутова швидкість веденого вала w, рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна nec, об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де hп – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, hп = 0,94…0,96;

hз – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, hз = 0,96…0,98;

hпп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, hпп = 0,990…0,995;

hм – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, hм = 0,98…0,99.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

.

1.3 Вибір електродвигуна

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується вибирати трьохфазні асинхронні двигуни серії 4А, які характеризуються простотою конст-рукції, невеликою вартістю та високою експлуатаційною надійністю (таблиця 1).

Вибирається найближче менше за Ред.п значення потужності електродвигуна Ред з номінальною частотою обертання nен.

Завантаження електродвигуна

.

Електродвигуни даного типу допускають завантаження до 112 %. Якщо ж З > 112 %, то потрібно вибрати двигун більшої потужності.

Таблиця 1 – Потужність та частота обертання електродвигунів закритих з обдувом серії 4А (марка / номінальна частота обертання nен, об/хв)

Потужність Pед, кВт Синхронна частота обертання nec, об/хв
0,75 4A71A2/2840 4A71B4/1390 4A80A6/915 4A90LA8/700
1,1 4A71B2/2810 4A80A4/1420 4A80B6/920 4A90LB8/700
1,5 4A80A2/2850 4A80B4/1415 4A90L6/935 4A100L8/700
2,2 4A80B2/2850 4A90L4/1425 4A100L6/950 4A112MA8/700
3,0 4A90L2/2840 4A100S4/1435 4A112MA6/955 4A112MB8/700
4,0 4A100S2/2880 4A100L4/1430 4A112MB6/950 4A132S8/720
5,5 4A100L2/2880 4A112M4/1445 4A132S6/965 4A132M8/720
7,5 4A112M2/2900 4A132S4/1455 4A132M6/970 4A160S8/720

 

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала, об/хв,

.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

Загальне передаточне число привода є добутком від перемноження передаточних чисел передач, які входять до його складу.

,

де і – передаточне відношення пасової передачі;

u – передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора.

1.5.1 Попереднє передаточне відношення пасової передачі

Бажано приймати попереднє передаточне відношення пасової передачі і¢ = 2…3 (значення і¢ < 2 недоцільні, а і¢ > 3 може привести до збільшення розмірів пасової передачі), але так, щоб передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора входило в рекомендований діапазон u = 2,0…6,3 і не перевищувало граничне значення uгр = 8,0.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

По таблиці 2 слід прийняти ближче до стандартне значення u.

 

Таблиця 2 – Стандартні передаточні числа зубчастих передач

1-й ряд 2,00 2,50 3,15 4,00 5,00 6,30 8,00
2-й ряд 2,24 2,80 3,55 4,50 5,60 7,10

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

; ; ;

; ; .

Перевірка: nIII = n, wІІІ = w.

1.7 Потужність на валах привода

; ; .

Перевірка: РІ = Ред.п.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

; ; .

Результати розрахунків слід представити у вигляді таблиці 3.

 

Таблиця 3 – Кінематичні та силові параметри привода

Вал Потужність Р, кВт Кутова швидкість w, рад/с Частота обертання n, об/хв Обертаючий момент Т, Н×м
I РІ wІ nІ ТІ
II РІІ wІІ nІІ ТІІ
III РІІІ wІІІ nІІІ ТІІІ

 

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

 

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ

ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі Т2 = ТІІІ, Н·м;

- частота обертання колеса n2 = nІІІ, об/хв;

- передаточне число передачі u;

- строк служби tp, р;

- число робочих змін Кзм;

- розташування коліс відносно опор симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

 

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

Основний матеріал для виготовлення зубчастих коліс силових передач – сталі, що піддаються термічній обробці. З’ясовано, що контактна міцність зубів залежить від твердості їх поверхні. Правильний підбір твердості дає змогу одержати мінімальні габарити та масу коліс.

В залежності від твердості стальні зубчасті колеса поділяють на дві основні групи: твердістю £ 350 НВ – зубчасті колеса з термообробкою нормалізація або поліпшення і твердістю > 350 НВ – після загартування (об’ємного, поверхневого) та хіміко-термічної обробки (цементації, азотування, ціанування тощо). Ці групи відрізняються технологією виготовлення, навантажувальною здатністю, здатністю до взаємної припрацьовуваності. Шестерня і колесо у зачепленні можуть бути як з одної групи твердості, так і з різних груп.

У зв’язку із тим, що зуби шестерні навантажуються частіше зубів колеса, твердість матеріалу шестерні повинна бути вищою за твердість матеріалу колеса. Для прямозубих передач рекомендують вибирати твердість матеріалу шестерні на декілька десятків одиниць НВ вищою, чим колеса.

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується застосовувати нормалізовані або поліпшені зубчасті колеса, основні механічні характеристики яких приведені в таблиці 4.

Запис характеристик матеріалів зубчастої пари слід проводити у такій послідовності:

- шестерня: сталь (марка), термообробка (вид), sмц = (значення) МПа, sт = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ;

- колесо: сталь (марка), термообробка (вид), sмц = (значення) МПа, sт = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ.

 

 

Таблиця 4 – Механічні характеристики деяких нормалізованих та поліпшених сталей

Марка сталі Діаметр заготовки, мм Термообробка Границя міцності sмц, МПа Границя текучості sт, МПа Середня твердість, НВ sН lim, МПа sF lim, МПа
Сталь 45 до 100 Нормалізація
100-300
300-500
до 90 Поліпшення
Сталь 50 до 100 Нормалізація
100-300
300-500
до 200 Поліпшення
Сталь 40Х до 100 Нормалізація
100-200
200-300
до 120 Поліпшення

 

2.2 Строк служби передачі

,

де Др – число робочих днів у році;

tзм – тривалість робочої зміни, год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де sH lim 2 – базова границя контактної витривалості для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження
NН0 = 107, МПа (таблиця 4);

ZR – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба: ZR = 1,0 при шевінгуванні зубів, ZR = 0,95 при тонкому струганні, фрезеруванні та шліфуванні, ZR = 0,9 при чистовому фрезеруванні або струганні;

SH – коефіцієнт запасу міцності, залежить від термообробки: SH = 1,2 для поверхнево загартованих зубів, SH = 1,1 об’ємно загартованих зубів, SH = 1,0 для нормалізованих та поліпшених зубів;

KHL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність.

Якщо N2 ³ NH0, то приймається KHL = 1.

При N2 < NH0

.

Якщо ж KHL > 2,4, то приймається KHL = 2,4.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де sF lim 2 – базова границя витривалості по напруженням згину для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N = 4×106, МПа (таблиця 4);

KFC – коефіцієнт реверсивності: KFC = 1,0 при односторонній роботі зубів, KFC = 0,7…0,8 при двосторонній роботі;

SF – коефіцієнт запасу міцності: SF = 1,7 для поковок і штамповок, SF = 2,2 для литих заготовок зубчастих коліс;

KFL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин.

Якщо N2 ³ NF0, то приймається KFL = 1.

При N2 < NF0

.

Якщо ж KFL > 2, то приймається KFL = 2.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де Ka – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс Ка = 49,5;

КНb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, попередньо приймається КНb = 1,1…1,3;

yba – коефіцієнт ширини колеса, для даних умов роботи yba = 0,315.

Отримане значення міжосьової відстані слід округлити до стандартного значення (таблиця 5).

 

Таблиця 5 – Стандартні міжосьові відстані циліндричних зубчастих передач

В міліметрах

1-й ряд
2-й ряд

 

2.5 Модуль зачеплення

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

.

Прийнятий нормальний модуль повинен відповідати стандарту (таблиця 6). Для силових зубчастих передач рекомендують m > 1,5 мм.

Таблиця 6 – Стандартні модулі зачеплення

В міліметрах

1-й ряд 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0
2-й ряд 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5

 

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

Значення модуля рекомендують вибирати так, щоб ZС було б, по можливості, цілим числом.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Якщо Z1 < 17, то слід вибрати менше значення модуля.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

; .

2.7.2 Діаметри виступів та западин

; ; ; .

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

; мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

.

По значенню колової швидкості і призначенню передачі з таблиці 7 приймається ступінь точності передачі. Для підвищення кінематичних показників передачі не рекомендують приймати ступінь точності нижчу за 8-у.

Таблиця 7 – Ступінь точності зубчастих передач

Ступінь точності Колова швидкість v, м/с Область застосування
6-а (підвищена точність) Швидкісні передачі, ділильні механізми
7-а (нормальна точність) Передачі при підвищених швидкостях і помірних навантаженнях або навпаки
8-а (понижена точність) Передачі загального машинобудування
9-а (грубі передачі) Тихохідні передачі машин низької точності

 

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові Ft

.

2.9.2 Радіальні Fr

,

де a – кут зачеплення, a = 20° для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де sН – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

КН – коефіцієнт передачі, для прямозубих коліс КН = 320;

КНb – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба (таблиця 8);

КНV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9).

 

Таблиця 8 – Коефіцієнти концентрації навантаження по довжині зуба для циліндричного одноступінчастого редуктора

Коефіцієнт Коефіцієнт ширини шестерні ybd
0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6
КНb 1,01 1,01 1,02 1,02 1,03 1,04 1,04 1,05 1,06 1,07 1,08 1,09 1,10
КFb 1,02 1,03 1,04 1,05 1,07 1,08 1,10 1,11 1,13 1,14 1,16 1,18 1,20

Таблиця 9 – Коефіцієнти динамічності навантаження для прямозубих нормалізованих та поліпшених коліс

Ступінь точності КНV КFV
Колова швидкість передачі v, м/с
1,03 1,06 1,09 1,16 1,32 1,06 1,12 1,19 1,32 1,64
1,04 1,08 1,12 1,20 1,40 1,08 1,16 1,24 1,40 1,80
1,05 1,10 1,15 1,24 1,48 1,10 1,20 1,30 1,48 1,96
1,06 1,11 1,16 1,28 1,11 1,22 1,33 1,56

 

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

.

Завантаження передачі по контактним напруженням не повинне бути більше 110 %. При ЗН > 110 % слід прийняти більшу стандартну міжосьову відстань aw у пункті 2.4 і повторити розрахунки.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де sF2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

КFb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин (таблиця 8);

КFV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9);

YF2 – коефіцієнт форми зуба колеса (таблиця 10).

 

Таблиця 10 – Коефіцієнт форми зуба циліндричного прямозубого колеса

Число зубів колеса Z2 ¥
КоефіцієнтYF2 3,80 3,77 3,74 3,73 3,74 3,75 3,76 3,77 3,78

 

Для полегшення виконання компоновки редуктора отримані геометричні розміри коліс слід представити у вигляді таблиці 11.

 

Таблиця 11 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Параметр передачі Шестерня Колесо
Ділильний діаметр, мм d1 = d2 =
Діаметр кола виступів, мм da1 = da2 =
Діаметр кола западин, мм df1 = df2 =
Ширина зубчастого вінця, мм b1 = b2 =

 

Висновок: вибрані матеріали зубчастої пари, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.

3 РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: визначити основні параметри клинопасової передачі.

Вихідні дані:

- потужність на ведучому валу РІ, кВт;

- частота обертання ведучого шківа nI, об/хв;

- обертаючий момент на ведучому шківі ТІ, Н×м;

- передаточне відношення передачі і.

Рисунок 3 – Розрахункова схема клинопасової передачі

3.1 Вибір перерізу клинового паса

3.1.1 Типорозмір перерізу клинового паса вибирається по графіку, який представлений на рисунку 4, в залежності від потужності, що передається та кутової швидкості ведучого шківа.

Примітка – При потужності РІ < 2 кВт приймаються паси перерізу О.

Рисунок 4 – Вибір типорозміру клинового паса

3.2 Геометричні розрахунки передачі

3.2.1 Розрахунковий діаметр ведучого шківа

.

3.2.2 Розрахунковий діаметр веденого шківа

.

Слід прийняти найближче стандартне значення діаметрів шківів із наступного ряду: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000 мм.

3.2.3 Фактичне передаточне відношення

,

де x – коефіцієнт пружного ковзання, x = 0,01…0,02.

Відхилення передаточного відношення від заданого

.

При відхиленні понад ± 5 % від заданого передаточного відношення слід вибрати інше стандартне значення діаметра веденого шківа і, якщо відхилення не зменшилось, то прийняти нестандартне значення діаметра.

3.2.4 Попередня міжосьова відстань

,

де Ка – коефіцієнт міжосьової відстані (таблиця 12).

 

Таблиця 12 – Значення коефіцієнта міжосьової відстані

Передаточне відношення іф
Коефіцієнт Ка 1,5 1,2 1,0 0,95

 

3.2.5 Розрахункова довжини паса

,

де ; .

Слід прийняти найближче стандартне значення довжини пасів із наступного ряду: 400 (425) 450 (475) 500 (530) 560 (600) 630 (670) 710 (750) 800 (850) 900 (950) 1000 (1060) 1120 (1180) 1250 (1320) 1400 (1500) 1600 (1700) 1800 (1900) 2000 (2120) 2240 (2360) 2500 мм.

За необхідності можуть бути використані розрахункові довжини пасів, які приведені в дужках.

3.2.6 Фактична міжосьова відстань

. (1)

3.2.7 Кут обхвату ведучого шківа

.

3.3 Визначення числа пасів в передачі

3.3.1 Номінальна потужність, яка передається одним пасом

Номінальна потужність, яка передається одним пасом залежить від типорозміру перерізу паса, частоти обертання, діаметра ведучого шківа і передаточного відношення передачі.

По рисункам 5–7 визначаються номінальні потужності, які передаються одним пасом базової довжини, при спокійному навантаженні, роботі в одну зміну та передаточному відношенні і = 1.

Рисунок 5 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу О від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, Lp = 1320 мм та і = 1

Рисунок 6 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу А від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, Lp = 1700 мм та і = 1

Рисунок 7 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу Б від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, Lp = 2240 мм та і = 1

3.3.2 Розрахункова потужність, яка передається одним пасом

,

де Сa – коефіцієнт кута обхвату (рисунок 8);

СL – коефіцієнт довжини паса (рисунок 9);

Сі – коефіцієнт передаточного відношення (рисунок 10);

Ср – коефіцієнт режиму роботи, Ср = 1,1…1,3.

Рисунок 8 – Залежність коефіцієнту Сa від кута обхвату ведучого шківа

 

Рисунок 9 – Залежність коефіцієнту СL від довжини паса

Рисунок 10 – Залежність коефіцієнту Сі від передаточного відношення

 

3.3.3 Попереднє число пасів

.

3.3.4 Число пасів з урахуванням нерівномірності навантаження пасів комплекту

,

де CZ – коефіцієнт числа пасів у комплекті (таблиця 13).

 

Таблиця 13 – Значення коефіцієнта числа пасів

Число пасів у комплекті 2…3 4…6 більше 6
Коефіцієнт CZ 0,95 0,90 0,85

 

Розрахункове число пасів слід округлити до цілого числа пасів Z.

3.3.5 Завантаження пасів передачі

.

Допускається завантаження пасів до 115 %.

3.4 Діапазон регулювання міжосьової відстані

Для компенсації відхилень номінальної довжини паса, його подовження під час експлуатації, а також для зручності монтажу нових пасів, у передачі слід передбачити регулювання міжосьової відстані.

 

Найменше значення міжосьової відстані встановлюється в залежності від довжини паса і повинне відповідати розрахунковій довжині, яку зменшено на 2 % при Lp < 2 м або на 1 % при Lp > 2 м, тобто

Lp min = 0,98×Lp при Lp £ 2000 мм;

Lp min = 0,99×Lp при Lp > 2000 мм.

Найбільше значення міжосьової відстані встановлюється із розрахунку довжини паса, яку збільшено на 5,5 %, тобто

Lp max = 1,055×Lp.

По формулі (1) визначається значення максимальної і мінімальної міжосьової відстані, які відповідають максимальному і мінімальному значенню розрахункової довжини паса, а діапазон регулювання міжосьової відстані буде дорівнювати

.

Натяжний пристрій передачі повинен забезпечити діапазон регулювання не менш ніж Dа.

Висновок: визначені основні параметри клинопасової передачі.

 

4 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

4.1 Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- обертаючі моменти на валах: ТІІ, Н×м;

ТІІІ, Н×м.

Орієнтовний розрахунок виконують умовно тільки на кручення, а вплив на міцність вала згину, концентрації напружень і характеру навантаження компенсують зниженням значення допустимого напруження на кручення.

Діаметри валів

,

де Тi – обертаючий момент на валу, Н×м;

[t]кр – допустимі напруження кручення, [t]кр = 15…25 МПа.

В редукторах вали встановлюють на підшипниках кочення. Тому одержані діаметри валів треба погодити з діаметром внутрішнього кільця підшипника.

Для встановлення валів редуктора попередньо приймаються підшипники кулькові однорядні радіальні легкої серії зовнішніх діаметрів по ГОСТ 8338–75. Основні розміри підшипника зображено нарисунку 11, їх чисельні значення приведені в таблиці 14.

Рисунок 11 – Спрощене зображення підшипника Таблиця 14 – Розміри підшипників кулькових радіальних однорядних В міліметрах
Номер підшипника d D B dr, min

 

 

Форма валу по довжині визначається розподілом навантаження і умовами технології виготовлення і збірки. По умові міцності допустимо і доцільно конструювати вали перемінного перетину, що наближаються до тіл рівного опору. Практично вали виконують ступінчастими (рисунок 12). Ця форма зручна у виготовленні і складанні, а уступи валів можуть сприймати велику осьову силу.

Рисунок 12 – Основні розміри вала

Приймаємо діаметри ведучого вала:

- під підшипниками dпІІ = dІІ;

- під шківом клинопасової передачі dшк = dпІІ – 3 мм;

- під шестернею dш = drІІ.

Приймаємо діаметри веденого вала:

- під підшипниками dпІІІ = dІІІ;

- під півмуфтою dм = dІІІ – 5 мм;

- під колесом dк = drІІІ.

 

 

4.2 Ескізне компонування редуктора

Ескізна компоновка редуктора виконується з метою визначення розмірів валів по довжині. При виконанні ескізної компоновки вали зображаються як гладкі стержні. Ескізна компоновка виконується на міліметровому папері бажано в масштабі 1:1 (при комп’ютерному виконанні – на офісному папері формату А4 у будь-якому стандартному масштабі) олівцем в контурних лініях і повинна містити ескізне зображення редуктора і основний надпис.

 




<== попередня сторінка | наступна сторінка ==>

Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:


 

© studopedia.com.ua При використанні або копіюванні матеріалів пряме посилання на сайт обов'язкове.


Генерація сторінки за: 0.021 сек.