Детали машин и основы конструирования

Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД

Курсовой проект по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

Пояснительная записка

СТ. КПДМ. 008 П3

Руководитель Гвоздев В. Д. / /

Исполнитель

студент гр. ТДМ-311 Кузьмина В.Ф. / /

2013 г.



Содержание

Введение

1. Техническая характеристика привода

2. Кинематический и силовой расчеты привода

3. Описание конструкции редуктора

4. Расчет клиноременной передачи

5. Расчет зубчатых колес

6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

8. Конструкция и проектный расчет валов

9. Конструкция и расчет размеров зубчатых колес

10. Выбор смазочных материалов

11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

12. Проверочный расчет валов

13. Проверочный расчет подшипников качения

14. Конструирование подшипниковых узлов

15. Выбор муфт

16. Расчет на усталостную прочность

17. Расчет шпоночных соединений

Список литературы



Введение

привод редуктор конструирование зубчатый

Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 -цилиндрический редуктор; 4 - муфта; 5 - барабан

Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя (1) через ременную передачу (2) передаётся на быстроходный вал редуктора (3). Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту (4) передается на исполнительный механизм (5). Редуктор состоит из одной ступени. Ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя n_сх= 1500 мин^-1;

2. Частота вращения на выходе n_б= 180 мин^-1;

3. Вращающий момент на выходе T_б= 312 Нм;

4. Срок службы привода L_г= 4000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.

Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода: Относительная нагрузка: k₁=1 ; k₂=0,8 ; k₃=0,5 . Относительное время работы: l₁=0,2 ; l₂=0,6 ; l₃=0,2 . Характер нагрузки: спокойная.



1. Техническая характеристика привода

1.1 Электродвигатель 4А132S4 ГОСТ 19523-81

Мощность Р_ДВ = 7,5 кВт;

Частота вращения вала n_ДВ = 1455 мин^-1 ;

Величина скольжения S = 3% ;

Отношение пускового момента к номинальному ;

Диаметр вала двигателя d = 38мм.

1.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-40-I1 ГОСТ 21424-75

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н•м;

Допускаемая частота вращения: n = 3800 мин^-1 ;

Диаметр на вал электродвигателя: d₁ = 38 мм;

Диаметр на вал редуктора: d₂ = 40 мм;

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм;

Рабочая длина на валу редуктора: l = 80 мм.

1.3 Одноступенчатый цилиндрический шевронный редуктор

КПД редуктора: з_ред = 0,96;

Передаточное число редуктора: u_р = 2,69

Частота вращения валов редуктора: n_Б = 485 мин^-1 , n_Т = 180 мин^-1

Вращающие моменты на валах: Т_Б = 119,5 Н•м, Т_Т = 315,15 Н•м;

Габариты редуктора:

- длина: 355 мм,

- ширина: 408 мм,

- высота: 260 мм.

1.4. Привод.

КПД привода: з_пр = 0,89;



2. Кинематический и силовой расчёты привода

2.1 Определяем КПД привода

з_пр = з_р.п · з_ред · з_м• з_п(1)

з_р.п = 0,95;

з_м = 0,98 ;

з_п = 0,99 ;

где з_пр - КПД привода;

з_р.п - КПД ременной передачи;

з_ред - КПД редуктора;

з_м - КПД соединительной муфты;

з_п - КПД пары подшипников.

з_пр = 0,95 · 0,97 · 0,98 •0,99= 0,89.

Определяем КПД редуктора:

(2)

где з_шп - КПД шевронной передачи

з_1ст = 0,98

з_n - КПД пары подшипников; з_n = 0,99

2.2 Находим требуемую мощность электродвигателя

(3)

2.3 Выбираем электродвигатель 4А132S4 ГОСТ 19523-81 , мощность которого

Р_дв = 7,5 кВт

Величина скольжения

S = 3%

Частота вращения вала двигателя:

(4)

2.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение привода

(5)

2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода

Согласно рекомендации книги [1], принимаем U_р.п=3 , тогда:

U_ред= (6)

U_ред== 2 ,69

2.6 Вычисляем частоты вращения валов

Вал двигателя: n_дв=1455

Быстроходный вал редуктора:

(7)

Тихоходный вал:

(8)

2.7 Вычисляем вращающие моменты на валах

Тихоходный вал редуктора:

Т_тих=Т_исп/ з_м = 312/0,99=315,15 Н•м (9)

Быстроходный вал:

Т_бх=(Т_тих/U_р)/ з_р=(315/2,69)/(0,99²)=119,5 Н•м (10)

Вал двигателя:

Т_дв=Т_бх/(U_р.п/ з_р.п )=119,5/(3/0,95)=37,93 Н•м (11)



3. Описание конструкции редуктора

Рисунок 3.- Конструкция редуктора.

Конструкцию редуктора составляет шевронная цилиндрическая передача.

В качестве опор быстроходного вала (13) используем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии (34), так как они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала (8) принимаем подшипники радиальные легкой серии (33), так как они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки , действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях, наиболее дешевые и распространенные на рынке.

Валы выполняем ступенчатыми, для удобства посадки на них деталей.

На тихоходном валу установлено шевронное колесо (7) . Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала - шестерни (13) выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

Подшипники закрепляются в корпусе (18) и крышками подшипниковых гнезд.

Наружные кольца подшипников быстроходного вала упираются в крышки подшипниковых гнезд быстроходного вала (11) и (13). В крышке (11) имеется отверстие для выхода хвостовика быстроходного вала и установлена резиновая армированная манжета (32) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Подшипниковые гнезда тихоходного вала закрываются крышками (10) и (5). В крышке (5) имеется отверстие для выхода хвостовика тихоходного вала и установлена резиновая армированная манжета (31) для предотвращения протекание масла через это отверстие.

Все крышки подшипниковых гнезд затягиваются винтами (20). Между крышками и корпусом установлены прокладки (4) и (9) для предотвращения протекания масла.

Корпус редуктора выполняем разъемным, состоящим из крышки и основания. Изготавливаем корпус литьем из серого чугуна СЧ 15.

Для установки редуктора на фундаментной плите или раме в основании корпуса (18) имеется четыре отверстия под фундаментные болты.

Для фиксации крышки и основания корпуса друг относительно друга, используется два конических штифта (30), устанавливаемых без зазора.

Для смазки зубчатых передач и подшипников редуктора используем масло И-30 А. Объем масла - 1,75 л.

Для заливки масла и осмотра редуктора, в крышке корпуса предусмотрено отверстие, закрываемое крышкой.

Для контроля уровня масла, в основании корпуса установлен жезловый маслоуказатель.

Для удаления масла и промывки редуктора в нижней части корпуса сделано отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.



4. Расчет клиноременной передачи

Определяем максимальный крутящий момент

, (12)

где (13) ;

=2, =0 при работе в 1 смену.

Далее выбираем стандартное сечение ремня тип Б с площадью поперечного сечения А=138 мм². [4, табл. 3.]

Выбираем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда: D₁=135 мм

Определяем диаметр ведомого шкива .

= D₁ =0,985•3,00•135=398,9 мм. (14)

Полученный результат округляем до стандартного значения.

Уточняем передаточные числа:

и (15)

Следовательно, окончательно принимаем размеры шкивов полученных после округления.

Определяем межосевое расстояние

(16)

(17)

где h - высота ремня, мм [4, табл. 4.]

Длина ремня определится как

(18)

где - среднее значение.

Принимаем ближайшее стандартное значение l из ряда длин ремней. l=1800 мм.

Корректируем межосевое расстояние

(19)

Определяем угол охвата малого шкива

(20)

Находим линейную скорость ремня

(21)

Определяем расчетную мощность передаваемую одним ремнем

(22)

где - мощность, передаваемая одним ремнем [4, табл. 5.]

= 0,91 - коэффициент угла обхвата [4, табл. 6.]

= 0,95 - коэффициент длины ремня [4, табл. 7.]

= 1,14 - коэффициент передаточного отношения ременной передачи [4, рис.5]

= 1,2 - коэффициент режима работы [4, табл. 8.]

Определяем требуемое число ремней в передаче

(23)

где =0,95 - коэффициент числа ремней [4, табл. 7.]

Принимаем z=4.

Рассчитываем силу предварительного натяжения одного ремня

(24)

Радиальная сила, действующая на выходной конец вала

(25)

Частота пробегов ремня

(26)

Конструкция шкивов и их размеры

Шкивы изготавливаем литыми из чугуна марки СЧ 15. Шкивы состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал. Шкив изготавливаем с диском, в котором предусматриваем отверстия круглой формы для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической обработке.

Ширина шкива

(27)

где z - число ремней.

Толщина обода (28)

Принимаем

Толщина диска (29)

Принимаем С=18 мм.

Диаметр ступиц (30)

Длина ступиц (31)

Принимаем

Диаметр выступов шкива (32)



5. Расчёт зубчатых передач

5.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация или улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;

(192…240) НВ,НВ=230[3, стр161]

Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;

(170…217)НВ,НВ=200

5.2 Вычисление базового значения предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшение и нормализация

у_нlimb=2·HB+70 (33) [2, табл. 3,2]

Для шестерни:

у_нlimb₁= 2·230 + 70 = 530 МПа.

Для колеса:

у_нlimb₂ = 2·200 + 70 = 470 МПа

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:

у⁰_Flimb= 1,8 НВ; (34) [2, табл. 3,9]

у⁰_Flimb1= 1,8 · 230 = 414 МПа;

у⁰_Flimb2= 1,8 · 200 = 360 МПа.

5.3 Определение базового числа циклов переменных напряжений

N_H0=30HBср^2,4 (35) [1, стр. 13]

N_HO1=30•216^2,4=1,201•10⁷ МПа

N_HO2=30•194^2,4=0,92•10⁷ МПа

5.4 Определение фактического числа циклов перемены напряжений

По контактным напряжениям:

(36)

(37)

по напряжениям изгиба:

(38)

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

N_FE2=N_FE1=4,19•10⁷

N_F0=4•10⁶



5.5 Вычисление коэффициента долговечности

по контактным напряжениям.

; (39)

Для шестерни:

;

Так как N_НЕ1> N_Н01, то принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

Так как N_НЕ2> N_Н02, то принимаем K_HL2=1.

по напряжениям изгиба.

Так как N_FE1 > 4•10⁶ и N_FE2 > 4•10⁶, то принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

5.6. Определение допускаемых контактных напряжений

; (40)

- коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2, стр. 33]

МПа;

МПа;

Для шевронных передач

МПа ; (22)

Так как , то принимаем МПа .

5.7 Определение допускаемых напряжений изгиба

(41)

где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2, таб. 3.9]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для штамповки = 1,0[2, стр. 44]

МПа;

МПа.



6. Проектный расчет цилиндрической шевронной передачи

6.1 Определение межосевого расстояния из условия обеспечения контактной прочности зуба

(42)

Предварительно принимаем К_Н = 1,2 [2, стр.32]

Ш_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ш_ba= 0,5 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=125 мм [2, стр.36]

6.2 Определение модуля зацепления

m_n=(0,01…0,02)·а_W=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм

принимаем m_n=2,5 мм [2, стр. 36].

6.3 Определение основных параметров зубчатых колес

Назначаем угол наклона зубьев в = 30є

Определяем число зубьев шестерни и колеса б_w

Z₁= (43)

Z₂=

6.4 Рассчитываем геометрические параметры зубчатых колес

Уточняем угол наклона зубьев:

(45)

Диаметры делительных окружностей:

d₁= мм (46)

d₂= мм (47)

Диаметры окружностей вершин:

d_а1=d₁+2•m_n= +2•2,5=73,965 мм (48)

d_а2=d₂+2•m_n= +2•2,5=186,034 мм (49)

Диаметры окружностей впадин:

d_f1 = d₁ - 2,5·m_n = - 2,5·2,5 = 62,715 мм; (50)

d_f2 = d₂ - 2,5·m_n = - 2,5·2,5 = 174,784 мм; (51)

Ширина зубчатого венца:

b₂= Ш_ba•б_w=0,5•125=63 мм (52)

b₁=b₂+5=63+5=68 мм (53)



6.5 Вычисление окружной скорости в зацеплении

(54)

Назначаем 9 степень точности зубчатых колес по ГОСТ 1643-81

6.6 Определение коэффициента нагрузки

K_H=K_Hв·K_Hб·K_HV =1,04 •1,1•1=1,144 ; (55)

где K_Hб - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hб=1,1 [2, табл 3,4]

K_HV - коэффициент динамической нагрузки,

K_HV=1 [2, табл. 3,6]

К_Hв=1,04 [2, табл. 3,5]



7. Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи

7.1 Вычисляем фактические контактные напряжения

МПа (56)

(57)

Принимаем b₂ = 70 мм, b₁=75 мм; тогда у_Н= 431 Мпа,

и уточняем Ш_bd = b₂/d₁ = 70/ = 1,01 .

7.2 Определение коэффициента нагрузки

Для отношения Ш_bd = b₂/d₁ = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К_Нв = 1,04[2, табл. 3.1]

7.3 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Для отношения Ш_bd = b₂/d₁ = 70/ = 1,01 , при симметричном расположении колес относительно опор, К_Fв=1,10; [2, табл. 3.7]

Принимаем К_Fх = 1,1 [2, табл. 3.8]

Уточняем коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fв · К_Fх = 1,1· 1,1 = 1,21 ; (58)

Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е_б :

(59)

Определение коэффициента, учитывающего многопарность зацепления:

(60)

Определение коэффициента, учитывающего наклон контактной линии:

; (61)

Определение эквивалентного числа зубьев:

; (62)

; (63)

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_F1 = 3,70[2, стр. 42]

Y_F2 = 3,6[2, стр.42 ]

Вычисление напряжения изгиба:

; (64)

МПа < [у] _F1 ;

МПа < [у] _F2 ;

7.4 Выполнение проверочного расчета на статическую прочность от действия перегрузок

;

Определение коэффициента перегрузки:

; (65)

Определение контактного напряжения:

у_Hmax = у_H · = 431· = 649 МПа ; (66)

Определение изгибных напряжений:

у_Fmax1= у_F1· К_max = 49 · 2,27 = 111,3 МПа ; (67)

у_Fmax2= у_F2· К_max = 51 · 2,27 = 115,8 МПа . (68)



Для термообработки улучшение и нормализация:

[у]_Hmax = 2,8 · у_Т(69)

[у]_Fmax = 0,8 · у_Т (70)

где у_Т - предел текучести материала.

Для колеса у_Т = 340 МПа ;

[у]_H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у_Hmax ;

[у]_F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у_F2max ;

Условие статической прочности выполняется.



8. Конструкция и проектный расчет валов

Валы изготавливаем из стали 45. Назначаем термообработку улучшение.

Согласно рекомендации книги [2, стр.161] принимаем допускаемое напряжение на кручение [ф] = 20 Н/мм² .

8.1 Расчет быстроходного вала

Для выполнения быстроходного вала принимаем ступенчатую конструкцию. Такой выбор облегчает установку подшипников и уплотнения на валу. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция быстроходного вала показана на рисунке 4.

Рисунок 4. - Быстроходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика быстроходного вала.

мм (71)

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. Принимаем d_хв1 = 32 мм.

Принимаем длину хвостовика l_хв = 80 мм.

Для соединения вала со шкивом ременной передачи используем шпоночное соединение.

Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.

Выбираем шпонку 10x8x70 ГОСТ 23360-78.

Находим значение диаметра вала под уплотнение.

(72)

где h_ш - высота шпонки

t₁ - глубина шпоночного паза на хвостовике.

Принимаем t₁=5 мм и h_ш=8 мм.

d_y1?32 + (8 - 5) =35 мм. (73)

Принимаем d_y1=35 мм под стандартное уплотнение.

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d_n1=35 мм. Примем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. [1, табл. 24.13]

Определяем диаметр вала под шестерню.

Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d_n1 .

d_ш1 = d_n + 2·f + 2 = 35 + 2·2 + 2 = 41 мм, (74)

где f = 2 - размер фаски на внутреннем кольце роликоподшипника серии № 2207 ГОСТ 8328-75.

Для уменьшения количества точно обрабатываемых поверхностей, повышения жесткости шестерню выполняем вместе с валом

Согласно рекомендации книги [1] определяем диаметр фрезы, нарезающей зубья D_ф = 80 мм.

Выполняем фаску на шестерне n = 0,6 мм.

По рекомендации книги [2] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.

§ Диаметр хвостовика : n6.

§ Диаметр под уплотнение: d11.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Ширина шпоночного паза: N9

По рекомендации книги [1,табл.22.2] назначаем значения шероховатостей поверхностей.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Под подшипники: Rа = 1,25 мкм.

§ Под уплотнение: Rа = 0,32 мкм.

§ Торцов заплечика вала, в которые упираются подшипники:

Rа = 2,5 мкм.

§ Шпоночного паза: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски,радиусы галтелей на валах: Rа = 6,3 мкм.

По рекомендации книги [1] назначаем допуски формы и расположения.

· Допуск перпендикулярности торца вала, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 012

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений : 0,008

· Допуск соосности посадочной поверхности для шкива, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,030

· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:

0,01 мм.

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.

8.2 Расчет тихоходного вала

Для выполнения тихоходного вала принимаем также ступенчатую конструкцию. Установку колеса на вал производим механической сборкой. Для уменьшения концентрации напряжений и облегчения изготовления вала, на переходных участках выполняем галтели, радиусом r = 1 мм. На концах вала выполняем фаску С =2,5 мм.

Конструкция тихоходного вала показана на рисунке 5.

Рисунок 5.- Тихоходный вал.

Определяем значение диаметра хвостовика тихоходного вала.

мм (75)

Принимаем d_хв2 = 40 мм, согласно выбранной муфте.

Принимаем длину хвостовика l_хв = 82 мм, равной длине посадочной поверхности муфты.

Для передачи вращения от хвостовика вала к муфте используем шпоночное соединение.

Длину шпонки принимаем на 10 мм меньше длины хвостовика вала.

Выбираем шпонку 12x8x70 ГОСТ 23360-78.

Находим значение диаметра вала под уплотнение.

(76)

где h_ш - высота шпонки

t₁ - глубина шпоночного паза на хвостовике.

Принимаем t₁=5 мм и h_ш=12 мм.

d_y2?40 + (12 - 5) = 47 мм. (77)

Принимаем d_y2=48 мм под стандартное уплотнение. [2, табл. 9.16]

Принимаем значение диаметра вала под подшипник d_n2=50 мм.Принимаем шарикоподшипники легкой серии № 210 ГОСТ 8338-75 [2, П3]

Принимаем диаметр вала под колесо. Из условия того, что подшипник упирается в заплечик вала, принимаем диаметр вала под шестерню больше d_n2 .

d_к2 = d_n2 + 2·f + 2 = 50 + 2·2 + 2 = 56 мм, (78)

где f = 2,5 - размер фаски на внутреннем кольце радиального шарикоподшипника № 210 ГОСТ 8338-75.

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда. d_к2= 56 мм.

Для передачи вращения от зубчатого колеса к валу, используем шпоночное соединение.

Выбираем шпонку 16x10x90 ГОСТ 23360-78.

Определяем параметры шпоночного паза на диаметре вала под колесо.

t₁ = 6,0 мм - глубина шпоночного паза,

b = 16 мм - ширина шпоночного паза.

Определяем значение диаметра заплечика вала.

Из условия, что зубчатое колесо упирается в заплечик вала, выполняем диаметр заплечика вала больше диаметра вала под колесо.

d_З2 = d_к32 + 2 · f +2 = 56 + 2 · 2 + 2 = 63 мм, (79)

где f = 2 мм - фаска на зубчатом колесе.

Для выхода шлифовального круга изготавливаем канавку

d_k= d_n2-1=50-1=49 мм [2, табл. 9.7] (80)

По рекомендации книги [2] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.

§ Диаметр хвостовика: n6.

§ Диаметр под уплотнение: d11.

§ Диаметр под подшипник: k6.

§ Диаметр под зубчатое колесо: p6.

По рекомендации книги [1,табл.22.2] назначаем значения шероховатостей поверхностей.

§ Под зубчатое колесо: Rа = 0,8 мкм.

§ Хвостовика: Rа = 0,8 мкм.

§ Под подшипники: Rа = 1,25 мкм.

§ Под уплотнение: Rа = 0,32 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается зубчатое колесо:

Rа = 3,2 мкм.

§ Торца заплечика вала, в который упирается левый подшипник:

Rа = 1,6 мкм.

§ Шпоночных пазов: Rа = 3,2 мкм.

§ Канавки, фаски, радиусы галтелей : Rа = 6,3 мкм.

По рекомендации книги [2] назначаем допуски формы и расположения.

· Допуск перпендикулярности торца вала в месте установки подшипника, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника: 0, 025 мм.

· Допуск цилиндричности посадочной поверхности вала в месте установки на него зубчатого колеса, чтобы ограничить концентрацию давлений:0,010 мм.

· Допуск цилиндричности посадочных поверхностей под подшипник, чтобы ограничить концентрацию давлений : 0,005 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, чтобы снизить дисбаланс вала и деталей, установленных на этой поверхности:0,041 мм.

· Допуск соосности посадочной поверхности под подшипник, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения:

0,012 мм.

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,008мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,002 мм.



9. Конструирование и расчет размеров зубчатых колес

9.1 Конструирование шевронного колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, так как качество вала шестерни оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни.

d₁= мм,

d_а1= 73,965 мм,

d_f1 =62,715 мм,

l_ст = b₂+a= 75+38 = 113 мм, (81)

h=2,5m=2,5•2,5=6,25 мм. (82)

9.2 Конструирование шевронного колеса тихоходного вала

Косозубое колесо изготавливаем свободной ковкой, с последующей токарной обработкой. Для упрощения этих технологических операций выполняем колесо в виде цельного диска.

Устанавливаем колесо на валу посадкой с натягом (H7/p6).

Поверхность под сопряжение с валом подвергаем шлифованию.

Для удобства монтажа шевронного колеса на вал выполняем фаску f = 2,5 мм. На вершинах зубьев принимаем фаску n = 1,25 мм. Ширину канавки определяем в зависимости от модуля m. Принимаем а=38 мм.

Конструкция шевронного колеса показана на рисунке 6.

Выполняем шевронное колесо с симметричной ступицей. Такое технологическое решение придает большую устойчивость колеса на валу и увеличивает жесткость самого вала.

Определяем диаметр ступицы d_ст = 1,6·d_в =1,6· 56 = 89,6 мм; (83)

Определяем длину ступицы l_ст = b₂+a= 70+38 = 108 мм;

Принимаем l_ст = 108 мм;

Определяем толщину диска C=(0,3…0,35)(b₂+a)=32,4…37,8. (84)

Принимаем С=33мм.

Определяем ширину торцов зубчатого венца: S=2,2m+0,05(b₂+a)=5,5+5,4=9,9 мм. (85)

Рисунок 6. - Зубчатое колесо: d= мм, d_а=186,034 мм, d_f=174,784 мм;

По рекомендации книги [1] назначаем поля допусков сопрягаемых размеров.

§ Диаметр на вал: H7.

§ Диаметр окружности вершин: h9.

§ Ширина шпоночного паза: JS9.

По рекомендации книги [1] назначаем значения шероховатостей поверхностей.

§ Торцов шпоночного паза: Rа = 1,6 мкм.

§ Нерабочей поверхности шпоночного паза: : Rа = 3,2 мкм.

§ Посадочного отверстия: Rа = 1,6 мкм.

§ Торцовой поверхности колеса: Rа = 3,2 мкм.

§ Рабочих поверхностей зубьев: Rа= 1,25 мкм.

§ Свободные торцовые поверхности зубчатого колеса: Rа = 6,3 мкм.

По рекомендации книги [1] назначаем допуски формы и расположения.

· Допуск цилиндричности посадочного отверстия, чтобы ограничить концентрацию контактных напряжений : 0,015 мм.

· Допуск перпендикулярности торцовой поверхности колеса относительно оси вращения: 0,030 мм.

· Допуск симметричности шпоночного паза для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой на нем деталью и равномерного контакте поверхностей шпонки и вала: 0,040мм.

· Допуск параллельности шпоночного паза: 0,010 мм.



10. Выбор смазочных материалов

Для смазывания деталей редуктора, применяем картерную смазку, которая осуществляется путём окунания зубчатых колёс в масло. Уровень масла устанавливаем так, чтобы косозубое колесо окуналось в него на высоту зуба.

При окружной скорости колеса тихоходной ступени v = 1,75 м/с, контактных напряжениях у_Н = 431 МПа и рабочей температуре

t =50 ⁰С рекомендуемая вязкость масла составляет 34•10^-6 м²/с [2].

Согласно [2], при заданной вязкости масла, выбираем его марку:

И-30А.

Определяем уровень масла:

h = (2 ? m … 0,25 ? d_2T) = (2 ? 2,5 … 0,25 ? 181,034) = 5…45,25 мм; (86)

Принимаем h = 50 мм, для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло.

Рассчитываем объем масляной ванны редуктора:

V = 0,6 • P_дв = 0,6 • 7,5 = 4,5 л. (87)

Для обеспечения окунания зуба косозубого колеса в масло при габаритных размерах картера:

-длина: 280мм,

-ширина: 125 мм,

и уровне масла h = 50 мм, принимаем объем масла V =1,75 л.

Во избежание утечки масла из редуктора на быстроходном и тихоходном валах со стороны хвостовиков устанавливаем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей выполняем в крышке корпуса смотровое окно, закрываемое крышкой из стального листа. Определим толщину крышки: д_к=(0,5…0,6) д=(0,5…0,6)•8=4…4,8 мм. Принимаем д_к=4 мм. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль под крышку ставим уплотняющую прокладку из прокладочного картона марки А толщиной 1 мм. В крышке отверстия располагаем пробковую отдушину.

Габаритные размеры крышки смотрового окна:

- длина A₁ = 110 мм,

- ширина В₁ = 100мм.

Габаритные размеры смотрового окна:

- длина А = 80 мм,

- ширина В = 70 мм.

Для закрепления крышки используем 4 болта М6х22. [2].

В боковой части корпуса выполняем отверстие под пробку для слива масла и промывки редуктора. Параметры пробки принимаем согласно [2]:

d = М16х1,5; D = 26 мм; L = 25 мм; l = 19,6 мм; а = 3 мм.

Контроль за уровнем масла в картере осуществляется жезловым маслоуказателем, который вкручивается в крышку корпуса редуктора. Маслоуказатель имеет резьбу М16.

Для предотвращения протекания масла, плоскость разъёма основания и крышки корпуса смазываем спиртовым лаком .



11. Конструирование и расчет размеров корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняем разъёмным, состоящим из основания и крышки. Плоскость разъёма проходит через оси валов.

Изготавливаем корпус литьем, из чугуна СЧ 15.

Основание и крышка закрепляются между собой болтами по фланцу для обеспечения герметичности. Для предотвращения протекания масла плоскость разъёма смазываем спиртовым лаком.

Для заливки масла и осмотра редуктора в крышке корпуса выполняем смотровое отверстие, закрываемое крышкой. Для удаления загрязнённого масла и промывки редуктора в нижней части корпуса выполняем сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для подъема и транспортирования крышки корпуса и редуктора в сборе применим проушины. Для крепления корпуса редуктора к раме в нижней части основания выполняем фланец с цилиндрическими отверстиями под крепёжные болты. Для фиксации при сборке крышки относительно основания выполняем два конических штифта, размеры которых определяем согласно [2]:

- длина 26 мм,

- диаметр 8 мм,

- конусность 1:50.

Расчет размеров корпуса редуктора.

Толщина стенки крышки и корпуса:

д =0,025 • а_W+1=0,025•125+1=4,125 мм, (88)

д₁ =0,02 • а_W+1=0,02•125+1=3,50 (89)

Принимаем толщину стенки корпуса и крышки д = 8 мм .

Определяем толщину фланца крышки и верхнего фланца основания:



b = 1,5 • д =1,5 • 8 = 12 мм; (90)

Определяем толщину нижнего фланца основания:

p = (2,25 ч 2,75) • д = (2,25 ч 2,75) • 8 = 18 ч 22 мм; (91)

Принимаем p = 20 мм.

Для увеличения жесткости корпуса, под бобышками отливаем ребра жесткости. Толщина ребер основания корпуса: m=(0,85ч1) д=6,8ч8 мм. (92)

Принимаем 8 мм.

Толщина ребер крышки: m₁=(0,85ч1) д₁=6,8ч8 мм. (93)

Принимаем 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов.

d₁ = ( 0,03ч 0,036 ) · a_w + 12 = ( 0,03ч 0,036 ) · 125 + 12 = 15,75 ч 16,5 мм. (94)

Принимаем d₁ = 16 мм.

Диаметр болтов у подшипников.

d₂ = ( 0,7 ч 0,75 )·d₁ = ( 0,7 ч 0,75 )·16 = 11,2 ч 12 мм, (95)

Принимаем d₂ = 12 мм.

Диаметр болтов на фланцах.

d₃ = ( 0,5 ч 0,6 )·d₁ = ( 0,5 ч 0,6 )·20 = 10 ч 12 мм, (96)

Принимаем d₃ = 10 мм.

Принимаем минимальный зазор между наружной поверхностью колеса и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм.

12. Проверочный расчет валов

Быстроходный вал

Силы, действующие в зацеплении = Н, = Н, ==982,5 Н. Нагрузка на вал от клиноременной передачи F_в=1144 Н. В цилиндрической шевронной передаче силы, действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

=0; - F_в++ - R_y2

R_y2=- F_в++ =1115-1144+1450=1421 Н.

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz:

2 участок. 0z37

При z=0, =0;

При z=37, =1733•37=64,1•10³ Н•мм;

3 участок. 37z111

При z=37, =64,1•10³ Н•мм;

При z=111, =173364,1•10³ Н•мм;

4 участок. 037

При z^'=0, =0;

При z^'=37, =1733•37=64,1•10³ Н•мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz:

1 участок. 0z90

F_в•z,

При z=0, =0;

При z=90, = - 1144•90= - 103•10³ Н•мм;

2 участок. 90z127

При z=90, = - 1144•90= - 103•10³ Н•мм,

При z=127, = - 1144•127+1115•37= - 104•10³ Н•мм;

3 участок. 127z201

При z=127, = - 1144•127+1115•37 - 982,5•= - 137,9•10³ Н•мм;

При z=201, = - 1144•201+1115•111+725•74 - 982,5•= - 86,4•10³ Н•мм;

4 участок. 0z^?37

При z^'=0, =0,

При z^'=37, = - 1421•37= -52,5 •10³ Н•мм.

Рисунок 7. - Расчетная схема ведущего вала

Тихоходный вал

Силы, действующие в зацеплении F_r=1450 Н, F_t=3466 Н, нагрузка на вал от муфты F_м=125=125=2219 Н.

Реакции опор:

в плоскости xz:

; =0

; +

в плоскости yz:

;

=

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости xoz:

1 участок. 0z75.

и

При z=0,

При z=75, •10³ Н•мм;

2 участок. 75z150



При z=75, •10³ Н•мм;

При z=150, •10³ Н•мм;

3 участок. 0z^?130.

,

При z^'=130, =•10³ Н•мм;

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости yoz:

1участок. 0z75.

При z=75, •10³ Н•мм;

2 участок. 0z^?75

При z^'=0,

При z^'=75,

Рисунок 8. - Расчетная схема ведомого вала



13. Проверочный расчет подшипников качения

Назначаем предварительно для быстроходного вала редуктора -подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии 2207 ГОСТ 8328-75, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. [1,табл.24.13]

Расчёт подшипников качения быстроходного вала.

Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2207 ГОСТ 8328-75.

С = 31900 Н;

С₀ = 17600 Н;

[L] = 4000 ч;

Суммарные реакции:

==2061 Н, (97)

=2241 Н. (98)

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «2» т.к. , то X=1, Y=0. [2,табл.9.18]

Эквивалентная нагрузка:

K_н (99)

где V=1 - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1) [4,стр.77]

- коэффициент, учитывающий вид работы [4,табл.27]

K_т=1 - температурный коэффициент [4,табл.28]

К_н - коэффициент нагрузки.

(100)

Тогда =K_н=1•1•2241•1,5•1•0,81=2723 Н

Где р - показатель степени, для роликоподшипников p=10/3

Условия подбора выполняются. L_h[L_h]=4000 ч.

Расчет подшипников качения тихоходного вала

Подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75

С = 35100 Н;

С₀ = 19800 Н;

[L] = 4000 ч;

Суммарные реакции:

=

=Н.

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре «3» т.к. , то X=1, Y=0. [2,табл.9.18]

Эквивалентная нагрузка:

K_н

где V=1, K_т=1, К_н - коэффициент нагрузки.

Тогда

=K_н=1•1•3727•1,5•1•0,81=4528,3 Н

Условия подбора выполняются. L_h[L_h]=4000 ч.



14. Конструирование подшипниковых узлов

В качестве опоры быстроходного вала принимаем подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами легкой серии №2207 ГОСТ 8328-75. [1, табл. 24.13]. Они предназначены для восприятия радиальных и небольших осевых нагрузок; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных мест (перекосы) до 2 - 3є.

В качестве опоры тихоходного вала принимаем подшипники радиальные легкой серии №210 ГОСТ 8338-75. [1, табл. 24.10].Они воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки , действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух направлениях.

На быстроходном валу устанавливаем подшипники 2207 ГОСТ 8328-75:

· диаметр установки на вал d_п = 35 мм;

· диаметр установки в корпус D = 72 мм;

· ширина В = 17 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 31,9 кН;

· грузоподъемность статическая С₀ = 17,6 кН.

На тихоходном валу устанавливаем подшипники 210 ГОСТ 8338-75:

· диаметр установки на вал d_п = 50 мм;

· диаметр установки в корпус D = 90 мм;

· ширина В = 20 мм;

· размер фасок r = 2 мм;

· грузоподъемность динамическая С = 35,1 кН;

· грузоподъемность статическая С₀ = 19,8 кН.

Подшипники устанавливаем на валы посадкой с натягом. Принимаем поле допуска для валов - k6. Установку подшипников в корпус осуществляем посадкой с зазором, с полем допуска отверстия корпуса - Н7.

Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники защитим маслозащитными кольцами.

Подшипники закрываем крышками глухими и сквозными, через которые проходят концы валов из чугуна СЧ 15. Крышки выполняем привертными. Со стороны хвостовиков быстроходного и тихоходного валов устанавливаем сквозные крышки с резиновыми армированными манжетами для уплотнения. Остальные крышки выполняем глухими. Фланец крышки выполняем круглой формы.

Принимаем:

· толщину крышек д = 6 мм;

· размер фаски с = 2 мм;

· крепежные болты М8х25;

· число болтов z = 4;

· диаметр крышки:

- быстроходного вала D = 110 мм;

- тихоходного вала D = 130 мм.

Болтовые соединения уплотняем прокладками из маслостойкой резины.



15. Выбор муфт

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом рабочего органа используется муфта. Размер муфты выбираем по диаметру вала и расчётному вращающему моменту.

Согласно [2] :

Т_Р = к · Т_НОМ = 1,5 · 315,15 = 472 Н·м. (101)

Согласно рекомендации книги [2], коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия к = 1,5.

Принимаем для соединения валов муфту упругую втулочно-пальцевую 500-40-I2 ГОСТ 21424 - 75. [2, табл. 11.5]

Номинальный вращающий момент: Т = 500 Н·м,

Диаметр на вал редуктора: d₂ = 40 мм,

Внешний диаметр муфты: D = 170 мм,

Рабочая длина на валу редуктора: l = 82 мм,

Допускаемая частота вращения n=3600 мин^-1,

Радиальное смещение - 0,3 мм,

Угловое смещение - 1?.



16. Расчет валов на усталостную прочность

Определяем расчетные коэффициенты запаса прочности при расчёте на выносливость согласно [2]:

(102)

Где S_у - запас прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - запас прочности по касательным напряжениям;

[S] - необходимый запас прочности вала при совместном действии нормальных и касательных напряжений.

Принимаем [S] = 2,5.

(103)

где у_-1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены нормальных напряжений;

(104)

К_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

е_у - масштабный коэффициент для нормальных напряжений;

в - коэффициент учёта влияния шероховатости поверхности.

Принимаем в=0 ,95 [2, стр. 162].

Ш_у - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш_у = 0,15. [4, табл. 24].

у_m - среднее значение напряжения цикла перемены нормальных напряжений; у_m =0, так как F_a=0.

у_v - амплитуда цикла перемены нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении.

(105)

где ф_-1 - предел выносливости вала из углеродистой стали при симметричном цикле перемены касательных напряжений;

(106)

К_ф - коэффициент концентрации напряжений при кручении

Ш_ф - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла.

Принимаем Ш_ф = 0,1.

(107)

ф_m и ф_v - среднее и амплитудное значения напряжения цикла перемены касательных напряжений;

W_к - момент сопротивления сечения кручению;

М_к - крутящий момент.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому.

Уточнённый расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений вала и сравнения с требуемым значением запаса прочности.

Тихоходный вал. Вал изготавливаем из стали 45, назначаем термообработку - улучшение. [4, табл. 13].

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у_-1 = 0,43 · 750 = 323 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф_-1 = 0,58 · 323 = 188 МПа.

Рисунок 9.

Опасными являются сечения:

1-1- место установки муфты, шпоночный паз;

2-2 , 6-6, 8 - 8 - скругление шпоночного паза;

3-3, 4-4, - галтельный переход;

4-4, - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

5-5 - колесо;

7 - 7 - место установки зубчатого колеса, шпоночный паз;

9 - 9 - канавка.

Сечение 7 - 7.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки и напрессованного на вал зубчатого колеса. d=56 мм, b=16 мм, t₁=6 мм,

Ш_в=0,15 , Ш_ф=0,1 [4, табл. 24].

а) Шпоночная канавка: =1,77; [2, табл. 24].

б)Посадка ступицы колеса с гарантированным натягом:

Сравнивая значения для случая (а) и (б), отмечаем, что наиболее нагружен вал в случае (б). По нему и ведем расчет

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда нормальных напряжений:

Момент сопротивления кручению:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Сечение 4 - 4 .

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

; Ш_у=0,15 , Ш_ф=0,1 [4, табл. 24].

Изгибающий момент:

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициенты запаса прочности

,



,

Условия прочности выполняются.

Расчёт быстроходного вала (рисунок 13).

Вал изготовлен из стали 45, термообработка улучшение.

Рисунок 10.

Предел прочности стали 45равен [4, табл. 13].

Предел выносливости при симметричном цикле перемены нормальных напряжений:

у_-1 = 0,43 · 750 = 324 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле перемены касательных напряжений:

ф_-1 = 0,58 · 324= 188 МПа.

Опасными являются сечения:

1-1- место установки муфты, шпоночный паз;

2-2 - скругление шпоночного паза;

3-3, 6-6, 10-10 - галтельный переход;

4-4, 12-12 - канавки под упорные кольца;

5-5, 11-11 - место установки подшипников с гарантируемым натягом;

7-7, 9-9 - полушевроны;

8-8 - проточка между шевронами.

Определяем напряжения, действующие в этом сечении:

Где W_и - момент сопротивления сечения изгибу;

М_и - изгибающий момент;

Определяем отношение , согласно [2]:

Определяем запас прочности при изгибе:

Определяем касательные напряжения:

Определяем отношение :

Определяем запас прочности при кручении:

Определяем запас прочности при совместном действии напряжений изгиба и кручения:

Условия прочности выполняются.



17. Расчет шпоночных соединений

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Используем призматические шпонки со скруглёнными торцами по ГОСТ 23360-78.

Напряжения смятия:

Согласно [2], допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [] = 120 - 140 МПа, и при чугунной [] = 60 - 80 МПа.

Быстроходный вал:

d_ХВ = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; l_ШП = 70 мм; Т_Б = 119500 Н•мм; []_чг = 60 - 80 МПа .

Тихоходный вал.

Шпонка зубчатого колеса:

d_В = 56 мм; b = 16 мм; h = 10 мм; t₁ = 6 мм; l_ШП =90 мм; Т_Т =315150 Н•мм; [] = 100 МПа (материал колеса - сталь 45).

Шпонка муфты:

d_ХВ = 40 мм; b = 12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; l_ШП =80 мм; Т_Т =315150 Н•мм; []_чг = 60…80 МПа.

Условия прочности соблюдаются.



Список литературы

1. П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с. ISBN 5-7695-1041-2 2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие/ Под ред. С.А.Чернавского. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

3. Иванов. М.Н. Учеб. для студентов втузов/Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М.: Высш. школа., 2000. - 383 с.: ил. ISBN 5-06-003537-9

4. Логин В.В. Расчет механического привода. Методические указания. - М.МИИТ, 1997 - 108 с.

Размещено на Allbest.ru

...