Транспортирующие машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ

1.1 Введение

Тележка с цепным приводом [1, c. 284] предназначена для перемещения грузов по отдельным технологическим операциям. Она состоит из приводной и натяжной звездочек, охватывающей их тяговой цепи, на которой закреплена тележка, движущаяся по рельсам. Тяговая звездочка приводится в движение за счет привода.

Привод (рис. 1) включает в себя электродвигатель 1, ременную передачу 2, двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной тихоходной ступенью (Ц2рт) 3, муфту 4.

Масштаб выпуска - единичный: способ получения корпусных деталей - сварка, заготовок зубчатых колес - прокат, поковка.

1.2 Энергетический и кинематический расчет привода

1.2.1 КПД привода

Общий КПД привода [2, c. 7] в соответствии с рис.1 (ТЗ) схемы:

где согласно [2, c. 7] представлены в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - КПД кинематических пар привода

Ременная передача	Зубчатая закрытая передача	Муфта	Подшипники качения вала приводной звездочки
	цилиндрическая



1.2.2 Подбор электродвигателя

При заданной циклограмме нагружения режим технологического процесса фиксирован, двигатель работает в повторно-кратковременном режиме с продолжительностью включения под нагрузкой [2, c. 7] 10 мин ? t ? 60 мин. кинематический электродвигатель привод редуктор

Потребная мощность электродвигателя, кВт,

где - эквивалентный вращающий момент, Н·м

- коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному,

- номинальный длительный (число циклов ) момент, равный моменту на приводной звездочке [2, c. 7]:

где

- шаг цепи, - число зубьев на звездочке.

- частота вращения приводной звездочки, :

.

Тогда

Возможные к применению двигатели [2, c.23,24] приведены в табл. 1.2.

Таблица 1.2 - Характеристики двигателей

Вариант	Марка двигателя					Масса, кг
1	АИР 63В2У3	0,55	2730	2,2	2,2	5,5
2	АИР 71А4У3	0,55	1350	2,3	2,4	8,3
3	АИР 71В6У3	0,55	915	1,9	2,2	9,7
4	АИР 80В8У3	0,55	700	2,0	2,1	13
Форма исполнения двигателей - IM 1081 (на лапах). Все двигатели удовлетворяют условиям пуска:

1.2.3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число привода и его разбивка по ступеням передач для четырех вариантов двигателей приведены в табл. 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены: - редуктора;

- быстроходной ступени редуктора; - тихоходной ступени редуктора; - ременной передачи.

При разбивке были использованы рекомендации [2, c.12] для цилиндрического редуктора с раздвоенной тихоходной ступенью (рекомендуемые 12,5…25); ; ( с округлением до ближайшего числа по ГОСТ 2185-66) и для ременной передачи [2, c.11] (рекомендуемые 2…3).

Отклонение общего передаточного числа при округлении [2, c.14] :



Таблица 1.3 - Разбивка по ступеням передач

Вариант	Двигатель
1	63В2	206,82	45	7,63	5,9	8	5,6	44,8	4,59	205,9	0,4
2	71А4	102,27	25	5,68	4,4	5,6	4,5	24,64	4,09	100,78	1,4
3	71В6	69,32	25	5,68	4,4	5,6	4,5	24,64	2,77	68,25	1,5
4	80В8	53,03	20	5,09	3,93	5	4	20	2,65	53	0,1
Примечание - Передаточное число оставлено без округления (округляется при расчете данной передачи), поэтому

Исходя из указанных рекомендаций по передаточным числам для заданного привода выбираем

ДВИГАТЕЛЬ АИР 80В8У3 ТУ 16-525.564-84.

Размеры выбранного двигателя [2, c.25,26] представлены на рис.1.1.

Габариты, мм:

Установочные и присоединительные размеры, мм:

Исполнение IM 1081.

Рисунок 1.1 - Размеры двигателя



1.2.4 Частоты вращения и моменты на валах

Частота вращения i-го () вала [2, c.14]:

, 1.4)

где - передаточное число между валом двигателя () и i-м валом привода (рис. 1.2).

Рисунок 1.2 - Кинематическая схема привода

Вращающий момент на j-м валу (

, 1.5)

где - соответственно передаточное число и КПД между валом приводной звездочки и j-м валом привода.

Результаты расчета по формулам (1.4) и (1.5) для выбранного варианта двигателя представлены в табл. 1.4.



Таблица 1.4 - Частоты вращения и моменты на валах

Вал	Параметры
		,			, Н·м
I	1	700	53	0,867	13,88
II	2,65	264,2	20	0,91	35,1
III	13,25	52,8	4	0,94	169,6
IV	53	13,2	1	0,97	657,6
V	53	13,2	1	1	637,88

1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Основные геометрические параметры передач будут определяться из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [3, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом единичного производства принимаем сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71.

Обе ступени редуктора цилиндрические косозубые. Выпуск единичный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям [3, c.3], чтобы получить , назначаем термообработку зубьев:

- шестерни - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

- колес - улучшение (У2).

Механические свойства стали 35ХМ после термообработки [3, c.5] с предположением, что у заготовок мм и мм, даны в табл. 1.5.



Таблица 1.5 - Механические свойства и из стали 35ХМ

Наименование параметра	Зубчатое колесо	Примечание
	шестерня	колесо
1.Термообработка	закалка ТВЧ (ТВЧ1)	улучшение (У2)	[3, c.3, рис. 1.1]
2.Твердость поверхности средняя по Роквеллу по Бринеллю по Виккерсу	(48-53) HRC 50,5 HRC 480 HB 520 HV	(269-302) HB 285HB 285HV
3.Предел прочности	920	920
4.Предел текучести	790	790
Примечание - .

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рис. 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [3, c. 8]:

где - показатель степени отношения моментов: - показатель степени кривой усталости: и тогда

При расчете по контактным напряжениям

При расчете по напряжениям изгиба

Судя по величинам , заданный режим нагружения наиболее приближается [3, c. 8, табл.2.1] к тяжелому типовому режиму.

Требуемая долговечность передачи в часах [3, c.8]:



где - коэффициент годового использования; - коэффициент суточного использования; года - срок службы передачи.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [3, c.8]:

где - частота вращения зубчатого колеса, ;

- число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса [3, c.9]: .

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [3, c.8]:

Базовое число циклов перемены напряжений [3, c.9]:

- по контактным напряжениям где - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям

Результаты расчета , , , , представлены в табл. 1.6.

Таблица 1.6 - Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо		Число циклов в миллионах
					Сравнение		Сравнение
Б.ст.*		264,2	109,98	49,27	81,68		39,26
		52,8	21,98	9,85	23,37		7,85
Т.ст.		52,8	21,98	9,85	81,68		7,85
		13,2	5,49	2,46	23,37		1,96
Примечание - *Б.ст. - быстроходная, Т.ст. - тихоходная ступени редуктора.

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение [3, c.10], МПа:

где - допускаемые контактные напряжения в прямых зубьях, МПа;

- наименьшее из двух значений и .

Согласно [3, c.9]

где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [3, c.9]:

- для шестерен (закалка ТВЧ)

- для колес (улучшение)

- коэффициент долговечности [3, c.10] в зависимости от отношения - коэффициент запаса прочности [3, c.10]: для для произведение .

Расчеты по формулам (1.7), (1.8) представлены в табл. 1.7.

Таблица 1.7 - Допускаемые контактные напряжения МПа

Ступень, зубчатое колесо
Б.ст.		1,66	1,088	864		661
		2,37	1,155	605	756
Т.ст.		8,29	1,423	1130		851
		9,5	1,455	762	953

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 коэффициент расчетной нагрузки [3, c.12]

где - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; - влияние учтено в циклограмме нагружения (рис. 2 ТЗ);

- коэффициент, внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций: для цилиндрической передачи [3, c.14]

здесь - начальное (до приработки) значение коэффициента [3, c.16];

- коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [3, c.16];

- коэффициент, учитывающий влияние жесткости пары зубьев и погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: для цилиндрической косозубой передачи [3, c.17]

где - начальное до приработки зубьев: при HB [3, c.17]:

здесь - число степени точности передачи по нормам плавности.

По рекомендациям [3, c.13] для 8-й схемы быстроходной ступени коэффициенты рабочей ширины зубчатого венца при HB равны 0,315…0,5 , а для 3-й схемы тихоходной ступени при тех же условиях Принимаем для быстроходной ступени , для тихоходной ступени . Тогда по формуле получим

(.

Расчет коэффициентов входящих в формулу (1.9), выполнен в табл. 1.8.

Таблица 1.8 - Коэффициенты расчетной нагрузки

Наименование параметра	Источник	Ступень редуктора	Примечание
		быстроходная	тихоходная
1.Частота вращения	табл. 1.4	264,2	52,8
2.Момент	табл. 1.4	35,1	169,6
3.Скоростной коэффициент	[3, c.14]	1600	ТВЧ1+У2
4.Окружная скорость	[3, c.14]	0,46	0,20
5.Степень точности	[3, c.14]	8	8
6.Твердость зубьев наименьшая в паре по Виккерсу	табл. 1.5	285 HV
7.Коэффициент	[3, c.15]	1,02
8.Коэффициент	[3, c.16]	1,2	1,6
9.Коэффициент	[3, c.17]	0,42	0,41
10.Коэффициент	(1.10)	1,084	1,246
11.Коэффициент принято	(1.12)	1,75 1,6	HB
12.Коэффициент	(1.11)	1,252	1,246
13.Коэффициент	(1.9)	1,384	1,584

1.3.5 Расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [3, c.19]:



Для раздвоенной тихоходной ступени в формуле (1.13) удваивается

По заданию выпуск единичный - передача нестандартная; принимаем

(отклонение от

Рабочая ширина зубчатого венца определяется по формуле

Принимаем

1.3.6 Расчет быстроходной ступени

По формуле (1.13) получаем

Принимаем (отклонение от

Рабочая ширина зубчатого венца по формуле (1.13)

Округляем и получаем

1.3.7 Допускаемые напряжения на изгиб в зубьях шестерен

Согласно [3, c.10] допускаемое напряжение на изгиб в зубьях колес и шестерен



где - базовый предел изгибной выносливости зубьев. По [3, c.11, табл. 3.3]

. - коэффициент долговечности при изгибе. Для быстроходной ступени и тихоходной ступени , так как .

1.3.8 Параметры цилиндрических ступеней редуктора

Рассчитанные по формулам [3, c.20], [4, c.4] параметры представлены в табл. 1.9.

Таблица 1.9 - Параметры цилиндрических ступеней редуктора

Наименование параметра	Формула	Результат по ступеням
		быстро- ходная	тихоход- ная
1.Ширина зубчатого венца принято: колеса шестерни	передача нестандартная	31,5 32 36	25 25 28
2.Модуль, мм: минимальный рекомендуемый принято	ГОСТ 9563-60	1,05 1…2 1,5	2,16 1,25…2,5 2,5
3.Минимальный угол наклона зубьев		10,81	23,58
4.Суммарное число зубьев округление	до целого числа	131,1 131	91,7 92
5.Фактический угол наклона зубьев		10,734752	23,073918
6.Числа зубьев: шестерни принято колеса		21,83 22 109	18,4 18 74
7.Фактическое передаточное число		4,95	4,11
8.Диаметры окружностей при , мм: делительных -шестерни -колеса вершин зубьев впадин зубьев		33,59 166,41 36,59 169,41 29,84 162,66	48,91 201,09 53,91 206,09 42,66 194,84
9.Окружная скорость		0,46	0,14

1.4 Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости

[4, c.19], [5, c.42], мм, , где - расчетный коэффициент; - момент на валу, Н·м, (табл. 1.4):

Таблица 1.10 - Диаметры валов редуктора

Вал
Входной (конец вала)	7	35,1	22,92	25
Промежуточный (под колесом)	6…7	169,6	33,21…38,74	35
Выходной (конец вала)	5…6	657,6	43,48…52,18	50

1.5 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск привода единичный, способ получения корпуса и крышки редуктора - сварка. Материал - сталь Ст3 ГОСТ 380-94.

В табл. 1.11 приведены размеры основных элементов редуктора, необходимы для компоновки ременной передачи и использованы на чертежах, по рекомендациям [5].



Таблица 1.11 - Размеры элементов редуктора

Наименование параметра	Обозна-чение	Формула	Величина, мм	Приме-чание
			расчетная	принято
1.Толщина стенки: - литого корпуса - литой крышки - сварного корпуса - сварной крышки			6,58 5,92 5,26 4,74	7 6	[5, c.289]
2.Толщины: - фланца корпуса - фланца крышки - опорных лап - ребер жесткости			7,89 7,11 12,36 4,27	8 8 20 5
3.Компоновочный размер Зазоры: между колесами и стенкой: - по диаметрам и торцам - между и дном		рис. 1.3, а	346,34 10,02 30…40	347 10 35	[5, c.49] [5, c.48] [5, c.48]
4.Выступы валов за внешнюю плоскость крышки редуктора			6…8	7	[5, c.53]
5.Расстояние между зубчатыми колесами			4…7	13	[5, c.49]
6.Диаметры винтов - крышки редуктора к корпусу - лапы к раме - число винтов - крышек подшипников - число винтов - крышки смотрового люка		при	10,87 13,59 4 8 4 6…7,2	12 16 4 8 4 6	[5, с.169] [5, c.297]
7.Ширина: - фланца корпуса и бобышек подшипников - опорной лапы			30,2 41,8…45	40 42	[5, c.296] [5, c.300]
8.Расстояние от края до оси винтов: - -			11,41 17,6…19,2	12 18	[5, c.296] [5, c.300]
10.Высота центров			158	158
Примечания. 1) Принято и в целях унификации толщин листов заготовок. 2) Так как . 3) Крышки подшипниковых узлов привертные. 4) Для винтов с круглыми головками с учетом катета сварного шва - отверстие под болт М16.

Рисунок 1.3 - Конструктивные размеры редуктора и компоновка ременной передачи

1.6 Расчет клиноременной передачи

1.6.1 Исходные данные

Момент на валу электродвигателя потребная мощность электродвигателя ; частота вращения вала электродвигателя передаточное число ременной передачи .



1.5.2 Компоновка передачи

Высота центров редуктора (рис. 1.3,б), а высота до оси вала электродвигателя . Габариты электродвигателя ; , расстояние от оси быстроходного вала до фланца корпуса редуктора

Значит, проекция межосевого расстояния на ось от оси быстроходного вала редуктора до оси вала электродвигателя будет равна

- расстояние между электродвигателем и редуктором, примем

Тогда , а проекция межосевого расстояния на ось равна

1.5.3 Выбор сечения ремня

По заданию ременная передача - клиноременная с узким ремнем. В зависимости от по таблице [6, с.22, табл. П4] выбираем сечение клинового узкого ремня SPZ(УО) (Размеры сечения и другие параметры приведены в табл.1.11).

Таблица 1.11 - Параметры сечения ремня

Тип ремня	Обозна- чение сечения	Размеры сечения, мм	Масса 1 м ремня , кг	Расчетная длина	Минималь- ный диаметр шкива	Переда- ваемый момент
						пло- щадь
Клиновой узкий по ТУ 38-40534-75	SPZ(УО)	8,5	10	8	2	56	0,084	630…3550	63	< 150



1.5.4 Определение параметров ременной передачи

Из условий компоновки и с целью снижения напряжений изгиба и увеличения долговечности ремней диаметр ведущего шкива принимаем по ГОСТ 50641-94, при этом учитывая условие .

По формуле [6, c. 8] диаметр ведомого шкива

где - передаточное число ременной передачи; - коэффициент упругого скольжения (для клинового кордтшнурового ремня .

Фактическое передаточное число [6, c.8]

Линейная скорость ремня на шкиве

Межцентровое расстояние равно .

Угол обхвата ремнем малого шкива [6, c.9]

Расчетная длина ремня



где ; .

Округляется до стандартной величины.

Номинальное межцентровое расстояние определяется по формуле [6, c.9]

Для компенсации удлинения ремней в процессе эксплуатации, а также для свободной установки новых ремней на шкивы должно быть предусмотрено регулирование межосевого расстояния .

Результаты расчета приведены в табл. 1.12.

1.5.5 Расчет напряжений и тяговой способности ремня

Рис. 1.4 - Схема расчета передачи



Необходимое число ремней в соответствии с ГОСТ 1284.3 - 96 определяется по формуле [6, c.8]

где - передаваемая мощность привода в условиях эксплуатации, кВт;

- коэффициент динамичности нагрузки и режима работы;

- потребная мощность электродвигателя, кВт;

- номинальная мощность, кВт, передаваемая одним ремнем определенного сечения и длине при угле обхвата и спокойном режиме работы;

- коэффициент угла обхвата;

- коэффициент, учитывающий длину ремня;

- коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте.

Передаваемая окружная сила определяется по формуле [6, c.10]

где - скорость ремня, м/с;

- количество ремней в передаче.

Предварительное натяжение ремня [6, c.11]

где - погонная масса ремня, кг/м.

Силы, действующие на валы [6, c.15]



Напряжения в ремне, МПа:

- напряжение предварительного натяжения;

где - площадь сечения ремня;

- полезное напряжение от передаваемой силы;

- напряжение от центробежных сил;

где - плотность материала ремня;

- напряжение растяжения;

- напряжения изгиба на меньшем шкиве;

- коэффициент, учитывающий разную степень влияния на напряжения изгиба малого и большого шкивов;

Отсутствие достаточного количества экспериментальных данных для узких клиновых ремней пока не позволяет рассчитывать их на долговечность. Для них ограничиваются проверкой условия допустимой частоты пробега ремня в секунду [6, c.17]

- частота пробега ремня, , - для узких клиновых ремней.

Результаты расчета представлены в табл. 1.12.

Таблица 1.12 - Параметры ременной передачи

Параметры	Результаты расчета при , мм
	1	2	3
Наименование	Источник	67	90	106
1.Диаметр ведомого шкива: расчетный принято	формула (1.15)	175,8 180	236,1 236	278,1 280
2.Фактическое передаточное число	формула (1.16)	2,71	2,65	2,67
3.Скорость ремня, м/с	формула (1.17)	2,45	3,3	3,88
4.Угол обхвата , град	формула (1.18)	168,1	164,6	161,6
5.Длина ремня: расчетная принято	формула (1.19)	1473,7 1500	1601,7 1600	1700,1 1700
6.Межцентровое расстояние	формула (1.20)	553,2	539,1	539,9
7.Регулирование , мм (увеличение ) (уменьшение ) Ход регулирования Угол наклона оси шкивов , град Проекция		60 30 90 8 89	64 32 96 8,21 95	68 34 102 8,19 101
8.Номинальная мощность ,кВт	[6, c.28,рис. П6]	0,3	0,69	0,84
9.Коэффициенты:	[6, c.25] [6, c.11] [6, c.12] [6, c.12]	1 0,98 0,99 0,8	1 0,95 1 0,83	1 0,95 1,01 0,83
10.Число ремней: расчетное принято	формула (1.21)	2,36 3	1,01 2	0,82 1
11.Передаваемая окружная сила , Н		75	83	142
12.Предварительное натяжение , Н	формула (1.22)	60	69	117
13.Сила на валах , Н проекции	формула (1.23)	358 356 50	273 270 39	231 229 33
14.Натяжение ремня, МПа коэффициент	[6, c.17]	1,07 1,34 0,01 1,75 5,97 0,29 2 7,72	1,23 1,48 0,02 1,99 4,44 0,45 2 6,43	2,09 2,54 0,02 3,38 3,77 0,9 2 7,15
15.Частота пробега ремня		1,6	2,1	2,3



Все три варианта удовлетворяют ограничениям по габаритам (. Варианты 2 и 3 наиболее приближены к заданным межцентровому расстоянию и передаточному числу. Выбираем вариант 3(, так как наибольшие диаметры шкивов обеспечивают снижение напряжений изгиба и сил действующих на валы, а также увеличивают долговечность ремней.

По 3 варианту принимаем ремень

РЕМЕНЬ SPZ(УО) - 1700 ТУ 38-40534-75

1.7 Подбор муфты

Муфта в приводе соединяет конец выходного вала () редуктора с концом вала ведущей звездочки (.

Расчетный момент, передаваемой муфтой [7, c.4],

- коэффициент режима работы (приводы конвейеров, испытательных установок); .

Ориентируясь на муфту с упругим элементом, по каталогу [6, c.31] из условия ; где - момент по паспорту муфты, для выбираем муфту втулочно-пальцевую:

МУФТА УПРУГАЯ ВТУЛОЧНО-ПАЛЬЦЕВАЯ 1000 - 50 - 2 У3

ГОСТ 21424-93

При , , исполнении 2 (длинный цилиндрический конец вала) муфта имеет размеры , , , допустимая частота вращения



2. ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ

2.1 Основные параметры привода

1. Основные параметры редуктора, необходимые для дальнейших расчетов, приведены в табл. 2.1.

Таблица 2.1 - Параметры редуктора

Ступень
Б.ст.	100	32		1,5	22	109	4,95	20,34	33,59	166,41	36,59	29,84
Т.ст.	125	25		2,5	18	74	4,11		48,91	201,09	53,91	42,66

2. Общее передаточное число привода

Отклонение от (табл. 1.3) - в пределах допуска.

3. Уточнение и по формулам (1.4) и (1.5):

Вал (рис. 1.2)	I	II	III	IV	V
	700	262,2	52,9	12,9	12,9
	13,6	34,5	165,1	657,6	637,88

Скорости редуктора

4. Диаметры валов редуктора, мм:

под зубчатыми колесами

под подшипниками качения

Примечание - * Под зубьями шестерен; ** свободная от передачи часть

Диаметр вала ведущей звездочки

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен [3, c. 5]: ;

мм; мм.

Толщины ободов заготовок колес [3, c. 5]:

;

.

Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по размерам заготовок выбраны правильно.

2.2.2 Допускаемые напряжения

1. Допускаемые расчетные контактные напряжения (табл.1.7) не изменились: быстроходная ступень ; тихоходная ступень .

2. Уточненные допускаемые напряжения на сопротивление усталости при изгибе определяют раздельно для и по формуле [4, c.14]:

где - базовый предел выносливости на изгиб;

[3, c.11] - коэффициент запаса прочности;

- коэффициент долговечности при изгибе; для шестерен обоих ступеней и колеса быстроходной ступени , так как , а для колеса тихоходной ступени , так как и .

[4, c.14] - опорный коэффициент:

- быстроходная ступень ;

- тихоходная ступень ;

- коэффициент шероховатости переходной поверхности [4, c.14]: при зубофрезеровании и шлифовании ;

- коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес.

По формуле (2.1) будем иметь:

- быстроходная ступень ;

- тихоходная степень: для шестерни

для колеса

3. Допускаемые контактные напряжения при действии максимальной нагрузки

[4, c.15]:

- шестерня : закалка ТВЧ;

- колесо : улучшение;

Предельные напряжения зубьев при изгибе [4, c.15]:

где при - ; ; .

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки



[4, c.15]:

где - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; ;

- коэффициент запаса прочности: - при 99%-ной вероятности неразрушения зубьев;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки

: заготовка - прокат, ; : заготовка - поковка, .

Тогда ; ; ; .

2.2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки

Коэффициент внешней динамической нагрузки, как указано выше,

1. Коэффициенты [4, c.6]:

где - удельная окружная динамическая сила, , для цилиндрической передачи [4, c.7]:

здесь - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев [4, c.7]; - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления и [4, c.7]; - окружное усилие, Н.

Результаты расчета приведены в табл. 2.2.

Таблица 2.2 - Коэффициенты

Ступень редуктора	Параметры
быстроходная		2054	0,02	5,6	0,23	<380	1,004
			0,06		0,69		1,011
тихоходная		6751	0,02		0,09		1,0007
			0,06		0,26		1,002

2. Коэффициенты и [4, c.7] не изменились (табл. 1.8):

Б. ст.	1,2	1,084	1,6	1,252
Т. ст.	1,6	1,246		1,246

Коэффициенты и при расчете на изгиб: ; ; ; ; .

3. Коэффициенты расчетной нагрузки:

Б. ст. ;

.

Т. ст. ;

.

2.2.4 Контактные напряжения и

1. Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления [4, c.5]:

где коэффициенты определяют:

a) - коэффициент механических свойств материала и : для стали ;

б) - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев:

, здесь - делительный угол профиля в торцовом сечении; при угол зацепления ; - основной угол наклона зубьев;

в) - коэффициент суммарной длины контактных линий: ,

здесь - коэффициент торцового перекрытия: при

.

Расчет параметров в формуле (2.2) приведен в табл. 2.3.

Таблица 2.3 - Параметры контактных напряжений

Ступень	Параметры
		, град
Б. ст.	20,327296	10,080378	2,46	1,68	0,77	359,9
Т. ст.	21,584721	21,609751	2,33	1,67	0,78	345,3

Контактные напряжения по формуле (2.2):

Б. ст.

.

Т.ст.

.

Условие прочности для обеих ступеней выполняется. Отклонение [4, c.18] тихоходной ступени, определяющей по контактной выносливости ,

.

2. Максимальные контактные напряжения при кратковременной перегрузке



[4, c.8]

где - по характеристике двигателя (табл. 1.2):

Б. ст..

Т. ст..

Условие прочности выполняется.

2.2.5 Напряжения изгиба и

1. Расчетное местное напряжение от изгиба

где - коэффициент формы зуба

[4, c.8]: при , здесь - эквивалентное число зубьев [4, c.8];

- коэффициент наклона зубьев [4, c.8], здесь

- коэффициент осевого перекрытия;

- коэффициент перекрытия зубьев.

Расчет параметров в формуле (2.3) приведен в табл. 2.4.

Таблица 2.4 - Параметры изгибных напряжений

Ступень	Параметры
Б. ст.	23	115	4,04	3,58	1,27		0,59
Т. ст.	23	95	4,04	3,61	2,49	принимаем 0,7	0,6

Напряжения изгиба по формуле (2.3):

Б. ст. ;

.

Т. ст.

Условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

2. Максимальные изгибные напряжения при кратковременной перегрузке [4, c.8]

Б. ст. ;

.

Т. ст. ;

.

Условие прочности выполняется.

2.2.6 Конструктивные ограничения [4, c.18]

1. Условие прочности и жесткости валов по диаметрам впадин окружностей шестерен [4, c.18] (29,84>1,25·22,91=28,64 мм) и

(42,66>35 мм) выполняется.

2. Условие компоновки тихоходной (более нагруженной) ступени по межосевому расстоянию предусматривает размещение в корпусе редуктора (рис. 2.1) подшипников выходного и промежуточного валов с наружными диаметрами соответственно () и (), а между ними должна быть размещена резьба винта крепления крышки и корпуса редуктора. Условие компоновки [4, c.19] по величине зазора :

Предварительно принимая подшипники 36210 [7, c.108] () и 36206 (), получим

В пределах должен обеспечиваться зазор между окружностью вершин колеса быстроходной ступени и диаметром тихоходного вала . Величина зазора:

Оба условия компоновки выполняются.

Рис. 2.1 - Конструктивные ограничения

2.3 Конструкция зубчатых колес

1. Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах.

2. Конструкция колес показана на рис. 2.2, размеры их даны в табл. 2.5 [5, c.67].

Производство единичное, диаметр , заготовки колес поковки.

Таблица 2.5 - Размеры колес в соответствии с рис. 2.3

Наименование	Рекомендации	Размер, мм
		Б. ст.	Т. ст.
1.Диаметр вершин	таблица 1.9	169,41	206,09
2.Ширина венца	таблица 1.9	32	25
3.Диаметр вала	подраздел 2.1	60	55
4.Диаметр ступицы		90	90
5.Длина ступицы		60	60
6.Толщина обода		5	7
7.Фаска		1	1,4
8.Радиус		6	6

Рис. 2.2 - Конструкция зубчатых колес

2.4 Смазка зацеплений и подшипников

Скорости и контактные напряжения ступеней: Б. ст. м/с;

МПа; Т. ст. м/с; МПа.

При скоростях [5, c.199] применяют картерную смазку окунанием зацеплений. В двухступенчатом редукторе колеса обоих ступеней должны окунаться в масло. Глубина погружения колеса в масло [5, c.200]

но не менее 10 мм.

Рис. 2.3 - Уровни масла в редукторе

Диаметр , поэтому следует определять по быстроходной ступени:

Принимаем

У колеса тихоходной ступени

В соответствии с рис. 2.2 и табл. 1.11 высота верхнего уровня масла

Минимально необходимый объем масла для смазывания зубчатых передач

Фактический объем масла в картере редуктора

- внутренняя длина корпуса;

мм - внутренняя ширина корпуса;

или .

Требуемая кинематическая вязкость масла [5, c.200] при средних значениях МПа и (при Рекомендуемая марка масла И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88

.

Смазка подшипников при (у нас [5, c.202] применяют консистентную смазку. Выбираем смазочный материал ЦИАТИМ-201

ГОСТ 6267-74. При этом гнезда подшипников с внутренней стороны закрыты мазеудерживающими кольцами для предотвращения вытекания консистентной смазки и попадания масла из картера редуктора, а с внешней стороны выходные концы валов манжетными уплотнениями типа 1 по ГОСТ 8752 - 79.

Для герметизации плоскость разъема крышки и корпуса редуктора перед окончательной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика УТ-34 ГОСТ 24285 - 80.



2.6 Усилия в передачах

Усилия, действующие в передачах, показаны на рис. 2.4.

Рис. 2.4 - Схема сил в передачах

На рис. 2.4 направления сил и изображены с переменой осей координат в отличие от рис. 1.4.

Формулы сил цилиндрической передачи [4, c.21]:

где соответственно для ступеней (рис. 2.4):

Ступень
Быстроходная	34,5	33,59	20,3	10,7	2054	760	388
Тихоходная	165,1	48,91	21,6	23,1	6751	2673	2880

Внешняя осевая сила на промежуточном валу

и в соответствии с рис. 2.4. направлена в сторону левой опоры.

Консольная нагрузка от муфты на конце выходного вала [8, c.24]

где - окружная сила муфты на диаметре расположения соединительных элементов муфты.

2.7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

2.7.1 Исходные данные

Расчетные диаметры валов

Концы входного и выходного вала цилиндрические; исполнение концов - тип 2 (короткие).

Параметры подшипников приведены в табл. 2.6.

Таблица 2.6 - Параметры опор валов

Параметры	Валы	Примечание
	входной	промежуточный	выходной
1.Диаметр цапфы вала , мм	25	30	50
2.Подшипник	36205 ГОСТ 831-75	36206 ГОСТ 831-75	210 ГОСТ 8338-75	[5, c. 459]
3.Габаритные размеры , мм	5215	6216	9020
4.Установка	«враспор»
5.Расстояние			-	округлено

Длины участков валов определены на компоновочном чертеже и сведены в табл. 2.7.

2.7.2 Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

Входной вал

Горизонтальная плоскость Х

1) реакции опор:



,

,

;

.

2) изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость Y

1) реакции опор:

,

,

;

.

2) изгибающие моменты:



Промежуточный вал

Горизонтальная плоскость Х

1) реакции опор:

,

;

,

;

.

2) изгибающие моменты:

Вертикальная плоскость Y

1) реакции опор:

,

;

,

;

.

2) изгибающие моменты:

Выходной вал

Горизонтальная плоскость Х

1) реакции опор:

,

;

.

2) изгибающие моменты:



Вертикальная плоскость Y

1) реакции опор:

,

;

,

;

.

2) изгибающие моменты:

3) изгибающие моменты от сил муфты:



Результаты расчетов по валам сведены в табл. 2.7

Таблица 2.7 - Расчет валов на статическую прочность

Параметры	Формула, источник	Результаты расчета по валам	Приме- чание
Наименование	Обоз- наче- ние		входной	промежу- точный	выходной
1.Длина участков, мм		Из компоновочного чертежа
2.Внешняя нагрузка, Н		Подраздел 2.6.	2054	6751	-
			-	2054	6751
			760	2673	-
			-	760	2673
			388	2880	-
			-	388	2880
			388	388	0
			-	-	1644
			33	-	-
			229	-	-
			34,5	165,1	657,6
3.Реакции опор, Н в плоскости Х		Из условия равновесия балок на двух опорах	984	4402,5	3375,5
			1037	4402,5	3375,5
в плоскости Y			650	1089	1336,5
			339	824	1336,5
радиальные			1179,3	4535,2	3630,5
			1091	4479	3630,5
4.Силы муфты, Н			-	-	2171
			-	-	527
5.Суммарные радиальные силы, Н			1179,3	4535,2	5801,5
			1091	4479	4157,5
6.Изгибающие моменты в расчетных сечениях, Н·м
от силы			6,52	70,43	-
от силы			-	32,28	289,57
в плоскости X			2,36	290,57	-
			124,44	348,08	248,1
			-	290,57	248,1
в плоскости Y			16,37	54,38	-
			-	19,16	-
			40,68	9,54	98,23
			34,16	22,74	46,56
			-	71,87	98,23
			-	36,65	46,56
суммарные			16,54	295,61	-
			130,92	348,21	266,84
			-	299,33	266,84
от сил муфты			-	-	136,45
			-	-	97,72
			-	-	38,73
расчетные			16,54	295,61	136,45
			130,92	348,21	364,56
			-	299,33	305,57
максимальные			37,73	620,78	286,55
			274,93	731,24	765,58
			-	628,59	641,7
7.Вращающий момент, Н·м			34,5	165,1	657,6
максимальный			72,45	346,71	1380,96
8.Максималь-ная осевая сила, Н			814,8	814,8	0
9.Диаметр вала, мм			25	42,66	50
			29,84	60	55
			-	42,66	55
10.Сечение шпонки		Сечение 2	-	18Ч11	16Ч10
11.Моменты сопротивления сечений ,
осевой «нетто»			1,53	7,62	12,27	[8, c.25]
			2,61	18,74	14,51
			-	7,62	14,51
полярный «нетто»			3,06	15,24	24,54
			5,22	39,94	29,01
			-	15,24	29,01
12.Площадь сечения «нетто»			0,49	1,43	1,96
			0,7	2,73	2,28
			-	1,43	2,28
13.Напряжения, МПа: нормальные			26,32	82,04	23,35
			393,92	39,32	52,76
			-	83,06	44,22
касательные			23,68	22,45	56,27
			13,88	8,68	47,6
			-	22,45	47,6
14.Пределы текучести, МПа			790*	650**	[5, c.185]
			450	390
15.Коэффициенты запаса прочности			30,02	9,63	27,84
			2,01	20,09	13,32
			-	9,51	14,7
			19	20,04	6,93
			32,89	51,84	8,19
			-	20,04	8,19
Общий коэффициент			16,05	8,68	6,72	[8, c.25]
			2,01	18,73	5,31
			-	8,59	7,15
Примечание - *- материал валов шестерен сталь 35ХМ; **-материал валов сталь 45

В опасных сечениях 1, 2 и 3 всех валов . Статическая прочность валов при кратковременных перегрузках от максимальной нагрузки обеспечивается.

2.8 Подбор подшипников качения

Расчетная нагрузка и , действующая на подшипники, приведена в табл. 2.8.



Таблица 2.8 - Силы и на подшипниках

Параметр	Нагрузка на подшипниках валов
	входного	промежуточного	выходного
1.Внешняя нагрузка на опорах, Н
	1179,3 1091 388	4535,2 4479 388	5801,5 4157,5 0
2.Подшипник - силы, Н:[5, c.113]	36205 ГОСТ 831-75 9100 428,8 390	36206 ГОСТ 831-75 12000 2086,9 2055,4	210 ГОСТ 8338-75 19800 - - -
3.Расчетная осевая нагрузка , Н
Расчетная схема			-
Условие равновесия		-
Условие сборки		-
Допустим	428,8	2086,9	-
тогда	816,8	2474,9	-
Проверка	816,8 > 390	2474,9 > 2055,4	-
Таким образом			- -

Проверка ресурса подшипника выполнена в табл. 2.9.

Таблица 2.9 - Проверка ресурса подшипника

Параметры	Формулы	Результат расчета по валам	Примечание
наименование	обоз- наче- ние		входной	промежу- точный	выходной
1.Типоразмер		ГОСТ 831-75 ГОСТ 8338-75	36205	36206	210
2.Динамическая грузоподъемность, Н			16700	22000	35100	[5, c.459,464]
3.Частота вращения,			262,2	52,9	12,9
4.Диаметр, мм			25	30	50
5.Угол контакта, град			12°	12°	0°
6.Отношение			0,364<
			0,749>
7.Опора 1 Опора 2	X		1	0,45	1
	Y		0	1,53	0
	X		0,45	0,45	1	[5, c.113]
	Y		1,46	1,53	0
8.Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н			1769	7851	8702	1,5 1
			2525	8703	6236
9.Коэффициент приведения нагрузки к эквивалентной постоянной по графику рис. 2 (ТЗ)
10.Расчетная эквивалентная нагрузка, Н			1932	6658	6657
11.Скорректи- рованный ресурс, ч			28737	7957	132569	=0,7
Запас по ресурсу			4,14	1,15	19,11	=6938ч

Запас по ресурсу показывает, что надежность подшипников будет значительно выше, чем базовая при 90 процентах.

2.9 Расчет шпоночных соединений

Рис. 2.8 - Размеры шпонок



Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 [8, c.6]

Напряжения смятия [8, c.6]

где - расчетная длина шпонки типа для исполнения 1; -

- расчетная длина шпонки типа для исполнения 3; (рис. 2.7) - длина ступицы насаживаемой детали; - расчетная высота шпонки;

- допускаемое напряжение смятия: для шпонок из стали 45 и Ст5.

Размеры шпонок и расчет даны в табл. 2.10.

Таблица 2.10 - Расчет шпонок

Параметры	Вал
наименование	обозначение	входной	промежуточный	выходной
		Место соединения
		шкив (исп.3)	колесо (исп.1)	колесо (исп.1)	муфта (исп.3)
1.Диаметр вала, мм		25	60	55	50
2.Момент, Н·м		34,5	165,1	657,6	657,6
3.Длина ступицы, мм		40	60	60	82
4.Шпонка ГОСТ 23360-78
- размеры, мм		4	7	6	6	[8, c.6]
		3	3	4	4
		31,5	32	34	71
5.Напряжения		29,21	57,33	175,83	92,62
Условие прочности выполняется:



3. ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

3.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на сопротивление усталости

Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности [8, c.27]:

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле ();

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения при от нулевом цикле (

);

и - коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами образцов ();

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

В соответствии с рис. 2.7 и табл. 2.7 на валу три опасных сечения: 1, 2 и 3 с величинами расчетных моментов , , , .

Концентраторы напряжений:

сечение 1 - посадка внутреннего кольца подшипника

сечение 2 - посадка с натягом колеса и шпоночный паз (.

сечение 2 - посадка с натягом колеса и шпоночный паз ( .

Влияние на усталость концентратора напряжений дано в табл. 3.1.

Таблица 3.1 - Концентраторы напряжений в опасных сечениях

Параметры	Концентраторы напряжений	Примечание
	сечение 1	сечение 2, 3
	Ш50L0/k6	Ш55 H7/p6	шпоночный паз
1.Эффективный коэффициент концентрации напряжений				2,2	[8, c.30]; сталь 45;
				2,05
2.Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения				0,8
				0,69
3.Отношение	4,5	4,6	2,75	[8, c.30]
	2,7	2,75	2,97

Так как в сечении 2 от посадки больше, чем от шпоночного паза при незначительной разнице, то дальше расчет в сечении 2 ведем с учетом только натяга от посадки колеса .

Сечение 3 не рассчитывается на прочность так как, момент в 3 сечении меньше чем во в 2, а сечения их одинаковы.

Коэффициенты влияния качества поверхности [8, c.29] при чистовом шлифовании () ; .

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [8, c.29] - без упрочнения. Тогда в сечении 1 (Ш50L0/k6)

;

в сечении 2 (Ш55 H7/p6)

; .

Пределы выносливости образцов материала: сталь 45 [8, c.3] при и

Напряжения вычисляют по формулам: изгиба , кручения , где моменты сопротивления сечений и определены в табл. 2.6. Результаты расчета напряжений и коэффициентов запаса прочности представлены в табл. 3.2.

Таблица 3.2 - Напряжения и коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях

Сечение	Моменты сопротивления,	Напряжения, МПа	Коэффициенты запаса прочности
1	12270	24540	33,41	9,37	2,66	8,89	2,55
2	14510	29010	28,26	7,93	3,07	10,32	2,94

Во всех сечениях . Сопротивление усталости в опасных сечениях вала обеспечивается.

3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме

1.Схема внешней нагрузки на редуктор дана на рис. 3.1,а.

Рис. 3.1 - Внешняя нагрузка и расчетная схема болтов



Внешняя нагрузка на редуктор:

В расчетных схемах, как правило, наибольшая сила затяжки болтов требуется «на сдвиг», поэтому сила муфты приложена в горизонтальной плоскости стыка в сторону увеличения суммарной силы сдвига вместе с проекцией силы ременной передачи.

В соответствии с табл. 1.10 болты крепления лап редуктора: М12 ([10, c.31] , количество болтов . Болты установлены с зазором, диаметр отверстия под болт .

Длины, необходимые для выполнения расчета, взяты с чертежа редуктора и из табл. 1.10. Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.

2. Координаты центра масс (точка О на рис. 3.1, б) плоскости стыка:

. Координаты расположения осей болтов: .

Проекции внешней нагрузки относительно центральных осей плоскости стыка (рис. 3.1, а,б):

;

;

+

;

Под действием происходит сдвиг в плоскости стыка. Нагрузка , и прижимает стык перпендикулярно его плоскости. Так как нагрузка , и не растягивает болт то и расчет на отрыв производиться не будет.

3. Наиболее нагруженный болт 2(рис. 3.1,в):

Нагрузка на болт 2 от центральных сил

Нагрузка от вращающего момента [10, c.7], где в соответствии с рис. 3.1, б мм,

Суммарная сдвигающая сила, приходящаяся на болт 2 (рис. 3.1, в):

,

где угол между векторами острый и ;

.

4.Усилия предварительной затяжки на сдвиг [10, c.8]:

где - коэффициент запаса сцепления на сдвиг; - число плоскостей стыка; - коэффициент трения на стыке; - коэффициент внешней нагрузки на жестком стыке.

5.Расчетная сила на оси болта:

Расчетное допускаемое напряжение на разрыв болта:

Требуемая величина предела текучести ,

где [10, c.11]

- коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке. Тогда .

Учитывая единичное производство привода, из условия принимаем класс прочности болтов 6.6, для которого . В этом случае затраты на несколько штук болтов невелики.

Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключом:

что в пределах допустимого

6.Согласно рис. 3.2 длина болта

Рис. 3.2 - Длина болта

,

где - средняя толщина косой шайбы 16; - средняя толщина полки швеллера 18; - толщина лапы редуктора; - толщина пружинной шайбы 16; - высота гайки М16;

- выход резьбового конца болта;

По ГОСТ 7796-70 принимаем

7.БОЛТ М16-6gЧ60.66.45.016 ГОСТ 7796-70;

ГАЙКА М16-6Н.6.45.016 ГОСТ 5915-70;

ШАЙБА 16 45 ГОСТ 6402-70;

ШАЙБА 16 01 ГОСТ 10906-78.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Транспортирующие машины: учебник для вузов / А. О. Спиваковский, В. К. Дьячков. - М.: Машиностроение,1983.

2.Энергетический и кинематический расчеты приводов: метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; сост.: А. А. Ульянов. - Н. Новгород , 2000.

3.Зубчатые и червячные передачи. Ч.1: Проектировочный расчет: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. НГТУ; сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. - Н. Новгород, 2000.

4.Зубчатые и червячные передачи. Ч.2: Проектировочный расчет: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. НГТУ; сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. - Н. Новгород, 2001.

5. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для техн. спец. вузов. 8-е изд. /П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - М.: Высшая школа, 2001.

6. Ременные передачи. Ч.1: Методика расчета: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения. /НГТУ; Сост.: А. А. Ульянов, Н. В. Дворянинов, Ю. П. Кисляков. - Н. Новгород, 1999.

7.Муфты приводов: метод. указания по курсу «Детали машин и основы конструирования для студентов всех специальностей и форм обучения / НГТУ; сост.: А. А. Ульянов, Л. Т. Крюков, В. В. Андреев, - Н. Новгород, 2006.

8.Расчет и конструирование валов: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения /НГТУ; сост.: А. А. Ульянов, Ю. П. Кисляков, Л. Т. Крюков. - Н. Новгород, 1999.

9.Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. - 2-е изд. испр.: М.: Высшая школа, 2005.

10.Расчет болтовых соединений: метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения /НГТУ; сост.: А. А. Ульянов, Л. Т. Крюков и др. - Н. Новгород, 2004.

11.Образец пояснительной записки к курсовому проекту: метод. указания по курсу « Детали машин и основы конструирования» для студентов дневной и вечерней форм обучения машиностроительных и технологических спец. / НГТУ; сост.: В. А. Колтунов, А. А. Ульянов. Н.Новгород, 2010.

Размещено на Allbest.ru