3. Përcaktoni raportin aktual të shpejtësisë

4. Përcaktoni distancën qendrore optimale nga gjendja e qëndrueshmërisë së zinxhirit

pranoj a = 1500 mm,pastaj distanca qendrore në hapa

5. Përcaktoni numrin e lidhjeve të zinxhirit.

pranoj l P = 126

6. Specifikoni distancën qendrore dhe P në hapa:

7. Përcaktoni distancën aktuale të qendrës.

Merrni distancën qendrore të qendrës, duke marrë parasysh eliminimin e zinxhirit të ngadalësuar nga pesha e tij

8. Përcaktoni gjatësinë e zinxhirit.

9. Përcaktoni diametrat e yjeve:

rrethi i katranit

perimetrin e zgjatjeve

d 1 = 11.1 mm- tab. 5p

rrathët e uritur

Kontrolloni llogaritjen

10. Kontrolloni frekuencën e rrotullimit të yllit më të ulët nga gjendja

n 1 ≤

Shpejtësia e lejuar

n 1 = 301,21 min -1< =398мин -1

kushti është plotësuar.

11. Kontrolloni numrin e rrahjeve të zinxhirit në dhëmbë me dhëmbë sipas gjendjes

U ≤ [U]

Numri i vlerësuar i rrahjeve të zinxhirit

Numri i lejuar i goditjeve

U = 3.67< [U]=13,3

kusht është respektuar.

12. Shpejtësia aktuale e zinxhirit

13. Fuqia e rrethit që transmetohet nga një qark.

14. Kontrolloni presionin në varen e zinxhirit sipas gjendjes

Zona e parashikimeve të sipërfaqes së mbajtjes së varës

b 3 = 25.4 mm 2   - tab. 5p

  = 26 N / mm 2- tab. 7

P C = 15,67 N / mm 2< = 26 Н/мм 2 .

Qarku i llogaritur është i përshtatshëm për operim.

15. Kontrolloni forcën e zinxhirit nga raporti

S ≥ [S]

Preload zinxhiri

K f = 6.0   - për zinxhirët horizontal - merr parasysh sagging;

q = 5.5 kg / m   - pesha e zinxhirit 1 m (Tabela 5P);

g = 9,81 m / s 2;

K D = 1,2   (shih pikën 1).

Tensioni i zinxhirit nga forca centrifugale, N

F P = 12700 daN = 127 kN   - ngarkesa e thyer e zinxhirit, tabela. 5p.

Faktor i lejuar i sigurisë për zinxhirët e rulit në tavolinë. 8. [S] = 9.8

S = 51.3\u003e [S] = 9.8

Gjendja e forcës është e kënaqur.

16. Përcaktoni forcën e qarkut të presionit në bosht.

K B = 1,15 - tabela.6.

Llogaritja e ingranazheve

Para se të vazhdohet me llogaritjen e ingranazheve, është e nevojshme të studiohen kriteret bazë për performancën e tyre / 1 / c 126 ... 128.

Gjatë transmetimit të çift rrotullues (Fig. 7a), në angazhim, përveç forcës normale Fn, aplikohet një forcë fërkimi F tr = F n ∙ f, e cila shoqërohet me rrëshqitje. Nën veprimin e këtyre forcave, dhëmbi është në një gjendje komplekse stresi (Fig. 7, b).

Dy streset kryesore kanë një ndikim vendimtar në performancën e tij: stresi i kontaktit σ H dhe stresi i bendingut σ F. Për çdo dhëmb, këto stresi ndryshojnë në kohë gjatë një cikli të përhershëm, të magjepsur (shih Fig. 7, a). Kohëzgjatja e stresit për një revolucion të timonit (t 1) është i barabartë me kohëzgjatjen e angazhimit të një dhëmbi (t 2).

Streset e ndryshueshme shkaktojnë shkatërrimin e lodhjes së dhëmbëve: thyerja e dhëmbëve për shkak të stresit të përkuljes (Figura 8, a), prerja e sipërfaqes së dhëmbëve nga streset e kontaktit (Fig. 8, b), veshin gjithashtu lidhet me streset e kontaktit dhe fërkimet në angazhim (Fig 8, c) zhurma dhe dëmtime të tjera në sipërfaqen e dhëmbëve.

Fig. 8. Llojet e dëmtimit të dhëmbëve

Llogaritja në forcën e kontaktit është thelbësore për ingranazhet e mbyllura (që veprojnë nën kushte të vajosjes së rëndë). Qëllimi i llogaritjes është parandalimi i prerjes së lodhjes së sipërfaqeve të punës së dhëmbëve për një jetë të caktuar të shërbimit. Llogaritja e lakimit është thelbësore për dhëmbët e hapura me fortësi sipërfaqe të lartë. Qëllimi i llogaritjes së lakimit është parandalimi i thyerjes së dhëmbëve.

Kushtojini vëmendje përcaktimit të forcave që veprojnë në ingranazhet dhe cilat janë fillestare për llogaritjen e dhëmbëve, boshteve dhe përzgjedhjes së kushinetave. Duhet të mbahet mend se llogaritja e ingranazheve kryhet në ngarkesat e projektimit. Këto ngarkesa janë më të mëdha se ato nominale (teorike), pasi për shkak të deformimit të rrotave, boshteve, kushinetave, pjesëve të trupit dhe gabimeve të pashmangshme në prodhimin dhe instalimin e tyre, ndodhin ngarkesa të tjera dinamike. Ngarkohet ngarkesa

ku T, F t - ngarkesa nominale (çift rrotullues në bosht dhe forca periferike); K - koeficienti i ngarkesës së projektimit

K β - koeficienti i përqendrimit të ngarkesës, varet kryesisht nga asimetria e vendndodhjes së rrotave në krahasim me mbështetësit dhe gjerësia relative e rrotave Ψ bd=, të cilat ndikojnë në deformimin e pjesëve dhe në mospërputhjen e dhëmbit; K υ - koeficienti i ngarkesës dinamike, varet kryesisht nga shpejtësia periferike dhe ingranazhet e prodhimit të saktësisë; K β, K υ zgjidhni sipas tabelave dhe grafikëve.

Në llogaritjen e dizajnit merrni afërsisht K = 1.1 ... 1.5. Vlera më e vogël merret kur punoni në materiale (HB ≤ 350) me rregullim simetrik të rrotave për dhëmbë të tërthortë.

Kuptoni se zgjedhja e materialit të duhur për ingranazhet përcakton madhësinë dhe koston e transmetimit. Aktualisht çeliku është material kryesor për prodhimin e ingranazheve. Nëse nuk ka kërkesa të veçanta në lidhje me dimensionet e transferimit, duhet të zgjidhen materialet me karakteristika mesatare mekanike, me një fortësi prej ≤ 350 NB (normalizimi ose përmirësimi i trajtimit të ngrohjes). Kjo siguron prerje të përsosur të dhëmbëve pas trajtimit të nxehtësisë, prodhimit me saktësi të lartë dhe punueshmërisë së mirë të dhëmbëve.

Për veshin uniforme të dhëmbëve dhe punueshmërinë më të mirë, fortësia e marsheve NB 1 është caktuar më shumë se fortësia e rrotave NB 2 në (20 ... 50) NB.

Zgjedhja e materialit, trajtimi i nxehtësisë dhe fortësia. Tabela 9

Vërejtje: l.   Në ingranazhet e marsheve, bëjini çelësat ingranazhet dhe rrota për të zgjedhur të njëjtën gjë. Në të njëjtën kohë, për ingranazhet, dimensionet e të cilave nuk vendosin kërkesa të larta, duhet të përdoren markat e lira të çelikut 40, 40X. 2.   Për rrota me diametër të gjerë të diametrit (D≥500 mm), përdorimi i hedhjes së çelikut (35L, 40L, 45L, 40GL, trajtimi i ngrohjes - normalizimi, përmirësimi) së bashku me veshje të falsifikuara prej çeliku të markës përkatëse.

Kontaktet e lejueshme të theksuara në llogaritjen e forcës së kontaktit përcaktohen veçmas për dhëmbët e ingranazhit [σ] H 1 dhe rrotat [σ] H 2.

Karakteristikat mekanike të çelikut. Tabela 10

Shënime: 1.Në kolonën "Trajtim termik" përdoret notacioni i mëposhtëm: H-normalizimi, përmirësimi Y, forcimi i frekuencës së lartë nga rrymat me frekuencë të lartë. 2. Për ingranazhet cilindrike dhe me kokë, lidhni vlerat më të vogla me zag, S zag.

[σ] H 1 = K HL 1 [σ] HO 1; [σ] H 2 = K HL 2 [σ] HO 2

ku [σ] H 01, [σ] H 02 është stresi i lejuar i kontaktit që korrespondon me limitin e qëndrueshmërisë së kontaktit në numrin e cikleve të ndryshimit të tensionit N HO (Tabela 11); K HL - koeficienti i qëndrueshmërisë

K HL = ,

ku N është numri i cikleve të tensionit për tërë jetën e shërbimit

N = 573ω h L h,

ku ω është shpejtësia këndore e boshtit përkatës, s-1; L h - jeta e shërbimit të makinës, orët.

Përkufizimi i K HL duke marrë parasysh kurbën e ngarkesës së ngarkesës është dhënë në literaturën / 2 / c 15 ... 16.

Për rrota normalizuar dhe të përmirësuar 1,0≤ K HL ≤2,6.

Nëse N\u003e N HO, atëherë merrni K HL = 1.

Vlera e numrit të cikleve N HO. Tabela 11

Ingranazhet cilindrike dhe me kënd me dhëmbë të drejtë dhe të tërthortë në HB 1cr -HB 2cp = 20 ... 50 janë llogaritur me vlerën më të vogël [σ] H, dmth. në dhëmbët më pak të fortë të palës së ingranazhit.

Ingranazhet me dhëmbë të tërthortë me HB 1cr -HB 2cp ≥70 dhe fortësia e rrotave ≤ 350 NB llogariten nga tensionet mesatare të lejueshme të kontaktit

[σ] H = 0.45 ([σ] H1 + [σ] H2)

në të njëjtën kohë [σ] H nuk duhet të kalojë 1.23 [σ] H 2.

Stresi i lejuar kur llogaritet kthesa përcaktohet veçmas për veshje dhe rrota

[σ] F 1 = K FL 1 [σ] F 01; [σ] F 2 = K FL 2 [σ] F 02,

ku [σ] F 0 është stresi i lejueshëm i fluksit, i cili korrespondon me limitin e qëndrueshmërisë së përkuljes me numrin e cikleve të ndryshimit të stresit N fo (Tabela 9); K fi - koeficienti i qëndrueshmërisë

K FL= ,

ku N F 0 është numri i cikleve të ndryshimit të tensionit që korrespondojnë me limitin e lodhjes. Për të gjitha çelikët N fo = 4 ∙ 10 6. Me një fortësi prej HB≤ 350.

1 ≤ K FL ≤ 2.08.

Nëse N\u003e N F 0, merrni K fl = 1.

Kur dizajnoni një veshje të nxehtë, ndiqni sekuencën më poshtë.

1. Zgjidhni një material për veshje dhe përcakto stresin e lejuar për llogaritjen e qëndrueshmërisë dhe lakimit të kontaktit.

2. Përcaktoni distancën qendrore të transmisionit një w, mm

një w = K a (u + 1) ,

ku K a = 43 për ingranazhet spirale dhe zhurnale;

K a = 49.5 për nxitjen;

Ψ a= - raporti i gjerësisë së timonit të kurorës;

Ψ a janë marrë nga një numër numrash standard: 0.1; 0.15; 0.2; 0.25; 0.315; 0.4; 0.5; 0.63, në varësi të pozicionit të rrotave në krahasim me mbështetësit: me një rregullim simetrik prej 0.4 ... 0.5; me asimetrike 0.25 ... 0.4; me tastierë 0.2 ... 0.25.

raporti u-gear; T 2 - çift rrotullues në boshtin me shpejtësi të ulët të kutisë së shpejtësisë, H ∙ m; [σ] H është stresi i lejuar i kontaktit; K n b - faktori i përqendrimit të ngarkesës. Për drejtimin e dhëmbëve me ngarkesë konstante K H b = 1.

Vlera rezultuese e ndarjes boshtore një rrotullim w në vlerën më të afërt nga një seri dimensionesh normale lineare (Tabela 1H).

3. Përcaktoni modulin e angazhimit m, mm

m ≥

ku K m = 6,8 - për ingranazhet nxitëse; K m = 5.8 - për spirale dhe spirale;

d 2 = diametri i katranit të rrotave, mm; b 2 = Ψ a ∙ a w është gjerësia e kurorës së rrotave, mm;

[σ] F është stresi i lejueshëm i lakimit të materialit të rrotave me një dhëmb më pak të qëndrueshëm, N / mm 2.

Përcaktoni modulin e lidhjes nga gjendja m = (0.01 ... 0.02) dhe zgjidhni vlerën e saj nga numri standard i numrave (jo më pak se llogaritur më parë).

m, mm Rreshti i parë -1.0; 1.5; 2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 8; 10

Rreshti i dytë -I, 25; I, 75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7; 9

Kur zgjedh një modul, rreshti i parë ~ është i preferuar. Në ingranazhet e fuqisë me HB≤ 350, merr m\u003e 1 mm.

4. Për të përcaktuar këndin e pjerrësisë së dhëmbëve β min për ingranazhet spirale dhe ingranazhet

β min = arcsin.

Në veshje me spirale të marrë β = 8 ° ... 20 °; në zhargon - β = 25 ° ... 40 °.

5. Përcaktoni numrin e përgjithshëm të dhëmbëve dhe rrotat e ingranazheve për ingranazhet e nxitjes Z Σ = Z 1 + Z 2 =; për spirale dhe zhurnale Z Σ = Z 1 + Z 2 = .

Vlera rezultuese e Z Σ është e rrumbullakosur në anën më të afërt të një numri të plotë.

6. Për të sqaruar vlerën aktuale të këndit të pjerrësisë së dhëmbit.

Saktësia e llogaritjes së këndit β deri në vendin e pestë dhjetor

7. Përcaktoni numrin e dhëmbëve të marsheve

Vlera e Z 1 është e rrumbullakosur në numrin e plotë më të afërt. Nga gjendja e zvogëlimit të zhurmës dhe mungesës së zvogëlimit të dhëmbëve rekomandohet: Z 1 ≥17.

Kur merrni Z 1 ≤17, merrni Z 1 = 17, ose dizajnoni dhëmbët prerës me një kompensim pozitiv të mjetit. Metoda e përllogaritjes së matjes së tillë mund të gjendet në literaturë: / 2 / c 21 ... 22.

8. Përcaktoni numrin e dhëmbëve të timonit.

Z 2 = Z Σ -Z 1.

9. Përcaktoni raportin aktual të ingranazhit u f dhe kontrolloni devijimin e tij Δu nga data u: u f =;

Δu = ≤ 4% .

10. Përcaktoni distancën aktuale të qendrës:

a w = -   për ingranazhet nxitëse;

a w =   - për ingranazhet spirale.

11. Për të përcaktuar parametrat kryesore gjeometrike të transmisionit sipas formulave të dhëna në tabelë. 12.

Fig. 9. Parametrat gjeometrikë të një veshje cilindrike.

Saktësia e llogaritjes së diametrave të rrotës deri në 0.01 mm. Gjerësia e rimsave të mjeteve është e rrumbullakosur në një numër të tërë sipas dimensioneve normale lineare (Tabela 1 P).

Parametrat gjeometrikë të ingranazheve. Tabela 12

Llogaritja e verifikimit

12. Kontrolloni distancën qendrore:

13. Kontrolloni përshtatshmërinë e boshllëqeve të rrotave (shih Tabelën 10).

14. Kontrolloni tensionet e kontaktit σ H, N / mm 2:

σ H = K

ku K = 436 për ingranazhet nxitëse; K = 376 për ingranazhet spirale dhe spirale.

F t = është forca e jashtme në rrjetë, N;

K N a është koeficienti duke marrë parasysh shpërndarjen e ngarkesës ndërmjet dhëmbëve; K H a = 1 - për ingranazhet nxitëse; për ingranazhet spirale, K N a është përcaktuar sipas grafikut në Figurën 10, varësisht nga shpejtësia periferike e rrotave v =, m / s dhe shkalla e saktësisë së transmetimit (Tabela 13); K H-faktori i ngarkesës dinamike (tab.14).

Fig. 10 Grafiku për përcaktimin e koeficientit K H a sipas kthesave të shkallës së saktësisë

Nënloadimi i transmetimit i lejuar (σ H<[σ] H) не более 15 %, перегрузка (σ H >[σ] H) deri në 5%. Nëse nuk plotësohet kushti, rritni hapësirën e boshtit një w, gjerësinë e rrotave ose përcaktoni materiale të tjera të rrotave ose trajtime të tjera të ngrohjes, rillogarisni streset e lejueshme dhe përsëritni të gjithë llogaritjen e transferimit.

15. Kontrolloni stresin e përkuljes së dhëmbëve të ingranazhit σ F 1 dhe rrotës σ F 2, H / mm 2: σ F 2 = Y F 2 ∙ Y β ∙ K F ∙ K F β K Fυ ≤ [σ] F 2;

σf 1 = σ F 2 ∙ ≤ [σ] F 1,

ku m është moduli i ingranazhit, mm; b 2 - gjerësia e rimatës së rrotave të rrotave, mm; F t është forca e jashtme në angazhimin, H; K F a = 1 për ingranazhet nxitëse. Për spirale dhe spirale, në varësi të shkallës së saktësisë:

Vlerat e koeficienteve K Hυ dhe K Fυ kur HB 2 ≤350. Tabela 14

Shënim. Numeratori jep të dhëna për nxitjen në emërues - për ingranazhet spirale dhe rrotat me dhëmbë rrethore.

K Fβ = 1 - për drejtimin e dhëmbëve; F u - në tabelën 13; Y F 1 dhe Y F 2 koeficientët e formës së dhëmbit përcaktohen sipas Tabelës 15, varësisht nga numri i dhëmbëve të ingranazhit Z 1 dhe rrota Z 2 për ingranazhet e shtytjes. Për ingranazhet spirale dhe rrotat zhytëse - në varësi të numrit të barabartë të dhëmbëve të ingranazhit Z υ 1 = dhe rrota Z υ 2 =; Y β = 1 - për ingranazhet nxitëse; Y β = 1- për ingranazhet spirale;

[σ] F 1 dhe [σ] F 2 - veshje dhe rrotat e lejuara të stresit, N / mm 2.

Faktorët e formës së dhëmbit Y F 1 dhe Y F 2. Tabela 15

Shënim. Faktorët e formës së dhëmbit Y F korrespondojnë me faktorin e kompensimit të mjetit x = 0.

Nëse, në llogaritjen e testit, σ F është dukshëm më e vogël se [σ] F, atëherë kjo është e lejueshme, meqë kapaciteti i ngarkesës së ingranazheve të mbyllura është i kufizuar nga forca e kontaktit.

Llogaritja e parametrave të yllit bëhet në varësi të madhësisë, parametrave të zinxhirit të vozitjes, me dy rreshta 2PR-25.4-11340 GOST 13568-75.

Një shembull i një vizatimi të një asteriku (Shtojca 7). Raporti i transferimit të zinxhirit unë= 3, zinxhiri i katranit është 25.4 mm.

Diametri i rrethit katror të yllit kryesor

ku t   - katran zinxhir;

z   1 - numri i dhëmbëve të rrotës së levizjes;

Diametri i perimetrit të zgjatjeve të yllit

Diametri i rrethit të gropave të yllit

,

ku r=0,5025d   1 -0.05 është rrezja e depresioneve;

d   1 - diametri i zinxhirit të rrotullës (tabela 17) d 1 =15,88.

Diametri i zakonit

,orë= 24.2 është gjerësia e pllakave të zinxhirit,

  mm.

Tabela 17

Parametrat e qarkut

Shënim. në përcaktimin e zinxhirit, numri 2 tregon një zinxhir të dyfishtë, për një zingjirë të vetme rresht, vlera e A është distanca midis rreshtave të rrotulluesve të zinxhirit të barabartë me 0.

Gjerësia e dhëmbëve me dhëmbë mm.

Gjerësia me dhëmbë për rresht të dyfishtë mm.

Trashësia e rimut mm.

Lëshoni diametrin për të lehtësuar mm.

Trashësia e diskut mm.

Ndërtimi i profilit të dhëmbit të një asteriku (Figura 53).

Koordinata e rreze e lakimit mm.

Rrezja e dhëmbit në pjesën gjatësore mm.

Gjerësia e dhëmbëve mm.

Fig. 53. Parametrat e yjeve:

a) pamjen e përparme; b) pamje anësore

Llogaritja e parametrave të rrotullës V-rrip

Disqet me rrymë i referohen ingranazheve me bashkim fleksibël, nëpërmjet të cilit është e mundur të sigurohet raporti i transmetimit të pafundësisht të ndryshueshëm (Variator Shtojca 15.) Një shembull i tërheqjes së rrotullës për një transmetim të rripit të V-së është dhënë në Shtojcën 8.

Llogaritja e parametrave të rrotullës V-rrip është përcaktuar nga seksion kryq të rrip GOST 1284-68.

Për pjesën e rripit 0, diametri i llogaritur i rrotullës që çon d   1 përcaktohet nga sfera standarde: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250. Diametri i jashtëm i rrotullës = 125 mm.

Në varësi të seksionit kryq të rripit (Tabela 18)

  = 125 + 2 × 2.5 = 130mm,

Zgjidhni një tabelë. 19.

Tabela 18

Dimensionet kryesore të rripave të V-së

lloj	përcaktim	Sizes të seksionit	Amm 2	L, m	d   1min, mm	T   1, N × m
b	b   etj	orë	y 0
Seksioni normal	oh		8,5		2,1		0,4...2,5		30 euro
A				2,8		0,56...4,0		15...60
B			10,5			0,8...6,3		50...150
			13,5	4,8		1,8...10		120...600
D				6,9		3,15...15		450...2400
D			23,5	8,3		4,5...18		1600...6000
E						6,3...18		³4000
i ngushtë	UO		8,5		2,0		0,63…3,55		150 euro
UA				2,8		0,8…4,5		90…140
UB				3,5		1,25…8,0		300…2000
HC				4,8		2,0…8,0		³1500

Tabela 19

Parametrat e seksionit kryq të rripit dhe madhësia e groove të rrotullës

Mm diametri i brendshëm pranon d   në = 110 mm.

Gjerësia e rrotullës:

ku z   - numri i rripave (groove);

e   - hap midis groove;

f   - distanca nga buza e buzës.

parametrat e, f   janë treguar në fig. 54.

Trashësia e rrotave për rripat e V-së.

Diametri i mostrës mm.

Gjatësia e shpërndarjes Mm, d- diametri i vrimës së rrotullës.

Fig. 54. Profili i groove të pulave

Lista bibliografike

1. Enterprise Standard. Kursi dhe dizajni i diplomave Kërkesat e përgjithshme për regjistrim: një tutorial / T.I. Dhomë me avull, N.V. Syreyshchikova, V.I. Guzeev, L.V. Vinokourov. - ed. 4, Pererab. dhe shto. - Chelyabinsk: Shtëpia Botuese e SUSU, 2008. - 56 f.

2. Inxhinieri moderne. Pjesët e makinës dhe bazat e projektimit: tekstet / PN. Uchaev, S.G. Yemelyanov, E.V. Pavlov dhe të tjerët - Moska: Akademiya, 2008. - 352 f.

3. Anurev, V.I. Libri i referencës i inxhinierit projektues-mekanik: 3 t / V.I. Anurev / ed. IN Zhestkova. -8. Ed., Rishikuar dhe shto. - M .: Mashinostroenie, 2001. -T.1. -920, Т.2. - 912 s; V.3. -864s.

4. Lelikov, O.P. Bazat e llogaritjes dhe dizajnit të pjesëve dhe komponentëve të makinave: shënime leksioni për kursin "Pjesët e makinës" / O.P. Lelikov - 2nd ed., Pererab. dhe të tjera - M .: Mashinostroenie, 2004. - 440 f.

5. Dunaev, P.F. Dizenjimi i njësive dhe pjesëve të makinave: një manual për specialitetet inxhinierike të universiteteve / PF. Dunayev, O.P. Lelikov. - M .: Akademia, 2004. - 496 f.

6. Scheinblit, A.E. Dizajni i kursit të pjesëve të makinës: udhëzuesi i studimit / A.E. Sheynblit. - Kaliningrad: Shkolla e Mesme, 2002. - 455 f.

7. Akhlyustina, V.V. Pjesët e makinës. Llogaritja e ingranazheve mekanike. Projektimi i transmetimeve të zinxhirit: një tutorial / V.V.Akhustustina, E.R. Logunov. - Chelyabinsk: Shtëpi botuese, 2008. - 135 f.

8. Ustinovsky, E.P. Dizajn multivariate e ingranazheve cilindrike, ingranazhet e pjerrët dhe krimbat me përdorimin e kompjuterëve: një manual për dizajnin e kursit / E.P. Ustinovsky, Yu.A. Shevtsov, Yu.K. Yashkov. - Chelyabinsk: CSTU, 1995. - 105 f.

9. Sokhrin, P.P. Dokumentacioni teknik në hartimin e kursit për pjesët e makinës: udhëzimet. PP Sokhrin, E.P. Ustinovsky, Yu.A. Shevtsov / ed. PP Sohrina. - Chelyabinsk: Universiteti Teknik Shtetëror Chelyabinsk, 1994. - 73 f.

Akhlyustina, V.V. Metrologjia, standardizimi dhe certifikimi: një tutorial / V.V.Akhustustina, E.R. Logunova - Çababinsk: Shtëpia botuese e SUSU, 2008. - 211 f.

Apps

Shtojca 1

Shtojca 3

Shtojca 5

Shtojca 7

Shtojca 8

1. Toleranca e koaksialitetit të kushinetave rrëshqitëse pos. 6, 8, 0,04 mm.

2. Toleranca e paralelizmit të udhëzuesve të pozicionit 3, 0.05 mm.

3. Rregulloni pozicionin e pozicionit të rrëshqitjes 1, për të siguruar një vidë pos.7.

4. Pozicioni i kushinetave rrëshqitëse 6.8 dhe elementët e mbështjellës 9, lubrifikoni CIATIM 201 GOST 6267-74.

Shtojca 11

Pusher për të makinës saldimi prapanicë