Привод вакуум-фильтра

Размещено на http://www.allbest.ru

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

ВЯТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Факультет автоматизации машиностроения

Кафедра основ конструирования машин

Привод вакуум-фильтра

Курсовая работа по дисциплине “Механика”

ВВЕДЕНИЕ

«Детали машин» является первым из расчётно-конструкторских курсов, в которых изучают основы проектирования и расчёта машин и механизмов.

Выполнение курсового проекта по деталям машин - первая самостоятельная творческая работа студентов, в ходе которой возникает много трудностей и противоречий. К ним относятся: установление последовательности выполнения работы, правильность конструирования узлов и деталей, выбор материалов и конструкции в целом, выбор системы смазки, выполнение условий сборки.

В курсовом проекте необходимо спроектировать привод барабанного вакуум-фильтра. Для этого необходимо выбрать и рассчитать на прочность и изгиб основные узлы и детали, также необходимо разработать рабочие чертежи. Целью работы является разработка наиболее эффективной конструкции привода с экономической и технологической точек зрения. Конструкция привода должна как можно ближе подходить к заданным условиям работы.

привод вакуум фильтр подшипник электродвигатель

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Исходные данные: требуемая мощность на выходном валу Р₄=3,5 кВт, требуемая частота вращения выходного вала n₄=55 мин^-1, расчётный срок службы 6 лет.

Рассчитывается КПД привода - ориентировочный КПД передачи по формуле (1).

з_общ= (1.1)

подставляя данные в формулу (1.1) получается:

з_общ=

где з_общ - КПД привода;

з_рем - КПД ременной передачи;

з_зуб - КПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_оп - КПД опор.

Выбор электродвигателя:

Требуемая мощность электродвигателя Р_эл.д. рассчитывается по формуле (1.2):

Р_эл.д= (1.2)

подставляя данные в формулу (1.2) получается:

Р_эл.д=Вт

Предварительно принимаем передаточное число редуктора u_ред = 16, ременной передачи u_РЕМ = 3

Частота вращения вала электродвигателя по формуле (1.3)

n_э=n₀= (1.3)

(1.4)

подставляя данные в формулу (1.4) получается:

подставляя данные в формулу (1.3) получается:

n_э.=об/мин

По каталогу выбирается электродвигатель АИР100L2/2850, для которого:

Р_эл.д=5,5 кВт, n_эл.д=2850 об/мин.

Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням.

Передаточное число привода

(1.5)

подставляя данные в формулу (1.5) получается:

(1.6)

подставляя данные в формулу (1.6) получается:

(1.7)

подставляя данные в формулу (1.7) получается:

(1.8)

подставляя данные в формулу (1.8) получается:

Окончательно принимается: ; .

Определение кинематических и силовых характеристик на валах привода.

Частоты вращения валов привода. Ведущий вал:

n= (1.9)

подставляя данные в формулу (1.9) получается:

n=об/мин

Промежуточный вал:

n₂= (1.10)

подставляя данные в формулу (1.10) получается:

n₂=об/мин

Ведомый вал:

n₃= (1.11)

подставляя данные в формулу (1.11) получается:

n₃=об/мин

Угловые скорости валов

Вал электродвигателя:

(1.12)

подставляя данные в формулу (1.12) получается:

с^-1

Ведущий вал:

(1.13)

подставляя данные в формулу (1.13) получается:

с^-1

Промежуточный вал:

(1.14)

подставляя данные в формулу (1.14) получается:

с^-1

Ведомый вал:

(1.15)

подставляя данные в формулу (1.15) получается:

с^-1

Вращающие моменты на валах. На валу электродвигателя:

Т₀= (1.16)

подставляя данные в формулу (1.16) получается:

Т₀= Н*м

На ведущем валу:

Т₁= (1.17)

подставляя данные в формулу (1.17) получается:

Т₁=Н*м

На промежуточном валу:

Т₂= (1.18)

подставляя данные в формулу (1.18) получается:

Т₂=Н*м

На ведомом валу:

Т₃= (1.19)

подставляя данные в формулу (1.19) получается:

Т₃=Н*м

Мощность на валах:

Вал электродвигателя:

(1.20)

подставляя данные в формулу (1.20) получается:

Вт

Ведущий вал:

(1.21)

подставляя данные в формулу (1.21) получается:

Вт

Промежуточный вал:

(1.22)

подставляя данные в формулу (1.22) получается:

Вт

Ведомый вал:

(1.23)

подставляя данные в формулу (1.23) получается:

Вт

Вычисленные данные приведены в таблице 1

Таблица 1 Вращающие моменты на валах

Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость щ, с-1	Вращающий момент Т, Н·м	Мощность Р, Вт	Передаточное число передач
Вал электродвигателя	2850	298,3	18,4	5488,72
Ведущий вал	950	99,4	51,4	5109,16	4,4
Промежуточный вал	215,9	22,6	217,2	4908,72	4
Ведомый вал	54	5,7	834,6	4756,08

2. РАСЧЁТ РЕМЁННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем клиновой ремень сечения А со следующими параметрами

Таблица 2 - Параметры клинового ременя

Тип ремня	Сече- ние	Вр, мм	В0, мм	h, мм	Y0, мм	А, мм	Предельные длины, мм	d1min, мм	Т1,	Q,
Нормальный клиновой ремень	А	11	13	8	2,8	81	560…4000	90	11…70	0,10

d₁=90 мм

Диаметр ведомого шкива d₂ , мм

d₂ = d₁ ·U · (1-) (2.1)

где = 0,01 - коэффициент скольжения кордшнуровых ремней.

подставляя данные в формулу (2.1) получается:

d₂=90·3· (1-0,01)=267,3 мм

Принимается d₂=280 мм

Уточняем значение передаточного отношения

(2.2)

подставляя данные в формулу (2.2) получается:



Межосевое расстояние а_w

Принимаем с= 1, тогда

а_w =d₂ ·С (2.3)

подставляя данные в формулу (2.3) получается:

a_w =280·1 = 280 мм

Принимаем 280 мм.

Длина ремня L

(2.4)

подставляя данные в формулу (2.4) получается:

Принимается L=1250 мм

С учётом стандартной длины уточняем межосевое расстояние

(2.5)

подставляя данные в формулу (2.5) получается:

Принимаем а_w=320 мм

Линейная скорость ремней

= (2.6)

подставляя данные в формулу (2.6) получается:

[V]=25 м/с - допускаемая скорость для клиновых ремней.

Число пробегов ремня

(2.7)

Соблюдение соотношения V?[V] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.

[U]=20-допускаемое число пробегов для клиновых ремней

подставляя данные в формулу (2.7) получается:

Угол обхвата ремнями ведущего шкива по формуле (2.8)

 = 180 ^о-57.3 ^о· (d₂ - d₁ )/a (2.8)

подставляя данные в формулу (2.8) получается:

=180 ^о- 57.3 ^о· (280-90)/320=146 ^о

Т.к. допустимый угол обхвата [] =120 ^о, то условие [] выполняется.

Определение требуемого числа клиновых ремней.

Предварительно определяется допускаемая мощность [P], которую может передать в данных условиях эксплуатации один клиновой ремень по формуле (2.9)

(2.9)

где Р₀ - мощность, допускаемая на один ремень в типовых условиях: при ; u=1, длине типового ремня - L₀ и спокойной односменной работе, кВт Р₀=1.75 кВт

коэффициент угла обхвата,=0,92

коэффициент длины ремня,

(2.10)

подставляя данные в формулу (2.10) получается:

коэффициент передаточного отношения,

коэффициент режима нагрузки,

подставляя данные в формулу (2.8) получается:

Определяем число зубьев по формуле (2.11)

(2.11)

где

подставляя данные в формулу (2.11) получается:

Принимаем 5 ремня

Определяется сила натяжения ремня F₀ (Н) для одного клинового ремня по формуле (2.13):

F₀= (2.12)

Где:

И=0,10 Н·с²/м²

подставляя данные в формулу (2.11) получается:

F₀= H

где:

Р₁= 5.5 кВт - номинальная мощность электродвигателя в номинальном режиме работы.

Радиальное усилие, действующее на вал клиноремённой передачи:

F_r=2*F₀·Z·sin(б₁/2) (2.13)

подставляя данные в формулу (2.13) получается:

F_r=2*135*4*sin(146/2)=1032,8 H

3. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор твёрдости, термической обработки, материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40Х, механические характеристики которой после улучшения приведены в таблице (3).

Таблица 3 - Характеристики стали 40Х

	Шестерня:	Колесо:
Термическая обработка:	Поверхностная закалка	Объемная закалка
Твёрдость сердцевины:	НВ269…302	НВ269…302
Твёрдость поверхности:	HRC40..56	HRC38-50
Предел текучести уТ:	750 МПа	750 Мпа
Dпред	125 мм	125
Sпред	80 мм	80

3.2 Проверочный расчёт

Допускаемые контактные напряжения шестерни:

[у]_Н1=17*HRC+200=17*(40…56)+200=1016 МПа (3.2.1)

Допускаемые контактные напряжения колеса:

[у]_Н2=17*HRC+100=17*(38…50)+100=848 МПа (3.2.2)

Допускаемые напряжения изгиба шестерни:

[у]_F1=500 МПа

Допускаемые напряжения изгиба колеса:

[у]_F2=700 МПа

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

[у]_H=[у]_Hlim (3.2.3)

где

[у]_Hlim-предел контактной выносливости

S_H=1,1- коэффициент запаса прочности

Z_N- коэффициент долговечности

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев

Z_V- коэффициент, учитывающий окружную скорость

Произведение Z_R и Z_V принимаем равным 1

(3.2.4)

N_HO-базовое число циклов нагружения

N_HE-расчетное число циклов нагружения

(3.2.5) (3.2.6)

подставляя данные в формулу (3.2.6) получается:

часа

подставляя данные в формулу (3.2.5) получается:

с=1-число колес, находящихся в зацеплении

Т.к N_HE>N_HO,то принимаем Z_N=1

подставляя данные в формулу (3.2.3) получается:

[у]_H= ₌ 770,9 МПа

Определяем допускаемое напряжение изгиба

[у]_F=[у]_Flim (3.2.7)

где

[у]_Flim-предел выносливости

S_F=1,7- коэффициент запаса прочности

Y_N=1- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

Y_R=1- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

Y_A=1- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки подставляя данные в формулу (3.2.7) получается:

[у]_F= МПа

3.3 Геометрические параметры тихоходной передачи

Предварительное значение межосевого расстояния, мм

а_W=К·(U_т+1)* (3.3.1)

Принимаем К=10

подставляя данные в формулу (3.3.1) получается:

а_W=10·(4+1)*=186,8 мм

Ориентировочное значение окружной скорости

V= (3.3.2)

подставляя данные в формулу (3.3.2) получается:

V==0,2 м/с

Принимаем степень точности зубчатой передачи 9

Значение межосевого расстояния

а_W=К_б·(U_т+1)· (3.3.3)

где:

U_т=4 - передаточное число тихоходной передачи.

К_б=450 Мпа^1/3

Т₁ -момент на колесе.

Ш_ва=0,4 - коэффициент ширины

[у]_H=770,9*10⁶ Па - расчётное допускаемое контактное напряжение.

К_Н- коэффициент нагрузки

(3.3.4)

=1,06- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

=1- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(3.3.5)

подставляя данные в формулу (3.3.5) получается:

подставляя данные в формулу (3.3.4) получается:

подставляя данные в формулу (3.3.3) получается:

а_W=450·(4+1)·=148,5 мм

Принимаем а_W=140мм.

Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр колеса

(3.3.6)

подставляя данные в формулу (3.3.6) получается:

мм

Ширина зубчатого колеса

(3.3.7)

подставляя данные в формулу (3.3.7) получается:

мм

Модуль передачи:

(3.3.8)

Максимально допустимый модуль

(3.3.9)

подставляя данные в формулу (3.3.9) получается:



Минимальное значение модуля

(3.3.10)

К_т=3,4·10³

К_F=К_H=1,31-коэффициент нагрузки

подставляя данные в формулу (3.3.10) получается:

Принимаем m_Т=3

Определяем суммарное число зубьев передачи

(3.3.11)

подставляя данные в формулу (3.3.11) получается:

Определяем число зубьев колес и фактическое передаточное число.

Z₁= (3.3.12)

подставляя данные в формулу (3.3.12) получается:

Z₁=

Принимается Z₁=19.

Т.к. Z₁>17, то передачу выполняют без смещения.

(3.3.13)

подставляя данные в формулу (3.3.13) получается:

Принимается Z₂=74.

Определяем фактическое передаточное число

(3.3.14)

подставляя данные в формулу (3.3.14) получается:

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр шестерни:

(3.3.15)

подставляя данные в формулу (3.3.15) получается:

 мм

Делительный диаметр колеса:

(3.3.16)

подставляя данные в формулу (3.3.16) получается:

мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев колес:

d_a1=d₁+2·m_Т (3.3.17)

d_f1=d₁-2·1,25·m_Т

d_а2=d₂+2·m_т

d_f2=d₂-2·1,25·m_Т

подставляя данные в формулу (3.3.17) получается:

d_a1=57+2·3=63 мм

d_f1=57-2·1,25·3=49,5 мм

d_а2=222+2·3=228 мм

d_f2=222-2·1,25·3=214,5 мм

Ширина зубчатого венца шестерни:

b₁=b₂+2·m (3.3.18)

подставляя данные в формулу (3.3.18) получается:

b₁=56+2·3=62 мм

3.4 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

у_Н=[у]_H (3.4.1)

где:

Z_у=9600 МПа^1/2; K_H=1,31; T₁=834,6 H*м; [у]_H=770,9*10⁶ Па;

b₂=56*10^-3 м; U_Т=3,9; a_W=140*10^-3 м

подставляя данные в формулу (3.4.1) получается:

у_Н=576·10⁶ Па

576 МПа?770,9 МПа- условие выполняется

3.5 Силы в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

F_t= (3.5.2)

подставляя данные в формулу (3.5.2) получается:

F_t=4572,6 H

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t*tgб (3.5.3)

подставляя данные в формулу (3.5.3) получается:

F_r =4572,6·tg20°=1664,3 H

Осевая сила в прямозубом зацеплении равна нулю:

F_a=0 H

3.6 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

у_F2=[у]_F2 (3.6.1)

где K_F=1,31

Y_е=1-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_F2=3,6-коэффициент формы зуба колеса

Y_в=1-коэффициент, учитывающий угол наклона в прямозубой передаче

[у]_F2 =700 МПа

подставляя данные в формулу (3.6.1) получается:

у_F2= МПа<[у]_F

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

у_F1=[у]_F1 (3.6.2)

где

Y_F1=4,08; Y_F2=3,6; [у]_F1 =500 МПа

подставляя данные в формулу (3.6.2) получается:

у_F1= МПа<[у]_F

3.7 Расчет на прочность при действии пиковой нагрузки

у_Нmax=[у]_Hmax (3.7.1)

Где

у_H=648 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[у]_Hmax =2,8·у_Т (3.7.2)

подставляя данные в формулу (3.7.2) получается:

[у]_Hmax =2,8·750=2100 МПа

подставляя данные в формулу (3.7.1) получается:

у_Нmax= МПа<[у]_Hmax

у_Fmax=[у]_Fmax (3.7.3)

Где

у_F=145,5 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[у]_Fmax =у_Flim·Y_Nmax·K_st/S_st (3.7.4)

Где

у_Flim=500Мпа- предел выносливости при изгибе

Y_Nmax=4- максимально возможное значение коэффициента долговечности

K_st=1- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st=2- коэффициент запаса прочности

подставляя данные в формулу (3.7.4) получается:

[у]_Fmax =500·4·1/2=1000 МПа

подставляя данные в формулу (3.7.3) получается:

у_Fmax= МПа<[у]_Fmax

4. РАСЧЁТ БЫСТРОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Из условия соосности а_WТ= а_WБ=140мм.

4.1 Геометрические параметры быстроходной передачи

Предварительные основные размеры зубчатого колеса

Делительный диаметр колеса

(4.1.1)

подставляя данные в формулу (4.1.1) получается:

мм

Ширина зубчатого колеса

(4.1.2)

подставляя данные в формулу (4.1.2) получается:

мм

Модуль передачи:

(4.1.3)

Максимально допустимый модуль

 (4.1.4)

подставляя данные в формулу (4.1.4) получается:

Минимальное значение модуля

(4.1.5)

К_т=3,4·10³

К_F-коэффициент нагрузки

К_F =К_H=1,31

подставляя данные в формулу (4.1.5) получается:

Принимаем m_б=2

Определяем суммарное число зубьев передачи

(4.1.6)

подставляя данные в формулу (4.1.6) получается:

Определяем число зубьев колес и фактическое передаточное число.

Z₃= (4.1.7)

подставляя данные в формулу (4.1.7) получается:

Z₃=

Принимается Z₃=26.

Т.к. Z₃>17, то передачу выполняют без смещения.

(4.1.8)

подставляя данные в формулу (4.1.8) получается:

Принимается Z₂=114.

Определяем фактическое передаточное число

(4.1.9)

подставляя данные в формулу (4.1.9) получается:

Определяем геометрические параметры колес.

Делительный диаметр шестерни:

 (4.1.10)

подставляя данные в формулу (4.1.10) получается:

мм

Делительный диаметр колеса:

(4.1.11)

подставляя данные в формулу (4.1.12) получается:

мм

Диаметры окружности вершин и впадин зубьев колес:

d_a3=d₃+2·m_б (4.1.12)

d_f3=d₃-2·1,25·m_б

d_а4=d₄+2·m_б

d_f4=d₄-2·1,25·m_б

подставляя данные в формулу (4.1.12) получается:

d_a3=52+2·2=56 мм

d_f3=52-2·1,25·2=47 мм

d_а4=228+2·2=232 мм

d_f4=228-2·1,25·2=223 мм

Ширина зубчатого венца шестерни:

b₃=b₄+2·m (4.1.13)

подставляя данные в формулу (4.1.13) получается:

b₃=35+2·2=39 мм

4.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

у_Н=[у]_H (4.2.1)

где:

Z_у=9600 МПа^1/2; K_H=1,31; T₃=217,2 H*м; [у]_H=770,9*10⁶ Па;

b₄=35*10^-3 м; U_б=4,4; a_W=140*10^-3 м

подставляя данные в формулу (4.2.1) получается:

у_Н=454·10⁶ Па

454 МПа?770,9 МПа- условие выполняется

4.3 Силы в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

F_t= (4.3.2)

подставляя данные в формулу (4.3.2) получается:

F_t=1976,9 H

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t*tgб (4.3.3)

подставляя данные в формулу (4.3.3) получается:

F_r ==1976,9·tg20°=719,5 H

Осевая сила в прямозубом зацеплении равна нулю:

F_a=0 H

4.4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

у_F2=[у]_F2 (4.4.1)

где K_F=1,31

Y_е=1-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_F4=3,59-коэффициент формы зуба колеса

Y_в=1-коэффициент, учитывающий угол наклона в прямозубой передаче

[у]_F2 =700 МПа

подставляя данные в формулу (4.4.1) получается:

у_F2= МПа<[у]_F

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

у_F1=[у]_F1 (4.4.2)

где

Y_F3=3,8; Y_F4=3,59; [у]_F1 =500 МПа

подставляя данные в формулу (4.4.2) получается:

у_F1= МПа<[у]_F

4.5 Расчет на прочность при действии пиковой нагрузки

у_Нmax=[у]_Hmax (4.5.1)

Где

у_H=584 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[у]_Hmax =2,8·у_Т (4.5.2)

подставляя данные в формулу (4.5.2) получается:

[у]_Hmax =2,8·750=2100 МПа

подставляя данные в формулу (4.5.1) получается:

у_Нmax= МПа<[у]_Hmax

у_Fmax=[у]_Fmax (4.5.3)

Где

у_F=88,5 МПа

К_пер=1,8- коэффициент перегрузки

[у]_Fmax =у_Flim·Y_Nmax·K_st/S_st (4.5.4)

Где

у_Flim=500Мпа- предел выносливости при изгибе

Y_Nmax=4- максимально возможное значение коэффициента долговечности

K_st=1- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки

S_st=2- коэффициент запаса прочности

подставляя данные в формулу (4.5.4) получается:

[у]_Fmax =500·4·1/2=1000 МПа

подставляя данные в формулу (4.5.3) получается:

у_Fmax= МПа<[у]_Fmax

5. РАСЧЁТ ВАЛОВ

5.1 Предварительный расчёт валов

Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

На тихоходном валу: М₃=834,6 Н·м

На промежуточном валу: М₂=217,2 Н·м

На быстроходном валу: М₁=51,4 Н·м

Входной вал

Диаметр входного конца вала d, мм по расчёту на кручение, при допускаемом напряжении на кручение [ф]=20 МПа определяется по формуле (5.1):

d= (5.1.1)

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d=23,4 мм

Принимаем d=24 мм

Диаметр мест под подшипники

d_П= d+2·t_цил (5.1.2)

t_цил=3,5 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.2) получается:

d_П=24+2·3,5=31,4 мм

Принимаем d_П=30 мм

под ведущей шестерней

d_БП=d_П+3·r (5.1.3)

r=2 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.3) получается:

d_БП=30+3·2=36 мм

Принимаем d_БП=36мм

Промежуточный вал

При допускаемом напряжении на кручение [ф]=20 МПа диаметр промежуточного вала:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d_К=37,8 мм

Принимаем d_К=38 мм

d_БК=d_К+3·f (5.1.4)

f=1,2 мм-фаска на ступице колеса

подставляя данные в формулу (5.1.4) получается:

d_БК=38+3·1,2=41,6 мм

Принимаем d_БК=42 мм

Диаметр мест под подшипники

d_П= d_К-3·r (5.1.5)

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.5) получается:

d_П= 38-2·2,5=33 мм

Принимаем d_П=35 мм

d_БП=d_П+3·r (5.1.6)

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.6) получается:

d_БП=35+3·2,5=42,5 мм

Принимаем d_БП=42 мм

Выходной вал

При [ф]=20 МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

подставляя данные в формулу (5.1.1) получается:

d=59,3 мм

Принимаем d=60 мм.

Диаметр мест под подшипники

d_П= d+2·t_цил (5.1.7)

t_цил=4,6 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.7) получается:

d_П=60+2·4,6=69,2 мм

Принимаем d_П=70 мм

d_БП=d_П+3·r (5.1.8)

r=3,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.8) получается:

d_БП=70+3·3,5=80,5 мм

Принимаем d_БП=80 мм

Диаметр мест под колесо

d_К=d_БП (5.1.9)

подставляя данные в формулу (5.1.9) получается:

d_К=80 мм

5.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Входной вал

Определение реакций опор

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Н·мм

Участок 2 ()

при Н·мм

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нм

при

Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при

Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

Промежуточный вал

Определение реакций опор

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()



при Нмм

при

Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при

Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при

Выходной вал

Определение реакций опор

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Тогда:

Н

Построение эпюры М_Х

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

Построение эпюры М_Y

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нм

при

Нмм

Участок 3 ()

при Нмм

при Нмм

Построение эпюры суммарного изгибающего момента

Участок 1 ()

при

при Нмм

Участок 2 ()

при Нмм

при Нмм

5.3 Расчет валов на усталостную прочность

Принимается материал валов - сталь 40Х, механические характеристики которой приведены в таблице (4).

Таблица 4 Механические свойства стали 40Х

Марка стали	Твердость НВ, не ниже	Механические характеристики
		МПа	МПа
Сталь 40Х	200	730	550

После того как построены эпюры изгибающих и крутящих моментов для всех валов и выбран материал валов, производится расчет валов на усталостную прочность. Он сводится к определению расчетного коэффициента запаса прочности для предположительно опасных сечений валов и сравнению его с допускаемым значением , принимаемым обычно 1,5

 (5.3.1)

где и - коэффициенты запаса на усталость по нормальным и касательным напряжениям:

(5.3.2)

(5.3.3)

где и - амплитуды напряжений цикла;

и - средние напряжения цикла;

и - коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений;

и - пределы выносливости материала детали при симметричном цикле изгиба и кручения;

и - коэффициенты концентрации напряжений, учитывающие влияние основных факторов.

Напряжения в опасных сечениях:

(5.3.4)

(5.3.5)

где - результирующий изгибающий момент в опасном сечении;

- крутящий момент;

и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

(5.3.6)

(5.3.7)

Значения и находят по зависимостям:

(5.3.8)

(5.3.9)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

и - коэффициенты, учитывающие размеры вала

и - коэффициенты, учитывающие качество обработки поверхности ;

- коэффициент, учитывающий вид поверхностного упрочнения.

Определение коэффициента запаса прочности для входного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Результирующий изгибающий момент:

 (5.3.10)

подставляя данные в формулу (5.3.10) получается:

Н·м

Крутящий момент Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

(5.3.11)

подставляя данные в формулу (5.3.11) получается:

мм

Полярный момент сопротивления сечения:

(5.3.12)

подставляя данные в формулу (5.3.12) получается:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получается:

 МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получается:

МПа

; ; = 1; =1; .

(5.3.13)

(5.3.14)

(5.3.15)

подставляя данные в формулу (5.3.15) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получается:

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

подставляя данные в формулу (5.3.8) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.9) получается:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получается:

МПа.

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

(5.3.16)

(5.3.17)

подставляя данные в формулу (5.3.16) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.17) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получается:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получается:

.

Определение коэффициента запаса прочности для промежуточного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент; концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки b =105 мм.

Результирующий изгибающий момент

подставляя данные в формулу (5.3.10) получается:

Н·м.

Крутящий момент Н·м.

Осевой момент сопротивления сечения:

(5.3.18)

где d- диаметр вала;

В- ширина шпоночного паза;

- глубина паза на валу.

подставляя данные в формулу (5.3.18) получается:

мм

Полярный момент сопротивления сечения:

(5.3.19)

подставляя данные в формулу (5.3.19) получается:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получается:

МПа

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

где =2,0; =1,7; = 1; =1; =2,6.

подставляя данные в формулу (5.3.15) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.8) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.9) получается:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получается:

МПа

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получается:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получается:

Определение коэффициента запаса прочности для выходного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Результирующий изгибающий момент:

подставляя данные в формулу (5.3.10) получается:

Н·м

Крутящий момент Н·м

Осевой момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.11) получается:

мм

Полярный момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.12) получается:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получается:

МПа

; ; = 1; =1;

подставляя данные в формулу (5.3.15) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получается:

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

подставляя данные в формулу (5.3.8) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.9) получается:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получается:

МПа

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получается:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получается:

Уменьшим диаметр выходного вала и перепроверим вал на усталостную прочность.

Принимаем d=40 мм.

Диаметр мест под подшипники

t_цил=3,5 мм- высота заплечика цилиндрического конца вала

подставляя данные в формулу (5.1.7) получается:

d_П=40+2·3,5=47 мм

Принимаем d_П=50 мм

r=2,5 мм-фаска подшипника

подставляя данные в формулу (5.1.8) получается:

d_БП=50+3·2,5=57,5 мм

Принимаем d_БП=60 мм

подставляя данные в формулу (5.1.9) получается:

d_К=60 мм

Определение коэффициента запаса прочности для выходного вала.

Наиболее опасным сечением является сечение, в котором возникает наибольший изгибающий момент.

Результирующий изгибающий момент:

подставляя данные в формулу (5.3.10) получается:

Н·м

Крутящий момент Н·м

Осевой момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.11) получается:

мм

Полярный момент сопротивления сечения:

подставляя данные в формулу (5.3.12) получается:

мм

Напряжения в опасных сечениях:

подставляя данные в формулу (5.3.4) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.5) получается:

МПа

; ; = 1; =1;

подставляя данные в формулу (5.3.15) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.13) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.14) получается:

Тогда коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала:

подставляя данные в формулу (5.3.8) получается:



подставляя данные в формулу (5.3.9) получается:

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

подставляя данные в формулу (5.3.6) получается:

МПа

подставляя данные в формулу (5.3.7) получается:

МПа

Тогда коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

подставляя данные в формулу (5.3.2) получается:

подставляя данные в формулу (5.3.3) получается:

Тогда расчетный коэффициент запаса прочности:

подставляя данные в формулу (5.3.1) получается:

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подшипники качения часто подвергаются совместному действию радиальной и осевой нагрузок; нагрузка может быть постоянной, переменной или сопровождаться ударами; вращаться может внутреннее или наружное кольцо; температура может быть нормальной, повышенной или пониженной. Все эти факторы влияют на работоспособность подшипников и должны учитываться при выборе приведенной нагрузки.

6.1 Расчет подшипников на статическую долговечность

Эквивалентная радиальная нагрузка для радиальных шарикоподшипников

(6.1.1)

где - радиальная нагрузка, Н;

- осевая нагрузка, Н;

X и Y - коэффициенты радиальной и осевой сил;

V - коэффициент вращения;

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузку;

- температурный коэффициент.

Входной вал.

Реакции опор:

Н; Н;

(6.1.2)

подставляя данные в формулу (6.1.2) получается:

Н

Н ; Н

(6.1.3)

подставляя данные в формулу (6.1.3) получается:

Н

Для выходного вала назначаются подшипники роликовые легкой серии №7506:

d=30 мм; D=62 мм; В=20 мм; динамическая грузоподъемность С_r =47,3 кН; статическая грузоподъемность С_0r =37,0 кН.

Наиболее нагруженным является левый подшипник. Для него определяется эквивалентная нагрузка, так как все колеса зубчатых передач редуктора прямозубые, то на опору действует только радиальная сила Н.

Тогда эквивалентная нагрузка

(6.1.4)

где V=1; =1,3; =1.

Тогда

подставляя данные в формулу (6.1.4) получается:

Н

Определяется расчетная долговечность

Определяется расчетная долговечность подшипника

(6.1.5)

=1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

=0,7 обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

С=С_r=47300 Н- динамическая грузоподъемность подшипника;

Р=Р_r=4272,84 Н- эквивалентная динамическая нагрузка;

m=3,33- показатель степени;

=12000 часов- требуемая долговечность подшипника;

n=950 об/мин - частота вращения вала.

подставляя данные в формулу (6.1.5) получается:

часов

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

Промежуточный вал.

Для промежуточного вала назначаются подшипники шариковые легкой серии №207:

d=35 мм; D=72 мм; В=17 мм; динамическая грузоподъемность С_r=25,5 кН; статическая грузоподъемность С_0r =13,7 кН.

Реакции опор: Н; Н;

подставляя данные в формулу (6.1.2) получается:

Н

Н; Н

подставляя данные в формулу (6.1.3) получается:

Н

Наиболее нагруженным является правый подшипник. Для него определяется эквивалентная нагрузка, так как все колеса зубчатых передач редуктора прямозубые, то на опору действует только радиальная сила Н.

Эквивалентная нагрузка

где Х=1; V=1; =1,3; =1.

Тогда

подставляя данные в формулу (6.1.4) получается:

Н.

Определяется расчетная долговечность подшипника

=1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

=0,8- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

С=С_r=25500 Н- динамическая грузоподъемность подшипника;

Р=Р_r=4266,08 Н- эквивалентная динамическая нагрузка;

m=3- показатель степени;

=12000 часов- требуемая долговечность подшипника;

n=215,9 об/мин - частота вращения вала.

подставляя данные в формулу (6.1.5) получается:

часов

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

Выходной вал.

Реакции опор: Н; Н;

подставляя данные в формулу (6.1.2) получается:

Н

Н; Н

подставляя данные в формулу (6.1.3) получается:

Н

Для выходного вала назначаются подшипники роликовые легкой серии №7214:

d=50 мм; D=90 мм; В=20 мм; динамическая грузоподъемность С_r =70,4 кН; статическая грузоподъемность С_0r =55,0 кН.

Наиболее нагруженным является правый подшипник. Для него определяется эквивалентная нагрузка, так как все колеса зубчатых передач редуктора прямозубые, то на опору действует только радиальная сила Н.

Эквивалентная нагрузка

где V=1; =1,3; =1.

Тогда

подставляя данные в формулу (6.1.4) получается:

 Н.

Определяется расчетная долговечность

Определяется расчетная долговечность подшипника

=1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;

=0,7- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

С=С_r=70400 Н- динамическая грузоподъемность подшипника;

Р=Р_r=19282 Н- эквивалентная динамическая нагрузка;

m=3,33- показатель степени;

=12000 часов- требуемая долговечность подшипника;

n=54 об/мин - частота вращения вала.

подставляя данные в формулу (4.1.5) получается:

часов

что соответствует допускаемой минимальной долговечности.

6.2 Расчет подшипников на статическую грузоподъемность

(6.2.1)

Для входного вала

подставляя данные в формулу (6.2.1) получается:

Условие выполняется

Для промежуточного вала

подставляя данные в формулу (6.2.1) получается:

Условие выполняется

Для выходного вала

подставляя данные в формулу (6.2.1) получается:

Условие выполняется

7. РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ, ШЛИЦЕВЫХ И ШТИФТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Расчет шпоночных соединений

Шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента. В данном курсовом проекте применяются призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов, и длины даются по ГОСТ 23360 - 78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Основным расчетом для призматических шпонок является условный расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки с валом и ступицей.

Условие прочности шпонки на смятие

(7.1.1)

Допускаемые напряжения смятия МПа.

Промежуточный вал

d=38мм; мм; 5 мм; длина шпонки l=25 мм; момент на ведущем валу Н•м.

подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:

МПа

что меньше .

d=38 мм; мм; 5 мм; длина шпонки l=40 мм; момент на промежуточном валу Н•м.

подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:

МПа

что больше следовательно увеличиваем диаметр вала до d=40 мм

Выходной вал

d=60 мм; мм; 6 мм; длина шпонки l=45 мм; момент на выходном валу Н•м.

подставляя данные в формулу (7.1.1) получается:

МПа

что меньше .

7.2 Проверочный расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение: D=25мм; d=22мм; z=6; f=0,3

Напряжение сжатия и условие прочности

(7.2.1)

где Т=51,4 Н·м- передаваемый вращающий момент;

z=6 - число шлицев;

А_СЖ- расчетная поверхность сжатия;

[у_CM]=100МПа- допускаемое напряжение на смятие.

(7.2.2)

где h=21мм- длина ступицы.

подставляя данные в формулу (7.2.2) получается:

мм²

(7.2.3)

подставляя данные в формулу (7.2.3) получается:

мм

подставляя данные в формулу (7.2.1) получается:

7.3 Проверочный расчет штифтового соединения

Штифт проверяется на смятие.

Условие прочности штифта на смятие

(7.3.1)

где Т_р=51,4Н·м- расчетный крутящий момент;

D₀=105 мм- диаметр окружности, на которой расположены штифты;

z=3 - число штифтов;

d_Ш=4 мм- диаметр штифта;

l_Ш =20 мм- длина штифта;

[у_CM]=120МПа- допускаемое напряжение на смятие.

подставляя данные в формулу (7.3.1) получается:

МПа.

8. ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ

8.1 Выбор системы смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Так как окружные скорости в зацеплении зубчатых передач не превышают 12,5 м/с, в данном редукторе предусмотрена картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения редуктора в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают все поверхности расположенных внутри корпуса деталей.

Объем заливаемого масла определяется из ориентировочной зависимости:

V=(0,5-0,7) л на 1 кВт передаваемой мощности.

Принимается V=3,3 л.

Для надёжного смазывания подшипников необходимо, чтобы окружная скорость колеса, погружённого в масляную ванну, превышала 3 м/с. Так как в данной конструкции это условие не выполняется, для смазки подшипников применяется консистентная смазка, закладываемая в опоры на весь период эксплуатации. Для уплотнения выходных концов валов используются резиновые армированные манжеты. Под крышки подшипников устанавливаются бумажные прокладки. На плоскость разъёма перед окончательной сборкой наносят пасту типа «Герметик». Предусмотрены так же маслоуказатель жезлового типа, сливное отверстие, закрываемое пробкой.

8.2 Смазочные материалы

Для смазки зубчатой передачи используется индустриальное масло И-Г-А-86 по ГОСТ 17479.4-87 для гидравлических систем, без присадок работающее при температуре 70С. Число 68 обозначает класс кинематической вязкости. Относительно высокая вязкость масла увеличивает его адгезионные свойства.

Для смазки подшипников используется смазка Литол-24-МЛи4/12-3 ГОСТ 21150-87 с небольшим добавлением пива, предназначенная для применения в узлах трения колёсных и гусеничных транспортных машин, промышленного оборудования и судовых механизмов различного назначения, работающих при температурах от минус 40С до плюс 120С (кратковременно, иначе добавки должны быть покрепче). Данная смазка изготавливается загущением смеси минеральных масел литиевыми мылами технической двенадцатиоксистеариновой кислоты с добавлением присадок.

9. СБОРКА И РАЗБОРКА РЕДУКТОРА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса (3;4) тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что в промежуточный вал (6) закладывают шпонку (46) и напрессовывают колесо (9) до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку (16) и устанавливают шарикоподшипники(32), нагретые в масле до 80-100С. Собранный вал укладывают в основание корпуса(3).

В ведущий вал (7) надевают распорную втулку (18) и устанавливают роликоподшипники(31). Собранный вал вставляют в корпус(3).

На ведомый вал (7) насаживают роликоподшипники(33), предварительно нагретые в масле до 80 ч 100°С. Собранный вал вставляют в корпус(3).

Собранные валы укладываются в основание корпуса редуктора(3), надевается крышка промежуточной опоры, устанавливаемая на штифты и крепящаяся болтами. Плоскость разъема корпуса редуктора покрывается предварительно пастой "Герметик" и затем надевается крышка корпуса(4). Для центровки крышка на корпус устанавливается с помощью двух штифтов(50); затем затягиваются болты(35;36), крепящие крышку к корпусу.

После этого ставятся крышки подшипников(11;12;13) с комплектом металлических прокладок для регулировки. В сквозные крышки перед установкой закладываются манжетные уплотнения(42;43). Проворачиванием валов (валы должны проворачиваться от руки) проверяется отсутствие заклинивания подшипников; после чего закрепляются крышки винтами.

Затем ввертывается пробка маслоспускного отверстия(24) и маслоуказатель(1), после чего заливается в корпус масло(52) и закрывается смотровое отверстие крышкой(23) с отдушиной(2), которая крепится винтами(38).

После всего на ведущий вал(5) устанавливается шкив(20).

При помощи ременной передачи к редуктору присоединяется электродвигатель(13).

Весь привод крепится на плите(4), и проводятся испытания.

Разборка привода осуществляется в обратной последовательности.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной конструкторской работой студента. При выполнении его закрепляются знания по курсу "Детали машин", развивается умение использовать для практических приложений сведения из ранее изученных дисциплин, приобретаются навыки работы со справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами.

Объектом курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. Наиболее распространенными объектами в курсовом проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. В данном проекте был рассмотрен редуктор. Здесь имеются зубчатые колеса, валы, подшипники, корпусные детали, уплотнительные устройства и т.д. Мне понравилось заниматься черчением в Автокаде и считать на компьютере. При проектировании редуктора нашли практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную изгибную прочность, кинематические расчеты, выбор материалов, масел, посадок и т.д.

Таким образом, курсовое проектирование по "Механике" является важным этапом обучения.

ПРИЛОЖЕНИЕ А (справочное)

Входной вал

Промежуточный вал

Выходной вал

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т.-М.:Машиностроение, 1979. - т.1 - 728 с., т.2 - 559 с., т.3 - 557 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа, 1985. - 416 с.

3. Иванов М. Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1991. - 383 с.

4. Кудрявцева В. Н. Детали машин. - Л.: Машиностроение, 1980. - 404 с.

5. Решетов Д. Н., Путин В.В. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989.

6. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. -М.: Высшая школа, 1975. - 552 с.

7. Детали машин в примерах и задачах. /С.Н. Нечупорчук, М. И. Корженцевский, В. Ф. Калачев и др. - Мн.: Высшая школа, 1981.- 432 с.

8. Курсовое проектирование деталей машин. /В. Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьевич и др.-Л.: Машиностроение, 1983. - 400 с.

9. Расчеты деталей машин: Справочное пособие /А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов. - Мн.: Высшая школа, 1986. - 400 с.

10. Ценхович Л. И., Петриченко Н. Н. Атлас конструкций редукторов. - Киев: Вища школа, 1979. - 128 с.

11. Детали машин. Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

Размещено на Allbest.ru

...