Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Редуктор - механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода включает, помимо редуктора, цепную передачу.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы передачи - зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Зубчатая передача - трёхзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колёсами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.

Шестерня - зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев; колесо - зубчатое колесо передачи с большим числом зубьев.

Особенностями зубчатых передач являются постоянство мгновенного передаточного числа, большие передаточные числа, возможность передачи мощности, достигающей нескольких десятков тысяч киловатт, большие окружные скорости (до 150 м/с), высокая надёжность и большая долговечность работы, передача энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, малые габариты, высокий КПД(до 0,995), сравнительно малые нагрузки на опоры и валы, необходимость высокой точности изготовления колёс, особенно высокоскоростных передач, сравнительно большая стоимость изготовления, шум, вибрации, низкая демпфирующая способность.

Недостатками является значительный шум при работе с высокими скоростями, сравнительно быстрый износ шарниров, что приводит к нежелательному удлинению цепи.

Цепная передача. Передача состоит из ведомой и ведущей звёздочки, огибаемых гибкой связью - цепью. Цепная передача компактнее ременной передачи, она может передавать большие мощности, работает без проскальзывания, создаёт меньшие нагрузки на валы, так как нет большого начального натяжения.

Недостатками цепной передачи является шум при работе с высокими скоростями, сравнительно быстрый износ шарниров, что приводит к нежелательному удлинению цепи.

Муфты - устройства, которые служат для соединения концов валов и других деталей машин и механизмов для передачи движения - чаще всего вращательного.

К основным функциям муфт, кроме названной относятся включение и выключения механизмов при постоянно работающим двигателе, предохранение механизмов от поломок при перегрузках и др.. Часто муфты выполняют одновременно несколько функций.

Подшипники . Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность машин.

Валы и оси. Зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и другие механизмы вращаются на валах и осях. Вал не только поддерживает сидящие на нём детали, но и передаёт им вращающий момент. При работе вал испытывает напряжение от изгиба и кручения, а в некоторых случаях также напряжения сжатия и растяжения.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД привода [1,с.41(таблица 2.2)]:

?_общ= ?_муф ?_ц?_кон ?³_подш ,

где ?_ц - КПД цепной передачи; ?_ц=0,93;

?_кон - КПД конической прямозубой передачи; ?_кон=0,97;

?_подш - коэффициент, учитывающий потери трех пар подшипников качения; ?_подш=0,995;

?_муф - коэффициент, учитывающий потери в муфте; ?_муф=0,98.

Подставляя эти значения в формулу для определения общего КПД (?_общ), получаем:

?_общ

Определяем требуемую мощность привода (P_тр) [2, с. 60] и по ней выбираем электродвигатель:

P_тр=P_дв=P/?_общ=4.02/0,8708=4,6164 кВт.

По таблице К9 ([1], с. 384), выбираем электродвигатель 4АМ112М4У3 с мощностью P_дв=5,5 кВт и частотой вращения n_синхр=1500 об/мин. С номинальной частотой вращения вала двигателя равна

n_дв= n_асинхр= 1445об/мин.

Уточняем общее передаточное число:

[1, с. 43];

.

Определяем обороты на всех валах:

;

;

.

Определяем угловые скорости на всех валах:

щ₁=р* n₁/30=3,14*1445/30=151.32 рад/с;

щ ₂= р *n₂/30=3,14*458.73/30=48.014 рад/с;

щ ₃= р *n₃/30=3,14*154.976/30=16.229 рад/с;

щ _дв= р *n_дв/30=3,14*1445/30=151.32 рад/с.

Определяем мощности на всех валах:

P_дв=P_тр=4,6164 кВт;

P₁= P_дв ?_муф?_подш=4,6164*0,98*0,995=4,501 кВт;

P₂= P₁ ?_подш ?_кон=4,501*0,995*0,97=4.344 кВт;

P₃= P₂?_ц ?_подш=4.344*0,93*0,995=4.0197 кВт.

Определяем обороты на всех валах:

;

;

;

;

Полученные данные заносим в таблицу:

Таблица 1.1

№ вала	P, кВт	T, H?м	n, об/мин	щ, рад/с
1	4.501	29.747	1445	151.32
2	4.344	90.435	458.73	48.014
3	4.0197	247.704	154.976	16.229
дв.	4.6164	30.509	1445	151.32



2. Расчет конической передачи

В качестве материала для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 40ХН с термообработкой улучшение: зубчатое колесо--твердость , шестерня--твердость [2, c. 21(таблица 3.4)].

Определяем допускаемые контактные напряжения [2, с.62]:

,

где s_Hlimb - предел контактной выносливости материала, соответствующий базе испытаний и зависящий от средней твердости поверхностных слоев зубьев [2, с.62]:

s_Hlimb =

S_H - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала; S_H =1,1[2, с.62];

коэффициент долговечности:

где базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее переделу выносливости, рассчитывается по формуле [2, c. 63]:

число циклов перемены напряжений, соответствующее заданному сроку службы передачи, при постоянной нагрузке:

где с =1--число колес, находящееся в зацеплении с рассчитываемым;

срок службы привода, 15 000 ч (см. задание);

частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса;

показатель степени;

Базовое число циклов нагружений:

Эквивалентное число нагружений:

Так как () и (), то

Так как (429.717< 451.154), то для рассматриваемой конической передачи в качестве расчетного принимаем = 429.717 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость [2, с. 64]:

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений:

коэффициент безопасности, [2, c. 64];

коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при одностороннем приложении нагрузки (передача нереверсивная) = 1;

коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба;= 1,0;

коэффициент долговечности:

где базовое число циклов перемены напряжений; для любых сталей циклов;

общее число циклов перемены напряжений при нагрузках с постоянными амплитудами:

показатель степени.

Так как (), (), принимаем

МПа;

МПа.

Вычислим внешний делительный диаметр колеса :

где вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи; =99 [2, с. 65];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца принимают по графику [2, c. 74 (рис. 6.3)] в зависимости от отношения коэффициент ширины зубчатого венца b относительно внешнего конусного расстояния

коэффициент ширины зубчатого венца; (ГОСТ 12.289-76).

Так как , то [2, с. 74 (рис. 6.3)]:

Полученную величину округляем до номинального значения внешнего делительного диаметра колеса по ГОСТ 12289-76: Принимаем рабочую ширину зацепления по ГОСТ 12289-76:

Число зубьев конической шестерни принимаем , тогда ; принимаем [2, с. 66].

Фактическое передаточное число передачи:

Внешний окружной модуль:

;

(34), условие выполняется.

Внешний делительный диаметр шестерни:

Определим углы делительных конусов:

;

; .

Внешнее конусное расстояние:

;

(34), условие выполняется.

Среднее конусное расстояние:

.

Средний окружной модуль:

мм.

Средний делительный диаметр:

мм;

мм.



Коэффициент смещения:

,

где , так как передача прямозубая;

.

Коэффициент расчетной толщины зуба исходного контура:

;

.

Внешняя высота головки зуба:

мм;

мм.

Внешняя высота ножки зуба:

мм;

мм.

Внешняя высота зуба:

мм;

мм.

Внешняя окружная толщина зуба:



мм.

Угол ножки зуба:

;

.

Угол головки зуба:

;

.

Угол конуса вершин:

;

.

Угол конуса впадин:

;

.

Внешний диаметр вершин зубьев:

мм;

мм.

Проверим коэффициенты ширины венца:

;

Условия выполняются.

Средняя окружная скорость зубчатых колес:

.

Принимаем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес [2, с.55 (таблица 5.6)].

Определяем значения усилий в коническом зацеплении:

окружная сила на шестерне и колесе:

Н;

мм;

радиальная сила на шестерне, численно равная осевой силе на колесе:

Н;

осевая сила на шестерне, численно равная радиальной силе на колесе:

Н,

где средний начальный диаметр;

угол профиля исходного контура;

угол делительного конуса.

Выполним проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев по условию контактной прочности :

,

где коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; для стальных зубчатых колес МПа;

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

,

где угол зацепления; коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес ; (см. ранее); коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

где удельная окружная динамическая сила;

коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; ;

,

где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; ;

коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; ;

;

;

МПа.

Определяем процесс перегрузки:

, что допустимо.

Условие прочности выполняется.

Выполним проверочный расчет по условию прочности на усталость по напряжениям изгиба.

Расчетное местное напряжение ведем по формуле:

.

Коэффициент нагрузки вычисляем следующим образом:

,

где коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; ;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

,

где удельная окружная динамическая:

;

коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; ;

коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; ;



;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; так как следовательно [2, с. 74 (рис. 6.3)]:

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач =1.

;

коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений [3, с. 24 (таблица 2.10)]; принимается в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициента смещения инструмента ;

; ;

; .

Расчет выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т.е. для того из колес у которого отношение меньше;

шестерня: МПа;

колесо: МПа.

Расчет ведем по колесу.

коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых колес ;

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямозубых колес

()--условие прочности выполняется.



3. Расчет цепной передачи

3.1 Исходные данные

частота вращения тихоходного вала редуктора;

вращающий момент на ведущей звездочке;

мощность на ведущей звездочке;

передаточное число цепной передачи.

3.2 Определение шага цепи

,

где коэффициент эксплуатации:

,

где коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки; для равномерной нагрузки [1, c. 90 (таблица 5.7)];

коэффициент, учитывающий способ смазывания; для капельного [1, c. 90 (таблица 5.7)];

коэффициент, учитывающий положение передачи; для [4, c. 90 (таблица 5.7)];

коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния; для нерегулируемой передачи [1, c. 90 (таблица 5.7)];

коэффициент, учитывающий режим работы; для односменной [1, c. 90 (таблица 5.7)];

;

число зубьев ведущей звездочки;

( полученное значение округляем до целого нечетного числа );

допускаемое давление в шарнирах цепи; , так как частота вращения звездочки [2, c. 89] ;

число рядов цепи; для однорядных цепей типа ПР [2, c. 91] ;

Полученное значение шага округляем до стандартного=19,05 [1, c.419 (таблица К32)]. Принимаем тип цепи ПР-19,05-31800.

3.2 Определение числа зубьев ведомой звездочки

,

полученное значение округляем до целого нечетного



3.3 Определение фактического передаточного числа

,

где фактическое передаточное число.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного:

.

3.4 Определение оптимального межосевого расстояния

.

Межосевое расстояние в шагах: .

3.5 Определение числа звеньев цепи

Полученное значение округляем до целого четного числа и принимаем .



3.6 Уточнение межосевого расстояния в шагах

электродвигатель конический передача

3.7 Определение фактического межосевого расстояния

.

Провисание цепи: .

Монтажное межосевое расстояние: .

3.8 Определение длины цепи

.

3.9 Определение диаметров звездочек

Диаметр делительной окружности:

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

,

где коэффициент высоты зуба; ;

коэффициент числа зубьев;

;

;

геометрическая характеристика зацепления;

,

где диаметр ролика шарнира цепи; мм [1, с. 419 (таблица К32)].

Диаметр окружности впадин:

ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

3.10 Проверка частоты вращения меньшей звездочки

,

где допускаемая частота вращения.

.

, условие выполняется.

3.11 Проверка числа ударов цепи о зубья звездочек

,

где расчетное число ударов цепи;

;

допускаемое число ударов;

.

, условие выполняется.



3.12 Определение фактической скорости цепи

.

3.13 Определение окружной силы, передаваемой цепью

Н.

3.14 Проверка давления в шарнирах цепи

,

где площадь проекции опорной поверхности шарнира;

,

где ширина внутреннего звена цепи; мм [1, с. 419 (таблица К32)].

.

Значение уточняем в соответствии с фактической скоростью цепи, [1, с. 91].

, условие выполняется.



3.15 Проверка запаса прочности

,

где допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; =9,4 [1, с. 94 (таблица 5.9)];

расчетный коэффициент запаса прочности;

,

где разрушающая нагрузка цепи; =31800 Н [2, с. 90 (таблица 7.13)];

коэффициент, учитывающий характер нагрузки; [1, с.90 (таблица 5.7)];

предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;

Н,

где коэффициент провисания; для вертикальных передач;

масса 1 м цепи; [1, с. 419 (таблица К32)];

ускорение свободного падения; ;

натяжение цепи от центробежных сил;

Н.

, условие выполняется.



3.16 Определение силы давления в цепи

Н,

где коэффициент нагрузки вала;=1,05 [1, с.90 (таблица 5.7)].



4. Предварительный расчет диаметров валов

Исходя из предыдущих расчетов моменты, передаваемые быстроходным и тихоходным валами соответственно равны:

T₁ = 29,747Н*м; T₂ =90,435 Н*м.

4.1 Быстроходный вал

Рис 5.1

Диаметр консольного участка вала при [ф_к]=10 МПа:

мм;

принимаем d₁ = 28 мм .

d₂ = d₁ + 2t = 28+22,2=32,4 мм;

где t = 2,2 мм- высота буртика; принимаем d₂ = 30 мм [1, с.109, таблица 7.1].

Принимаем d₅ = 33 мм, для обеспечения возможности нарезания резьбы на вал [1, таблица 10.11].

Диаметр под подшипник

d₄ = d₅ + (2..4) = 33 + 2 = 35 мм;

принимаем d₄ = 35 мм [1, с.109, таблица 7.1].

d₃ = d₄ + 32= 35 + 6 = 41 мм;

принимаем d₃ = 40 мм [1, с.109, таблица 7.1].

4.2 Тихоходный вал

Рис 5.2

Диаметр консольного участка вала при [ф_к]=20 МПа:

мм;

принимаем d₁ = 30 мм .

Диаметр под подшипник

d₂ = d₁ + 2t = 30+22,2 = 34,4 мм;

где t = 2,2 мм- высота буртика; принимаем d₂ = 35 мм [1, с.109, таблица 7.1].

Диаметр вала под ступицу:

d₃ = d₂ + 2t = 35 + 22,2 = 39,4 мм;

где t = 2,2 мм- высота буртика; принимаем d₃ = 40 мм [1, с.109, таблица 7.1].

d₅ = d₃ + 2t = 40 + 22,2 = 44,4 мм;

принимаем d₅ =44

В качестве материала вала выбираем сталь 45.



5. Подбор и проверочный расчет муфты

В данном курсовом проекте подбирается муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-75 с посадочным диаметром 28 мм и передаваемым рабочим моментом 125 Н•м [2, стр.252, табл. 14.3.1].

Таблица 6.1 - Параметры и размеры упругой муфты

T, кНм	d, мм	D, мм	L, мм	l, мм	l1, мм	l2, мм	l3, мм	d1, мм	d2, мм	D1, мм
0,125	28	140	121	58	40	20	20	40	14	100

Материал полумуфт - чугун CX20 по ГОСТ 1412-85, пальцев - сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Проверочный расчёт

Упругие элементы муфты проверяются на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами

;

где: z - число пальцев; d_п - диаметр пальца, мм; l_вт - длина упругого элемента, мм; [у_см] = 2 МПа - допускаемые напряжения.

у_см ? [у_см] - условие выполняется.

Пальцы муфты рассчитывают на изгиб:

;где

с = 3..5 - зазор между полумуфтами;

[у_и] = (0,4…0,5)у_т; где ; у_т = 245 МПа - предел текучести материала пальца.

у_и ? [у_и] условие выполняется.



6.Предварительный расчет подшипников

6.1 Подбор подшипников для быстроходного вала

Предварительно принимаем подшипники роликовые конические однорядные 7207, серия легкая. Параметры подшипника [1, таблица К29]: d = 35 мм; D = 72 мм; Т = 18,5 мм; динамическая грузоподъемность C_r = 35,2 кН; статическая грузоподъемность C_0r =26,3 кН; e = 0,37. Схема установки подшипников - врастяжку.

6.2 Подбор подшипников для тихоходного вала

Предварительно принимаем подшипники роликовые конические однорядные 7207, серия легкая. Параметры подшипника [1, таблица К29]: d = 35 мм; D = 72 мм; Т = 18,5 мм; динамическая грузоподъемность C_r = 35,2 кН; статическая грузоподъемность C_0r = 26,3 кН; e = 0,37. Схема установки подшипников - враспор.



7.Компоновочная схема: выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей и точек приложения сил, нагружающих валы

Компоновка редуктора выполняется для размещения внутри редуктора зубчатых колес всех ступеней так, чтобы получить минимальные внутренние размеры редуктора; определения расстояния между опорами валов и длин консольных участков; определения точек приложения сил, нагружающих валы [4, с. 54, п. 5.1].

7.1 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД [6, c. 250].

Выбор масла зависит от средней окружной скорости зубчатых колес v (м/c) и контактного напряжения у_Н (МПа). Соответственно: v = 4,623 у_Н = 442,979 МПа. Выбираем масло индустриальное И-30А [6, c. 253, таблица 10.8]. Используем картерный способ смазывания, осуществляемый окунанием зубчатых колес в масло [6, c. 251]. Требуемый объём масла [1, с.241, п.10.8]:

л;

где Р =7,115 [таблица 2.1]- передаваемая редуктором мощность. Принимаем объем масляной ванны V = 3,7 л.

Контроль уровня осуществляется при помощи маслоуказателя (2) из оргстекла [4, c. 177, п.5]. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой (9) с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины . Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

Смазка подшипников тихоходного вала смазывается тем же маслом, что и детали передачи. Так как окружная скорость v > 1м/с, то стекающее с колес и со стенок корпуса масло попадает в подшипники. Смазка подшипников быстроходного вала осуществляется пластичный смазочный материал. Для того, чтобы он не вымывался маслом, устанавливаем мазеудерживающее кольцо (3) [6, с. 208]. Принимаем в качестве смазки солидол синтетический ГОСТ 4366-76 [6, с. 203, таблица 9.14]. В качестве уплотняющих устройств используются манжетные уплотнения [6, с. 208].

7.2 Определение размеров корпусных деталей

Исходные данные [4, с. 54, п. 5.1.1]: размеры зубчатой конической передачи [п. 3]; диаметры валов после их предварительного определения [п. 5].

Определяются длина и диаметр ступицы соответственно [4, с. 54, п. 5.1.2]:

мм;

принимаем L_ст = 60 мм, D_ст = 64 мм.

Размеры, необходимые, для выполнения компоновки [4, с. 54, п. 5.1.3]:

д - толщина стенки редуктора [4, с. 54, п. 5.1.3, пп. 1.2]:

мм; принимаем

с - расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковых поверхностей вращающихся частей [4, с. 54, п. 5.1.3, пп. 2]:

мм;

Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников применяют крышки (4,14,15) [1, c. 196]. Размеры крышек определили в зависимости от диаметров наружных колец подшипников D [4, с. 154, п. 11.1.4].

Применение стаканов при конструировании подшипниковых узлов обусловлено облегчением их сборки и разборки вне корпуса редуктора и удобством регулирования подшипников и колес [1, c. 197]. Размеры стакана определили в зависимости от диаметров наружных колец подшипников D [7, с. 126, п. 8.1].

Корпус редуктора выполняем литьем из серого чугуна. Применим в данном курсовом проекте конструкцию разъемного корпуса. Основные детали корпуса - крышка (16) и корпус (13). Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами.

Дно корпуса выполняют наклонным в сторону сливного отверстия. В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматриваем смотровое окно. В нижней части основания корпуса предусматривается сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой (9), а также отверстие для установки маслоуказателя (1). Для предотвращения повышения давления внутри корпуса при эксплуатации устанавливаем отдушину на смотровую крышку [1, c. 227]. Для подъема и транспортировки крышки и собранного редуктора предусматриваются проушины [1, c. 230].

Диаметры болтов, соединяющих [4, c. 152, п. 11.1.3]:

редуктор с рамой (фундаментных):

мм;

корпус с крышкой у бобышек подшипников:



мм.

Корпус со смотровой крышкой [4, с. 176, таблица 12.1.2] - выбираем болты с резьбой М6;

крышку подшипникового узла с корпусом [4, c. 153, таблица 11.1.1] - принимаем болты с резьбой М8 для подшипниковых узлов на тихоходном валу и М8 для подшипникового узла на быстроходном валу.

Ширина фланцев редуктора [4, с. 54, п. 5.1.3, пп. 7]:

корпуса и крышки у подшипников:

мм;

корпуса и крышки по периметру:

мм.

Где k₁ = 33 мм, k₂ = 28 мм [4, с.54, таблица 5.1.1] .

Ширина фундаментного фланца [4, с. 152, п. Б6]:

мм;

где k =40 мм [4, с. 163, таблица 11.7.3]; x = 2 мм [4, с. 153, таблица 11.2.2].

Толщина фланцев редуктора [4, с. 152, п. Б7]:

фундаментного:

мм;

корпуса, соединение с крышкой:

мм;

крышки, соединение с корпусом:

мм;

примем д_фл3 = 11 мм.

Принимаем диаметр: штифтов конических d_шт1 = 10 мм; штифтов цилиндрических d_шт2 = 4 мм. Количество штифтов: конических Z_шт1 = 2; цилиндрических Z_шт2 = 2.

7.3 Определение точек приложения сил, нагружающих валы

Определим смещение точек приложения сил у подшипников [1, c. 119]:

;

где T, d, D - геометрические параметры подшипников; e - коэффициент влияния осевого нагружения [п. 6].

Для быстроходного вала:

мм;

Конструктивно определенное расстояние от делительного диаметра шестерни до точки приложения реакции подшипника на вал составляет: a₁ = 38 мм. Расстояние между точками приложения сил от подшипников на валу [7, с. 108]:

мм;

Конструктивно подобрали расстояние от точки приложения реакций второго подшипника до точки действия силы от муфты: a₃=104 мм

Сила, приложенная от муфты F_м=c_?r*?r=3136*0.3=940.8 H, где ?r - радиальное смещение мм [1, К23], c_?r - радиальная жесткость муфты Н/мм [1,табл. 10.28]

Конструктивно определяем точку приложения силы от открытой передачи до точки приложения силы от ближайшего к ней подшипника: a₃ = 77 мм.

Для тихоходного вала:

мм;

Конструктивно определяем точку приложения силы от открытой передачи до точки приложения силы от ближайшего к ней подшипника: a₁ = 77 мм.

Конструктивно подобрали расстояние от точки приложения реакций первого подшипника до делительного диаметра колеса: б₂=87мм.

Конструктивно подобрали расстояние от точки приложения реакций второго подшипника до делительного диаметра колеса: б₃=69мм



8. Расчет валов по эквивалентному моменту

8.1 Быстроходый вал

Исходные данные: силы в зацеплении зубчатых колес F_r1 = 325,377 Н; F_a1 = 99,82 Н; F_t = 938 Н вращающий момент, передаваемый валом T₁ = 29,747 Н*м; сила от муфты F_м = 940,8 Н.

Схема нагружения вала:

Вертикальная плоскость:

H;

;

H

Проверка:

H

H*м;

0.038*325.377-3.051=9.313 Н*м;

;

Горизонтальная плоскость:

;

H;

;

H;

Изгибающие моменты в характерных точках:

;

Н*м;

Н*м

;

H;

H;

Проверка:

;



Суммарные изгибающие моменты:

Н*м;

Н*м;

Н*м;

;

Эквивалентные моменты:

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Н*м;

Определение диаметра вала в опасном сечении:

;

где [у_и] = 50..60 МПа -допускаемое напряжение при изгибе.

Наибольший эквивалентный момент приложен в точке С, под подшипником, с d₄ = 35 мм:

мм.

d₄ > d_р - следовательно условие прочности выполняется.

Построение эпюр

8.2 Тихоходный вал

Исходные данные: силы в зацеплении зубчатых колес F_r = 99,82 Н; F_a = 325,377 Н; F_t = 938 Н; вращающий момент, передаваемый валом T₂ =90,435 Н*м; сила открытой передачи F_оп = 1409 Н.

Схема нагружения вала:

Определение опорных реакций и моментов в характерных точках.

В вертикальной плоскости:

;

H;

H;

Проверка:



В горизонтальной плоскости:

H;

H;

Проверка:

Изгибающие моменты в характерных точках:

Вертикальная плоскость:

H;

H;

H;

Горизонтальная плоскость:

;

H;

H;

;

Суммарные изгибающие моменты:

;

H;

H;

H;

;

Эквивалентные моменты:

H;

H;

H;

H;

H;

Определение диаметра вала в опасном сечении:

;



где [у_и] = 50..60 МПа -допускаемое напряжение при изгибе.

Наибольший эквивалентный момент приложен в точке С, под подшипником, с d₄ = 35 мм:

мм.

d₄ > d_р - следовательно условие прочности выполняется.

Построение эпюр:



9. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности

9.1 На ведущем валу

Расчетная схема при установке роликовых конических подшипников врастяжку [1, с.136, таблица 9.6]:

Рис. 10.1

Суммарные реакции: R_r1 = 2348 Н; R_r2 = 2381 Н . Осевая сила F_А = F_a1 = 99,82 Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [6, с. 216, формула 9.9]:

;

где e = 0,37.

Н;

Н.

В нашем случае R_s2 > R_s1; F_A > 0. Тогда R_a1 = R_s1 =721.063 Н; R_a2 = R_s1 + F_A= 721.063 + 99.82 = 820.883 Н.

;

значит осевые силы не учитываются.

Эквивалентная нагрузка [1, т. 9.1]:

;

для заданных условий [6, с. 214, таблицы 9.19, 9.20]:

Н;

Н;

Рассчитываем по большей нагрузке:

Базовая долговечность:

Где - базовая динамическая грузоподъемность подшипника;

Динамическая грузоподъемность:

H;

ч, где - заданная долговечность, следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет условию долговечности.

9.2 На тихоходном валу

Расчетная схема при установке роликовых конических подшипников враспор [1, с.136, таблица 9.6]:



Рис. 10.2

Суммарные реакции: R_r1 = 1696.831 Н; R_r2 = 1245.284 Н . Осевая сила F_А = F_a1 = 325.377 Н.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [6, с. 216, формула 9.9]:

;

где e = 0,37.

Н;

Н.

В нашем случае R_s1 > R_s2; F_A > 0. Тогда R_a1 = R_s1 =521,097 Н; R_a2 = R_s1 + F_A= 521,097+325,377 Н.

; значит осевые силы не учитываются.

Эквивалентная нагрузка [1, т. 9.1]:

;

для заданных условий [6, с. 214, таблицы 9.19, 9.20]:

Н;

; значит учитываем осевые силы.

Эквивалентная нагрузка:



H;

Рассчитываем по большей нагрузке:

Базовая долговечность:

Где - базовая динамическая грузоподъемность подшипника;

Динамическая грузоподъемность:

H;

;

ч,

где - заданная долговечность, следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет условию долговечности.



10.Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

10.1 Подбор шпонок

Шпонка на вал выбирается в зависимости от диаметра вала.

Рабочую длину шпонки определяем по формуле:

;

где T - крутящий момент на валу;

d - диаметр соответствующего участка вала;

t₂ - глубина паза втулки, параметр зависит от размеров шпонки;

[у_см] - допускаемое напряжение на смятие. Примем [у_см] = 80 МПа [1, с. 252].

Для соединения тихоходного вала со ступицей выбираем шпонку с параметрами: b =12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3,3 мм [1,таблица К42].

мм;

тогда полная длина шпонки мм. Принимаем l = 32 мм, по ряду стандартных длин[1,таблица К42]..

Для соединения тихоходного вала со звездочкой выбираем шпонку с параметрами: b = 10 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3,3 мм[1,таблица К42].

мм;

тогда полная длина шпонки мм. Принимаем l = 32 мм, по ряду стандартных длин [1,таблица К42].

Для соединения быстроходного вала с муфтой выбираем шпонку с параметрами: b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3,3 мм[1,таблица К42].

мм;

тогда полная длина шпонки мм. Принимаем l = 42 мм, по ряду стандартных длин [1,таблица К42].

10.2 Проверочный расчет шпоночных соединений

Условие прочности [1, с.251, п.11.1]:

;

где , Н - окружная сила; d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

-- площадь смятия шпонки, мм²;

l_р = l - b - рабочая длина шпонки, мм [п. 10.1];

h, b - параметры сечения шпонки, мм.

[у_см] - допускаемое напряжение на смятие; для стальной ступицы [у_см] = 110..190 Н/мм² [1, с. 252].

Проверка шпоночного соединения быстроходного вала с муфтой:

Н;

мм²;

МПа.

Проверка шпоночного соединения тихоходного вала со звездочкой:

Н;

мм²;

МПа.

Проверка шпоночного соединения тихоходного вала со ступицей:

Н;

мм²;

МПа.

Необходимые условия для шпоночных соединений выполняются, следовательно, они пригодны для применения.



11. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

11.1 Назначение посадок

Посадки сопрягаемых деталей назначаем в соответствии с рекомендациями по ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82.

- Посадка шкива на быстроходном валу - H7/p6;

- Посадка зубчатого конического колеса на тихоходном валу - H7/p6;

- Посадка втулки на тихоходном валу - H8/k6;

- Посадка цепной муфты на тихоходном валу - H7/k6;

- Крышки подшипников монтируют в корпус (стакан) по посадке - H7/h8;

- Стакан монтируется в корпус по посадке H7/h8;

- Для всех шпоночных соединений назначаем посадку N9/h9;

- Посадки в месте установки манжет на валу h10;

- Отверстие под наружный диаметр манжеты Н9;

- Посадка мазеудерживающего кольца на валу H8/k6;

- Посадки подшипников назначаем в соответствии с рекомендациями [2, с. 98, таблицы 7.8.1, 7.8.5]: принимаем поле допуска отверстия - H7, поле допуска вала для посадки внутреннего кольца - k6.

11.2 Назначение шероховатостей

Устанавливаем параметры шероховатостей поверхностей по ГОСТ 2789-73.

Тихоходный вал, шероховатости [4, c. 67, п. 3]:

- поверхности установки подшипников Ra = 0,63;

- поверхности установки ступиц колес зубчатых передач Ra = 1,25;

- поверхности установки ступиц муфт Ra = 2,5;

- поверхностей вала, взаимодействующих с манжетами Ra = 0,125;

- торцевых поверхностей уступов (заплечиков) вала для установки подшипников, ступиц колес Ra = 2,5;

- поверхностей вала в местах соединения вал-ступица [4, с. 121, п. 3] Ra = 6,3;

- других необозначенных поверхностей Ra = 12,5.

Зубчатое колесо, шероховатости [4, c. 142, п. 10.3.6]:

- боковой поверхность зубьев Ra = 1,6;

- конической поверхность вершин зубьев и внешнего конуса Ra = 3,2;

- боковой поверхность ступицы Ra = 3,2;

- поверхности установочных баз Ra = 3,2;

- поверхность ступицы, сопряженная с валом Ra = 1,6;

- поверхности под шпонку Ra = 3,2;

- поверхности под боковые поверхности шпонки Ra = 6,3;

- других необозначенных поверхностей Ra = 12,5.

Шкив, шероховатости [4, с. 25, п. 4]:

- рабочей поверхность канавок Ra = 0,8;

- поверхности ступицы Ra = 3,2;

- боковой поверхность ступицы Ra = 3,2;

- боковой поверхность шкива Ra = 6,3;

- поверхности фаски Ra = 25;

- поверхности соединение вал-ступица Ra = 3,2;

- других обрабатываемых поверхностей Ra = 6,3..12,5;

Стакан, шероховатости [4, с. 173, п. 4]:

- поверхностей установки подшипников Ra = 0,63;

- торцевые опорные поверхности подшипников Ra = 1,25;

- наружная поверхность стакана Ra = 2,5;

- опорная поверхность фланца стакана Ra = 5;

- другие поверхности Ra = 6,3.

11.3 Назначение допусков формы и расположения поверхностей

Для тихоходного вала:

Допуск радиального биения (относительно поверхности установки подшипников):

- поверхностей установки ступиц различного вида колес, муфт составляет 0,05 мм по [4, с. 67, таблица 6.4.1];

- поверхности установки уплотнений составляет 0,05 мм.

Допуск осевого биения заплечиков вала для установки:

- подшипников качения равен 0,016 мм [4, с. 101, таблицы 7.8.10];

- зубчатого колеса передачи равен 0,02 мм [4, с. 67,таблица 6.4.2];

- муфты равен 0,06 мм [4, с. 67, таблица 6.4.3].

Допуск круглости и профиля продольного сечения:

- подшипников качения равны по 0,004 мм [4, с. 101, таблица 7.8.9];

- других деталей, установленных на валу: не более 0,5ITn [4, с. 269, таблица 16.3.3] диаметра вала в месте установки этих деталей.

Допуск параллельности и симметричности элементов соединения «вал-ступица» относительно оси вала [4, с.122, п. 9.1.2]: величина параллельности шпоночного паза составляет 0,09 мм, величина симметричности шпоночного паза составляет 0,036 мм.

Для шкива [4, с.25, п. 5]:

Допуск биения рабочей поверхности шкива на каждые 100 мм относительно оси вращения 0,15 мм.

Допуск торцевого биения поверхности относительно оси посадочного отверстия равен 0,06 мм.

Допуск радиального биения поверхности обода относительно оси посадочного отверстия равен 0,06 мм.

Допуск параллельности и симметричности элементов соединения «вал-ступица» относительно оси вала [4, с.122, п. 9.1.2]: величина параллельности равна 0,08 мм, величина симметричности 0,03 мм.

Допуск формы и расположения поверхностей на торцевое биение [4, с. 21, п. 2.5.4] равен 0,08мм.

Для зубчатого колеса [4, с. 143, п. 3]:

Допуск радиального биения наружного диаметра вершин зубьев равен 0,060 мм.

Допуск торцевого биения боковой поверхности ступицы составляет 0,045 мм.

Допуск параллельности и симметричности элементов соединения «вал-ступица» относительно оси вала [4, с.122, п. 9.1.2]: величина параллельности равна 0,09 мм, величина симметричности 0,036 мм.

Для стакана [4, с. 173, п. 5]:

Допуск радиального биения фланца равен 0,04 мм.

Допуск соосности отверстий подшипника подшипников составляет 0,02 мм.

Допуск круглости посадочных поверхностей подшипника составляет 0,015 мм.

Допуск торцевого биения упоров под подшипники 0,046 мм.

Допуск позиционный зависимый отверстия под болты 0,04 мм.

Допуск соосности посадочных поверхностей стакана равен 0,06 мм.



12. Расчет валов на выносливость

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях и сравнить их с допускаемыми [1, c. 253, п. 11.3]:

где [S] =1,3..1,5 при высокой достоверности расчета; при менее точной расчетной схеме [S] =1,6..2,1; S - общий коэффициент запаса прочности [1, c. 259, п. 11.3.1].

Определим опасные сечения: одно - на четвертой ступени быстроходного вала конического редуктора, под подшипниками, второе -- на третей ступени под колесом тихоходного вала. Также опасным выступает сечение под подшипником на тихоходном валу, как сечение, на которое приходится наибольший суммарный момент [1, c. 254].

Ведущий вал

У ведущего вала определять коэффициент запаса прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса, а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего к муфте. В этом сечении действуют максимальные изгибающие и крутящие моменты. Выбранному сечению соответствуют: диаметр вала d₄ = 35 мм; суммарный момент M_?? = 102265 Н*мм; крутящий момент T₁ = 29747 Н*мм.

Определим напряжения в опасных сечениях вала:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба

[1, с.255, п.11.3.6]:

;



где M_?? -суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,

W_нетто=0,1*d³ - осевой момент сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1];

W_нетто=0,1*35³= 4287,5 мм³;

МПа.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла ф_a равна половине расчетных напряжений кручений ф_k [1, с.255, п.11.3.6]:

;

где W_рнетто= 0,2*d³ - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1];

W_рнетто= 0,2*35³ = 8575 мм³;

МПа.

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала по [1, с. 256, п.11.3.7]:

;

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, с. 258, таблица 11.2];

, ;

- коэффициент влияния шероховатости, [1, с. 258, таблица 11.4],

;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, с. 258, таблица 11.5], ;

;

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа [1, с.259, п.11.3.8]:

;

;

где и пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. = 410 MПа; = 240 МПа [7, с. 145, таблица 10.2].

МПа;

МПа;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [1, с.259, п.11.3.9]:

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности [1, c. 259, п. 11.3.10]:

.

Условие прочности выполняется.

Ведомый вал

Определим коэффициент запаса прочности в сечении ступени вала, на которое посажено колесо. Для выбранного сечения рассчитаны параметры: диаметр вала d₃ = 40 мм; суммарный момент M_?? = 124234 Н*мм; крутящий момент T₁ = 90435 Н*мм. Концентратором напряжения является шпоночное соединение.

Определим напряжения в опасных сечениях вала:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба

[1, с.255, п.11.3.6]:

;

где M_?? - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,

W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1]:

где b, t₁ - параметры шпонки [п 10.1].

мм³;

МПа.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла ф_a равна половине расчетных напряжений кручений ф_k [1, с.255, п.11.3.6]:

;

где W_рнетто= 0,2*d³ - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1];

мм³;

МПа.

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала по [1, с. 256, п.11.3.7]:

;

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений [1, с. 258, таблица 11.2]:

; ;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, с. 258, таблица 11.3]:

;

- коэффициент влияния шероховатости, [1, с. 258, таблица 11.4],

;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, с. 258, таблица 11.5], ;

;

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа [1, с.259, п.11.3.8]:

;

;

где и пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. = 410 MПа; = 240 МПа [7, с. 145, таблица 10.2].

МПа;

МПа;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [1, с.259, п.11.3.9]:

;

.

Определим общий коэффициент запаса прочности [1, c. 259, п. 11.3.10]:

.

Условие прочности выполняется.

Проверим тихоходный вал в сечении подшипника, ближнего к открытой передаче. Концентратором напряжения является посадка подшипника с натягом. Для выбранного сечения рассчитаны параметры: диаметр вала d₄ = 35 мм; суммарный момент M_?? = 141242 Н*мм; крутящий момент T₁ = 90435 Н*мм.

Определим напряжения в опасных сечениях вала:

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба

[1, с.255, п.11.3.6]:

;

где M_?? -суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении,

W_нетто=0,1*d³ - осевой момент сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1];

W_нетто=0,1*35³= 4287,5 мм³;

МПа.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла ф_a равна половине расчетных напряжений кручений ф_k [1, с.255, п.11.3.6]:

;

где W_рнетто= 0,2*d³ - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, [1, с.256, таблица 11.1];

W_рнетто= 0,2*35³ = 8575 мм³;

МПа.

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала по [1, с. 256, п.11.3.7]:

;

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1, с. 258, таблица 11.2];

, ;

- коэффициент влияния шероховатости, [1, с. 258, таблица 11.4],

;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения [1, с. 258, таблица 11.5], ;

;

;

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, МПа [1, с.259, п. 11.3.8]:

;

;

где и пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. = 410 MПа; = 240 МПа [7, с. 145, таблица 10.2].

МПа;

МПа;

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям [1, с.259, п.11.3.9]:

;

.



Определим общий коэффициент запаса прочности [1, c. 259, п. 11.3.10]:

.

Условие прочности выполняется.

14. 

13. писание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы (поз. 10, 11) закладывают шпонки (поз. 37, 38, 39) и напрессовывают элементы передач редуктора. Подшипники (поз. 30) следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100?C, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора (поз. 13) и надевают крышку корпуса (поз. 16), покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов (поз. 40). Затягивают болты (поз. 20, 21), крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников (поз. 4, 14, 15) с комплектом металлических прокладок (поз. 18), регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжеты (поз. 27, 28). Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами (поз. 24). Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия (поз. 9) с прокладкой (поз. 17) и крышку- маслоуказатель (поз. 1). Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой (поз. 5) с прокладкой (поз. 19), закрепляют крышку болтами (поз. 23). Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.



14. Регулировка подшипников и зацеплений

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни (11) обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана (8), в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора. Это перемещение также осуществляется с помощью набора металлических прокладок, которые устанавливают под фланцы стаканов.

Чтобы сохранялась регулировка подшипников, суммарная толщина набора прокладок должна оставаться без изменений. Суммарную толщину набора определяют при сборке.



Список литературы

1. А. Е. Шейнблит, «Курсовое проектирование деталей машин», «Высшая школа», Москва 1991 г.

2. В. Л. Николаенко, «Прикладная механика. Курсовое проектирование», БНТУ, Минск 2010 г.

3. П. Ф. Дунаев, А. П. Леликов, «Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для машиностроительных спец. вузов», 4-е изд., перераб. и доп., «Высшая школа», Москва, 1985 г.

4. Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда, «Детали машин. Проектирование», УП «Технопринт», Минск 2001 г.

5. М. Н. Иванов, «Детали машин», издание 6, «Высшая школа», Москва 2000 г.

6. С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др, «Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов», 2-е изд., перераб. и доп., М.: Машиностроение,1988.

7. ГОСТ 12289-76

Размещено на Allbest.ru