Для типового режиму навантаження 0 коефіцієнт еквівалентності K_E = 1. Обчислюємо еквівалентні навантаження:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 • 441.9 = 441.9 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 • 441.9 = 441.9 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 • 0 = 0 Н.



Попередньо призначаємо кулькові радіальні підшипники легкої серії 205. Схема установки підшипників - враспор.

Для обраної схеми установки підшипників слід:

F_a1 = F_A = 0 Н;

F_a2 = 0.

Подальший розрахунок виробляємо для більш навантаженої опори 1.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 14000 Н;

C_0r = 6950 Н.

2. Ставлення iF_a / C_0r = 1 • 0/6950 = 0.

З табл. 7.1 [1, стор.104] виписуємо, застосовуючи лінійну інтерполяцію значень (тому що значення iF_a / C_0r є проміжним) X = 0.56, Y = 2.3, e = 0.19.

3. Ставлення F_a / (VF_r) = 0 / (1 • 438.01) = 0, що менше e = 0.19 (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця). Тоді приймаємо X = 1, Y = 0.

4. Еквівалентна динамічна радіальна навантаження

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Приймаємо K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; К_т = 1 (t_роб <100^o).

P_r = (1 • 1 • 441.9 + 0 • 0) • 1.4 • 1 = 618.66 Н.

5. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a₁ = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3 (кульковий підшипник):

L_10ah = a₁a₂₃•(C_r/P_r)^k • (10⁶/60n) =

= 1 • 0.7 • (14000/618.66)³•(10⁶/60•250) = 540798 год.

6. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного: L_10ah < L'_10ah (540798 < 131400000), то призначений підшипник 205 непридатний. При необхідному ресурсі 90%.

Перевіримо роликові конічні підшипники легкої серії.

1. Для прийнятих підшипників з табл. 24.10 [1] знаходимо:

C_r = 29200 Н;

C_0r = 21000 Н;

Y = 1.6;

e = 0.37

2. Ставлення F_a / (VF_r) = 0 / (1 • 438.01) = 0, що менше e = 0.37 (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця). Тоді приймаємо X = 1, Y = 0.

3. Еквівалентна динамічна радіальна навантаження

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Приймаємо K_б [1, табл. 7.4 стр 107]; Кт = 1 (t_роб <100^o).

P_r = (1 • 1 • 441.9 + 0 • 0) • 1.4 • 1 = 618.66 Н.

4. Розрахунковий скоригований ресурс підшипника при a₁ = 1 (ймовірність безвідмовної роботи 90%, табл. 7.5 [1]), a₂₃ = 0.7 (звичайні умови застосування, див. Стор. 108 [1]), k = 3.33 (роликовий підшипник):

L_10ah = a₁a₂₃•(C_r/P_r)^k • (10⁶/60n) = 1 • 0.7 • (29200/618.66)^3.33•(10⁶/60•250) =

17506382 год.

5. Так як розрахунковий ресурс менше необхідного L_10ah < L'_10ah (17506382 < 131400000), то призначені підшипники 7205A непридатні. При необхідному ресурсі 90%.

7. Конструювання корпусних деталей

При конструюванні литий корпусної деталі стінки слід по можливості виконувати однакової товщини. Товщину стінок литих деталей прагнуть зменшити до величини, яка визначається умовами хорошого заповнення форми рідким металом. Тому чим більше розміри корпусу, тим товщі повинні бути його стінки. Основний матеріал корпусів - сірий чавун не нижче марки СЧ15. [1, стор. 257]

Призначаємо матеріалом корпусу чавун марки СЧ15.

Для редукторів товщину д стінки, що відповідає вимогам технології лиття, необхідної міцності і жорсткості корпусу, обчислюють за формулою [1, стор. 257]

де T - крутний момент на вихідному (тихохідному валу), Н • м.

д = 5 мм.

Так як д <6, то приймаємо

д = 6 мм.

Площині стінок, що зустрічаються під прямим кутом або тупим кутом, сполучають дугами радіусом r і R. Якщо стінки зустрічаються під гострим кутом, рекомендують їх з'єднувати короткої вертикальної стінкою. В обох випадках приймають: r ? 0,5д; R ? 1,5д, де д - товщина стінки. [1, стор. 257], призначаємо

r = 3 мм;

R = 9 мм;

Формувальні ухили задають кутом в або катетом a в залежності від висоти h. [1, стор. 258]

Товщину зовнішніх ребер жорсткості у їх підстави приймають рівною 0,9 ... 1,0 товщини основної стінки д. Товщина внутрішніх ребер через більш повільного охолодження металу повинна бути 0,8д. Висоту ребер приймають h_p ? 5д. Поперечний переріз ребер жорсткості виконують з ухилом. [1, стор. 258]

Часто до корпусних деталі прикріплюють кришки, фланці, кронштейни. Для їх установки і кріплення на корпусної деталі передбачають опорні пластини. Ці пластини при неточному лиття можуть бути зміщені. З огляду на це, розміри сторін опорних пластин повинні бути на величину С більше розмірів опорних поверхонь, що прикріплюються до деталей. Для литих деталей середніх розмірів С = 2 ... 4 мм. [1, стор. 258]

При конструюванні корпусних деталей слід відокремлювати оброблювані поверхні від "чорних" (необроблюваних). Оброблювані поверхні, висоту h яких можна приймати h = (0,4 ... 0,5) д. [1, стор. 258]

Для уникнення поломки свердла поверхню деталі, на якій розташована свердло на початку свердління, повинна бути перпендикулярна осі свердла. [1, стор. 258]

Корпуси сучасних редукторів окреслюють плоскими поверхнотямі, всі виступаючі елементи (бобишки, підшипникові гнізда, ребра жеткості) усувають з зовнішніх поверхонь і вводять всередину корпусу, лапи під болти кріплення до основи не виступають за габарити корпусу, вушка для транспортування редуктора відлиті заодно з корпусом. При такій конструкції корпус характеризують велика жорсткість і кращі віброакустичні властивості, підвищена міцність в місцях розташування болтів кріплення, зменшення жолоблення при старінні, можливість розміщення більшого обсягу олії, спрощення зовнішньої очищення, задоволення сучасним вимогам технічної естетики. Однак маса корпусу через це дещо зростає, а ливарна оснастка ускладнена. [1, стор. 262]

Призначаємо кріплення кришки редуктора до корпусу болтами.

Діаметр d (мм) болтів кріплення кришки приймають в залежності від крутного моменту Т (Н • м) на вихідному валу редуктора:

Призначаємо болти для кріплення кришки редуктора і корпусу М10-6g х **. 58.016 ГОСТ 7796-70.

Гайки для болтів кріплення кришки редуктора і корпусу М10-6H.5 ГОСТ 15521-70.

Шайби під гайки кріплення кришки редуктора і корпусу 10 65Г ГОСТ 6402-70 (висота 2.5 мм).

Діаметр гвинта кріплення редуктора до плити (рами): d_г ? 1,25d, де d - діаметр гвинта (болта) кріплення кришки і корпусу редуктора. [1, стор. 267]

d_г ? 1,25 • 10 ? 13 мм.

Узгоджене значення з ГОСТ.

d_г = 12 мм.

Висота шайби під цей гвинт 3 мм.



8. Конструювання кришок підшипників

Кришки підшипників виготовляють з чавуну марок СЧ15, СЧ20. [1, стор. 148]. Призначаємо матеріал кришок - чавун марки СЧ20.

Розрізняють кришки прівертние і заставні. Вибираємо прівертний тип кришок. Схема кришки зображена на рис. 10. Схема кришки з монжетним ущільненням - рис. 11.

Мал. 10 [1, рис. 8.2, а, стор. 149]

Мал. 11 [1, рис. 8.3, а, стор. 149]

Визначальними при конструюванні кришок є діаметр D отвори в корпусі під підшипник. Нижче наведені рекомендації по вибору товщини д стінки, діаметра d і числа z гвинтів кріплення кришки до корпусу в залежності від D:

D, мм ........	50 ... 62	63 ... 95	100 ... 145	150 ... 200
д, мм ........	5	6	7	8
d, мм ........	6	8	10	12
z ..............	4	4	6	6



Розміри інших конструктивних елементів кришки:

д₁ = 1,2д;

д₂ = (0,9 ... 1) д;

D_ф = D + (4 ... 4,4) d;

c ? d.

Кришки підшипників вхідного вала.

D = 47 мм.

призначаємо

д = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

д₁ = 6 мм;

д₂ = 5 мм;

D_ф = 73 мм;

c = 6 мм.

Кришки підшипників вихідного вала.

D = 52 мм.

призначаємо

д = 5 мм;

d = 6 мм;

z = 4 мм;

д₁ = 6 мм;

д₂ = 5 мм;

D_ф = 78 мм;

c = 6 мм.



9. Розрахунок пасової передачі

Розрахунок діаметра меншого шківа d₁, мм, якщо він не призначається з конструктивних міркувань виходячи з габаритів установки, виробляють за формулою М.А. Саверина:

де Р₁ - потужність на ведучому шківі, кВт; n₁ - частота обертання ведучого шківа, об / хв.

Маючи n₁ = 1447.5 об / хв і необхідну потужність для приводу Р₁ = 6.74 кВт, і використовуючи коефіцієнт 1200, отримуємо:

d₁ = 200 мм.

Розрахунковий діаметр ведучого шківа не повинен бути менше мінімально допустимого і прийнятого за рекомендаціями табл. в залежності від попередньо призначеного матеріалу і типу ременя.

число прокладок	Гумовотканинні ремені з каркасом з тканини
	Б-800, Б-820	БКНЛ-65, БКНЛ-65-2
	з прошарками	без прошарків	з прошарками	без прошарків
3	180/140	140/112	140/112	125/90
4	224/180	200/140	180/140	160/112
5	315/224	250/180	224/180	200/140
6	355/315	315/224	280/200	224/180
синтетичні ремені
Товщина d, мм	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2
dmin, мм	28	36	45	56	63	71	80	90	100

У даній роботі ми не визначаємо конструкцію шківів, а визначаємо тільки значення діаметрів, щоб в подальшому визначити тягове зусилля ременя, яке необхідно для розрахунку вала на міцність.

Округлимо отримане значення діаметра до значення із стандартного ряду Ra:

d₁ = 200 мм.

Визначимо діаметр веденого шківа за формулою:

d₂ = d₁ • 0,99 • Uр,

де U_р - заданий передавальне відношення пасової передачі (U_р = 2), а коефіцієнт 0,99 є коефіцієнт пружного ковзання, що приймається для гумотканинних ременів.

d₂ = 396 мм.

Округлимо отримане значення діаметра до найближчого значення із стандартного ряду Ra:

d₂ = 400 мм.

Дійсне передавальне число пасової передачі:

U_р = d₂ / (0,99 • d1);

U_р = 2.02.

Визначимо тягове зусилля ременя на вал.

F_р = T₁ / d₂;

де T₁ - момент на вхідному валу редуктора.

F_р = 1000•42.49/400 = 106.2 Н.



10. Розрахунок валів на міцність

Розрахунок на статичну міцність. Перевірку статичної прочтності виконують з метою попередження пластичних деформацій в період дії короткочасних перевантажень (наприклад, при пуску, розгоні, реверсування, гальмування, спрацювання зливного пристрою). [1, стор. 165]

Величина навантаження залежить від конструкції передачі (приводу). Так при наявності запобіжної муфти величину перевантаження визначає момент, при якому ця муфта спрацьовує. При відсутності запобіжної запобіжної муфти можливе перевантаження умовно приймають рівною перевантаження при пуску приводного електродвигуна. [1, стор. 165]

У розрахунку використовують коефіцієнт перевантаження K_п = T_max / T, де T_max - максимальний короткочасний діючий крутний момент (момент перевантаження);

T - номінальний (розрахунковий), що обертає. [1, стор. 165]

Коефіцієнт перевантаження вибирається по довідковій таблиці 24.9 [1]. Для обраного двигуна:

K_п = 2.2.

У розрахунку визначають нормальні у і дотичні ф напруження в перерізі вала при дії максимальних навантажень:

у = 10³M_max / W + F_max / A; ф = 10³Mк_max / W_к,

де - сумарний згинальний момент, Н • м;

Mк_max = T_max = K_пT - крутний момент, Н • м;

F_max = K_пF - осьова сила, Н;

W і W_к - моменти опору перерізу валу при розрахунку на вигин і кручення, мм³;

A - площа поперечного перерізу, мм². [1, стор. 166]

Приватні коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруг (межі плинності ут і ф_т матеріалу см. Табл. 10.2 [1]) [1, стор. 166]:

S_ту = у_т/у; S_тф = ф_т/ф.

Загальний коефіцієнт запасу міцності за межею текучості при спільній дії нормальних і дотичних напружень [1, стор. 166]

Статичну міцність вважають забезпеченою, якщо Sт ? [S т], де [S т] = 1,3 ... 2 - мінімально допустиме значення загального коефіцієнта запасу по плинності (призначають в залежності від відповідальності конструкції і наслідків разруженія вала, точності визначення навантажень і напруг, рівня технології виготовлення і контролю). [1, стор. 166]

Мал. 12 [рис. 10.13, в]

Моменти опору W при вигині, Wк при крученні і площа A обчислюють за нетто-перетину для вала з одним шпонковим пазом [1, стор. 166]:

W = рd³/32 - bh(2d-h)²/(16d);

W_к = рd³/16 - bh(2d-h)²/(16d);

A = рd²/4 - bh/2.

При розрахунках приймають, що насаджені на вал деталі передають сили і моменти валу на середині своєї ширини. [1, стор. 164]

10.1 Вхідний вал

Розрахунок на статичну міцність. Розрахунок на міцність проводиться за допомогою програмних засобів сайта http://sopromat.org

Довжини ділянок для всіх схем вала:

L₁ = 29 мм; L₂ = 29 мм; L₃ = 33.5 мм; L₄ = 12.5 мм.

Діючі номінальні навантаження:

F_t = 2428 Н (тягове навантаження в зачепленні);

F_r = 883.79 Н (радіальна навантаження в зачепленні);

F_a = 0 Н (осьова навантаження в зачепленні);

F_р = 106.2 Н (тягова сила ременя);

T = 42.49 Н • м.

У розрахунковій схемі передбачається, що поздовжня вісь ременя паралельна дії тягового навантаження в зачепленні передачі.

Розрахункова схема вала для побудови епюри M_x (на схемі P_y (b) = F_r):

Епюра M_x:

Розрахункова схема вала для побудови епюри M_y (на схемі P_y (b) = F_t, P_y (d) = F_р):

Епюра M_y:

Розрахункова схема вала для побудови епюри N:

Епюра N (осьові фактори):



Розрахункова схема вала для побудови епюри M_кр:

Епюра M_кр:

Очевидно, що небезпечним є місце зубчастого зачеплення, в якому діють всі види внутрішніх факторів. Розглянемо його:

M_x = 12815 Н•мм; M_y = 33427 Н•мм;

F = 0 Н; M_к = 42 Н•м;

M_max = 78758.4 Н•мм;

F_max = 2.2 • 0 = 0 Н;

M_кmax = 2.2 • 42 = 92.4 Н•м.

Розрахунковий діаметр в перерізі вала-шестерні: d = 24.5 мм.

W = 1443.77 мм³; W_к = 2887.54 мм³;

A = 471.44 мм².

у = 54.55 МПа; ф = 32 МПа

Приватні коефіцієнти запасу:

S_Tу = 13.75; S_Tф = 14.06;

Загальний коефіцієнт запасу: S_T = 9.83

Отриманий коефіцієнт запасу не дає сумніви в міцності вала. Приймаємо раніше розраховані параметри остаточними.

10.2 Вихідний вал

Розрахунок на статичну міцність. Розрахунок на міцність проводиться за допомогою програмних засобів сайта http://sopromat.org

Довжини ділянок для всіх схем вала:

L₁ = 29 мм; L₂ = 29 мм; L₃ = 36.5 мм; L₄ = 14 мм.

Діючі номінальні навантаження:

F_t = 2428 Н (тягове навантаження в зачепленні);

F_r = 883.79 Н (радіальна навантаження в зачепленні);

F_a = 0 Н (осьова навантаження в зачепленні);

T = 238.63 Н • м.

Розрахункова схема вала для побудови епюри M_x (на схемі P_y (b) = F_r):

Епюра M_x:



Розрахункова схема вала для побудови епюри M_y (на схемі P_y (b) = F_t):

Епюра M_y:

Розрахункова схема вала для побудови епюри N:

Епюра N (осьові фактори):



Розрахункова схема вала для побудови епюри M_кр:

Епюра M_кр:

Очевидно, що небезпечним є місце зубчастого зачеплення, в якому діють всі види внутрішніх факторів. Розглянемо його:

M_x = 12815 Н•мм;

M_y = 35206 Н•мм;

F = 0 Н;

M_к = 239 Н•м;

M_max = 82424.8 Н•мм;

F_max = 2.2 • 0 = 0 Н;

M_кmax = 2.2 • 239 = 525.8 Н•м.

Діаметр в перерізі: d = 31.5 мм.

Розміри шпоночно з'єднання (див. Рис. 12): b = 10 мм; h = 8 мм.

W = 2588.38 мм³;

W_к = 5656.92 мм³;

A = 739.31 мм².

у = 31.84 МПа;

ф = 92.95 МПа.

Приватні коефіцієнти запасу:

S_Tу = 23.56;

S_Tф = 4.84;

Загальний коефіцієнт запасу:

S_T =4.74.

Отриманий коефіцієнт запасу не дає сумніви в міцності вала. Приймаємо раніше розраховані параметри остаточними.



11. Вибір манжетних ущільнень

Призначимо манжети по ГОСТ 8752-79. Вибір манжети здійснюється таким чином, щоб узгоджувалися діаметр отвору манжети і діаметр валу d, зовнішній діаметр D1, ширина манжети h1 з соотеветсвующімі розмірами.

Мал. 13 [1, стор. 430]

В даному проектному розрахунку при підборі манжет будемо враховувати тільки рівність діаметра вала і отвору манжети.

Призначаємо тип манжет 1. Зовнішній діаметр D₁ відповідає ряду 1 ГОСТу.

11.1 Вхідний вал

Розміри манжети з ГОСТ 8752-79:

d = 20 мм;

D₁ = 40 мм;

h₁ = 8 мм.

11.2 Вихідний вал

Розміри манжети з ГОСТ 8752-79:

d = 25 мм;

D₁ = 42 мм;

h₁ = 8 мм.



12. Вибір мастильних матеріалів і системи змащування

Для зменшення втрат потужності на тертя, зниження інтенсивності зношування поверхонь тертя, їх охолодження і очищення від продуктів зносу, а також для запобігання від заїдання, задирів, корозії повинно бути забезпечено надійне змащування поверхонь тертя. [1, стор. 172]

Для змазування передач широко застосовують картерів систему. В корпус редуктора або коробки передач заливають масло так, щоб вінці коліс були в нього занурені. Колоса при обертанні увдекают масло, розбризкуючи його всередині корпусу. Масло потрапляє на внутрішні стінки корпусу, звідки стікає в нижню його частину. Усередині корпусу утворюється суспензія часток масла в повітрі, яка покриває поверхню розташованих усередині корпусу деталей. [1, стор. 172]

Картера змазування пріменются при окружної швидкості зубчастих коліс і черв'яків від 0,3 до 12,5 м / c. При більш високих швидкостях масло скидає з зубів відцентрова сила і зачеплення працює при недостатньому змащення. Крім того, помітно зростають втрати потужності на перемішування масла, підвищується його температура. [1, стор. 172]

Окружна швидкість проектованого зачеплення (див. Пункт "Розрахунок міжосьової відстані"): н = 1.76 м/с.

Картерной система змащування підходить для проектованої передачі.

Вибір мастильного матеріалу заснований на досвіді експлуатації машин.

Переважне застосування мають масла. Принцип призначення сорти масла наступний: чим вище окружна швидкість колеса, тим менше повинна бути в'язкість масла і чим вище контактні тиску в зачепленні, тим більшою в'язкістю повинно володіти масло. Тому необхідну в'язкість масла визначають в залежність від контактного напруги про окружної швидкості коліс (табл. 10).



Таблиця 10

Контактні напруги уH, МПа	Рекомендована кінематична в'язкість, мм2 / c при окружної швидкості м / c
	до 2	2 ... 5	св. 5
Для зубчастих передач при 40о C
до 600 600 ... 1000 1000 ... 1200	34 60 70	28 50 60	22 40 50
Для черв'ячних передач при 100о C
до 200 200 ... 250 250 ... 300	25 32 40	20 25 30	15 18 23

Для граничного контактного напруги 800.1 МПа і окружної швидкості 0.93 м / с вибираємо рекомендоване значення кінематичної в'язкості масла 60 мм² / c.

За табл. 11 вибирають марку масла для змащування зубчастих і черв'ячних передач. [1, стор. 172]

Таблиця 11

Марка масла	Кінематична в'язкість, мм2 / c
Для зубчастих передач при 40о C
І-Л-А-22 І-Г-А-32 І-Г-А-46 І-Г-А-68	19 ... 25 29 ... 35 41 ... 51 61 ... 75
Для черв'ячних передач при 100о C
І-Г-С-220 І-Т-С-320 Авіація. МС-20 циліндровим 52	14 20 20,5 52

Для рекомендованої в'язкості 60 мм² / c вибираємо масло індустріальне І-Г-А-68.

Рівень занурення повинен бути таким, щоб в масло були занурені вінці зубчастого колеса і шестерні, тому що швидкість в щепленні менше 1 м / с.

13. Підбір муфти

Основною характеристикою для вибору муфти є номінальний крутний момент Т, Нм, встановлений стандартом. Муфти вибирають по більшому діаметру кінців з'єднувальних валов і розрахунковому моменту Т_р, який повинен бути в межах номінального:

Т_р = К_рТ₁? Т

Для з'єднання редуктора з двигуном орієнтовно була обрана сполучна муфта:

Муфта пружна втулочно-пальцева 200-63-I ГОСТ 21424-93

Виконуємо перевірку обраної муфти.

Муфта є придатною при виконанні умови:

Т_муфт>Т_раз•K_р, де

Т_муфт = 2000 Н•м,

Т_роз = Т₁ = 1409,134 Н•м,

K_р - коефіцієнт режима навантаження, K_р = 1,25

Т_муфт = 2000 Н•м >1409,134• 1,25 = 1761,4 Н•м.

Умова виконується, отже, обрана муфта підходить.

14. Порядок складання приводу, виконання необхідних регулювальних робіт

Збірка редуктора здійснюється в наступній послідовності: насаджує на вали зубчасті колеса і шестерні, потім одягаються стопорні кільця, наполегливі втулки для підшипників і самі підшипники. Після цього зібрані вали встановлюються в корпус редуктора і заливається масло. Мастило підшипникових вузлів здійснюється за допомогою солідолу безпосередньо заправленого в підшипники.

Потім на корпус редуктора встановлюється кришка. Центрування кришки здійснюється за допомогою центруючих штифтів. Потім кришка пригвинчується до корпусу редуктора, стик покривається герметиком.

Наступний етап збірки - регулювання зубчастого зачеплення і натягу в підшипниках. Регулювання зубчастого зачеплення здійснюється за допомогою регулювальних втулок, які встановлюються в отвори під підшипники, потім встановлюють кришки підшипників і загвинчують болти, але не затискаючи їх.

Провертаючи вхідний вал редуктора, в оглядовому вікні спостерігаємо, як відбувається зачеплення зубчастих коліс. Для цього на шестернях, по середині, робимо зарубку крейдою, провертає вал, і дивимося на відбиток крейди на зубчастому колесі. Якщо відбиток знаходяться приблизно по середині зубчастого колеса, то колеса встановлені правильно, якщо немає, то знімаються кришки підшипників, виймаються регулювальні втулки, підточуються, встановлюються знову і процедура регулювання зубчастого зачеплення повторюється знову.

Регулювання підшипників проводиться за допомогою набору прокладок, встановлених під кришкою. Під кришки підшипників встановлюється набір прокладок і виглядає плавність ходу валів. При необхідності прокладки додаються або прибираються. Регулювання зачеплення здійснюється за допомогою регулювальної гайки.

Список використаної літератури

1. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П., Конструювання вузлів і деталей машин: Учеб. посібник для техн. спец. вузів. - 6-е изд., Ісп. - М.: Вища. шк., 2000. - 447 с., іл.

2. Анурьев В.І. Довідник конструктора - машинобудівника. У 3-х томах. Т.1. - 6е вид., Перераб і доп. - М.: Машинобудування, 1982. - 736с.: Ил.

3. Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навч. посібник для технікумів. - М.: Высш. школа, 1991 р

4. Анур'єв В.І. довідник конструктора - машинобудівника: в 3-х томах. - М.: Машинобудування, 2001

5. Дунаєв П.Ф., Леликов О.П. Деталі машин. Курсове проектування. - Вища школа, 1990

6. Куркин В.И. Детали механизмов радиоустройств / В.И. Куркин - М.: Издательство «Недра», 2005. - 114 с.

7. Электромеханические устройства РЭА: учеб. для втузов [текст] / Е.М. Парфенов, В.В. Чанцев [и др.]; под ред. Е.М. Парфенов. - М.: Высшая школа, 2003. - 496 с.

8. Чубяро Д.Д. Конструирование деталей и узлов радиоаппаратуры / Д.Д. Чубяро. - М.: Изд-во «Недра», 2009. - 220 с.

9. Расчет механических элементов, радиомеханических устройств; под редакцией Е.С. Полищука. - Киев: Высшая школа, 1994. - 230 с.

10. Основы конструирования элементов радиоаппаратуры. / А.Л. Харинский. Ленинград: Энергоиздат, 1997. - 260 с.

11. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: справочник / В.И. Алексеев [и др.]; под ред. Э.Б. Булгакова. М.: Машиностроение, 1981. -376 с.

12. Коробова, Н.П. Синтез плоских кулачковых механизмов / Н.П. Коробова, В.И. Журавлев. - М.: МАИ, 1998. - 40 с.

13. Мангушев, Р.А. Механика грунтов. Решение практических задач: учебное пособие для среднего профессионального образования / Р.А. Мангушев, Р.А. Усманов. - 2-е изд., испр. и доп. - Москва: Издательство Юрайт, 2019. - 109 с.

14. Прошкин, С.С. Механика. Сборник задач: учебное пособие для среднего профессионального образования / С.С. Прошкин, В.А. Самолетов, Н.В. Нименский. - Москва: Издательство Юрайт, 2019. - 293 с.

15. Чаплыгин, С.А. Механика жидкости и газа. Математика. Общая механика. Избранные труды / С.А. Чаплыгин. - Москва: Издательство Юрайт, 2019. - 429 с.

Размещено на allbest.ru

...