Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора для машин непрерывного транспорта

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

ПРИАЗОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Курсовой работе по курсу «Детали машин»

Тема: Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора для машин непрерывного транспорта

Выполнила:

Ст.гр.МО-10

Гориченко Я.В.

Проверил:

Нефедов И. А.

г. Мариуполь, 2012 г.

ВВЕДЕНИЕ

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надёжность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Редуктором называют механизм, выполненный в виде самостоятельного агрегата с целью понижения частоты вращения ведущего вала и увеличения вращающего момента на ведомом валу.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных передач, установленных в отдельном герметичном корпусе, что принципиально отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редукторы широко применяют в приводах различных рабочих машин в разных отраслях машиностроения, поэтому число разновидностей их велико. Соединение редуктора с двигателем и рабочей машиной осуществляют с помощью муфт илиременных и цепных передач.

Широко применяют мотор-редукторы, представляющие собой объединённые в одно целое фланцевый высокоскоростной электродвигатель и редуктор, служащий для повышения вращающего момента. Мотор-редукторы экономичнее и имеют более высокие КПД и пусковой момент, чем обычные тихоходные высоко моментные электродвигатели.

Редукторы классифицируют по типам, типоразмерам и исполнениям. Тип редуктора определяют по виду применяемых зубчатых передач и порядку их размещения внаправлении от быстроходного вала к тихоходному, по числу ступеней передач и по расположению геометрической оси тихоходного вала в пространстве.

Для обозначения применяемых зубчатых передач используют прописные буквы: Ц -- цилиндрические, К -- конические, КЦ -- коническо-цилиндрические, Ч -- червячные, ЧЦ -- червячно-цилиндрические, ЦЧ -- цилиндрическо-червячные, Г -- глобоидные, П -- планетарные, В -- волновые.

По числу ступеней передач различают редукторы: одноступенчатые, двухступенчатые, трехступенчатые. Если число одинаковых передач две и более, то в обозначении редуктора после буквы ставят соответствующую цифру.

Широкий редуктор обозначают буквой Ш, узкий -- У, соосный -- С. В мотор-редукторах к обозначению впереди добавляют букву М (МП -- мотор-редуктор с планетарной зубчатой передачей).

По расположению геометрической оси тихоходного вала в пространстве различают редукторы горизонтальные, вертикальные и универсальные.

Если всевалы редуктора расположены в одной вертикальной плоскости, то к обозначению типа добавляют индекс В. Если ось тихоходного вала вертикальна, то добавляют индекс Т, если ось быстроходного вала вертикальна -- индекс Б.

Типоразмер редуктора определяют тип и главный размер (параметр) тихоходной ступени.

Для цилиндрической, червячной и глобоидной передач главным параметром является межосевое расстояние аw, конической -- внешний делительный диаметр колесаdе2, планетарной -- радиус водила Rw,волновой -- внутренний диаметр гибкого колеса d в недеформированном состоянии. Все перечисленные размеры в мм.

Другими параметрами зубчатых редукторов являются коэффициент ширины зубчатых колёс, модули (торцовые или нормальные) зубчатых колёс, углы наклона зубьев, а для червячных редукторов -- дополнительно коэффициент диаметра червяка.

Исполнение редуктора определяют передаточное число, вариант сборки и форма концевых участков валов (цилиндрическая, коническая).

Основная энергетическая характеристика редуктора -- номинальный вращающий моментТ2 на тихоходном валу. Показателем технического уровня редуктора является удельная масса г -- отношение массы (кг) редуктора к номинальному вращающему моменту Т2 (Н·м) на выходном валу. Чем меньше г, тем выше технический уровень редуктора.

Цилиндрические редукторы состоят из цилиндрических зубчатых передач. Благодаря своей долговечности, широкому диапазону передаточных вращающих моментов, простоте изготовления и обслуживания они широко распространены в машиностроении.

Одноступенчатые редукторы типа применяют при передаточных числах u? 6,3. Зацепление в большинстве случаев косозубое.

Двухступенчатые редукторы выполняют по развёрнутой, раздвоенной схемам.Диапазон u = 6,3...40.Наиболее распространены цилиндрические двухступенчатые горизонтальные редукторы типа Ц2,выполненные по развёрнутой схеме. Они конструктивно просты, технологичны, имеют малую ширину. Недостатком этих редукторов является неравномерность распределения нагрузки по длине зуба из-за несимметричного расположения колес относительно опор.

Для улучшения условий работы зубчатых колёс наиболее нагруженной тихоходной ступени применяют редукторы с раздвоенной быстроходной ступенью типа Ц2Ш. Для равномерной нагрузки обеих зубчатых пар быстроходной ступени их выполняют косозубыми (зубчатое колесо одной пары -- с правым, другой -- с левым зубом), а один из валов делают«плавающим», что обеспечивает самоустановку вала в осевом направлении. Такие редукторы легче редукторов по развёрнутой схеме (на 20%).

Соосные редукторы типа Ц2С имеют меньшую длину корпуса. Они проще по конструкции, легче и менее трудоёмки в изготовлении.

Цилиндрические трёхступенчатые редукторы выполняют по развёрнутой или раздвоенной схеме при u= 31,5...250.

Конические редукторы типаК выполняют с круговыми зубьями при передаточном числе u< 5.

Коническо-цилиндрические редукторы независимо от числа ступеней выполняют с быстроходнойконической ступенью.

Червячные редукторы чаще всего применяют в одноступенчатом исполнении с передаточным числом u = 8...63. Для приводов тихоходных машин применяют червячно-цилиндрические типа ЧЦ или двухступенчатые типа Ч2редукторы.

Тип редуктора, основные параметры и конструкцию выбирают в зависимости от его места в силовой цепи привода машины, передаваемого момента и частоты вращения, назначения машины и условий эксплуатации. На практике используют стандартные редукторы, изготавливаемые на специализированных заводах.

Цилиндрические редукторы следует предпочитать другим ввиду более высоких значений КПД. При больших передаточных числах применяют планетарные, червячные и волновые редукторы.

Корпуса (картеры) редукторов должны быть прочными и жёсткими. Внешние очертания формируют плоскостями с внутренним расположением бобышек, фланцев и рёбер.

Корпуса отливают из серого чугуна, реже из алюминиевых сплавов. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъёмными по плоскости расположения осей валов.

Опорами валов редукторов являются подшипники качения.

Смазывание зубчатых или червячных передач редукторов применяют в целях уменьшения изнашивания, отвода тепла и продуктов износа контактирующих поверхностей, защиты от коррозии и снижения шума и вибраций. В большинстве случаев смазывание зацепления осуществляют погружением в масляную ванну, а подшипников -- разбрызгиванием (масляным туманом).

При окружной скорости колеса свыше 3 м/с происходит интенсивное разбрызгивание масла внутри корпуса и образование масляного тумана, обеспечивающего смазывание всех других зацеплений и подшипников качения.

Во избежание больших гидравлических потерь окружная скорость погружаемой детали не должна превышать 12,5 м/с.

Сорт масла назначают в зависимости от условий и режима работы. Вязкость масла должна быть тем выше, чем больше значения контактных напряжений и меньше значение окружной скорости.

В процессе эксплуатации смазочные масла постепенно теряют свойства. Периодичность замены масла устанавливают в зависимости от условий работы.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать одноступенчатый редуктор механического привода ленточного транспортёра (конвейера), а также подобрать муфты, двигатель и др. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня, колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал соединяется с быстроходной клиноременной передачей, а та в свою очередь - с двигателем, выходной - с конвейером. Редуктор может применяться в различных устройствах, помимо данного.

Транспортёры (конвейеры) перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т. д.

В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся как по принципу действия, так и по конструкции.

Все эти устройства можно разделить на две основные группы:

1) транспортирующие устройства с тяговым органом -- ленточные и цепные транспортёры, а также элеваторы;

2) транспортирующие устройства без тягового органа -- гравитационные, качающиеся, пневматические, гидравлические и др.

Исходными данными для проектирования является техническое задание (табл. 1).

привод редуктор подшипник

Таблица 1. Исходные данные для расчёта (Вариант 29)

Параметр	Значение
Межосевое расстояние a, мм	200
Передаточное число редуктора	4
Коэффициент рабочей ширины зубчатых колес по межосевому расстоянию	0,315
Материал колеса	Сталь 50
Вид термообработки колеса	Н - нормализация
Кинематические параметры на выходе: диаметр барабана D, мм окружная скорость барабана v,м/с	400 1
Назначение редуктора	тихоходный
Вид зацепления зубьев	прямозубое

Предварительно принятая кинематическая схема, соответствующая заданию на проект, представлена на рисунке 2.1.

Проектирование проводится с учётом основных принципов:

- все детали и сборочные единицы должны обладать одинаковой степенью соответствия требованиям надёжности, точности, жёсткости и прочности;

- конструируемое изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую малые габариты, удобство сборки;

- конструируемое изделие должно соответствовать требованиям унификации и стандартизации.

1 Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи

1.1 Определение геометрических параметров зубчатой передачи

В соответствии с опытом проектирования модуль зацепления определяется по зависимости

m = (0,01 … 0,02) а

гдеа = 180 - межосевое расстояние, мм;

m = (0,01 … 0,02) 200 = 2 … 4

Число зубьев шестерни и колеса находится из решения системы уравнений (1, стр.142)

где z1 - число зубьев шестерни;

z2 - число зубьев колеса;

u- передаточное число понижающей передачи редуктора;

z - суммарное число зубьев.

Расчёты удобно вести в табличной форме (таблица 1.1), где в первую колонку вписаны стандартные модули (таблица П1, [5]), входящие в определённый по формуле (1.1) промежуток.

Таблица 1.1 - Расчёты параметров зубчатой передачи

Модуль m, мм	Суммарное число зубьев ZУ	Число зубьев колеса Z2	Число зубьев шестерни Z1	Фактическое передаточное число uФ	Погрешность дu, %	Вывод
2	200	160	40	4	0	принимаем
2,5	160	128	32	4,3	0	Не принимаем
3	133	106	27	3,9	2	Не принимаем

Во вторую колонку внесём суммарные числа зубьев, посчитанные по формуле

ZУ =

ZУ3 = =200; ZУ4 = = 160; ZУ5 = = 133.

Фактическое передаточное число определяем по формуле:

uф =

uф3 = = 4; uф3 = = 4,3; uф3 = = 3,92;

Погрешность передаточного числа определяем по формуле:

дu = 100%

где u - заданное передаточное число редуктора.

дu1 = 100% = 0%.; дu2 = 100% =0 %;

дu3 = 100% =2 %.

Погрешность 0,5 % допустима (1 таблица 9.2 примечание 3), фактическое передаточное число наиболее близко к заданному передаточному числу редуктора. Для дальнейших расчётов принимаем модуль m= 2 мм.

- длительные диаметры зубчатых колёс определяем по формуле:

d = mz,

d1 = 240 = 80мм;

d2 = 2160 = 320 мм;

Проверка проводится по формуле:

а ред = , мм;

где а ред - заданное межосевое расстояние редуктора.

Проверка должна сойтись точно, без каких-либо округлений и подгонок.

аред == 200 мм

Диаметры окружностей выступов зубьев определяем по формуле:

dа = d+ 2 · m,

dа1 = 80 + 2 · 2 = 84 мм

dа2 = 320+2·2= 324 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев определяем по формуле:

d?= d- 2, 5m,

d?1 = 80 - 2,52=75мм;

d?2= 320 - 2,5 2 =315 мм

Рабочую ширину зубчатых колёс определяем по формуле:

b = Шbaa,

где Шhв = 0,4 - коэффициент рабочей ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию.

b =0,315200 = 63 мм

Ширину зубчатого венца шестерни определяем по формуле:

b1 = b+..10,

b1 = 63 +5 = 68 мм.

Ширину зубчатого венца колеса определяем по формуле:

b2 = b, (1.12) b2 = 63 мм.

Все рассчитанные геометрические параметры сводятся в табл. 1.2.

Таблица 1.2 Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Название	Межосевое расстояние а, мм	Модуль m, мм	Число зубьев Z	Длина зуба bмм	Диаметры, мм
					d	dа	d?
шестерня	200	2	40	68	80	84	75
колесо			160	63	320	324	315

1.2 Подбор материалов шестерни по заданному материалу колеса и определение допускаемых напряжений

Необходимая прочность шестерни определяется по формуле:

НВ1? НВ2 + (20 … 30);

где НВ2- средняя твердость материала колеса, у стали 50 НВ2 = 180...229 (таблица П6 [5]).

Средняя твердость материала колеса определяется по формуле:

НВ2= ,

Тогда НВ2= 204,5; НВ1=230

Допускаемые контактные напряжения для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение):

Определяем расчётный крутящий момент, который может передать редуктор.

Допустимые контактные напряжения определяем по (1, формуле 9.10);

= 0,9 ·МПа

где уHLimb- предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа. (5, таблица П3);

КНL - коэффициент долговечности КНL = 1, (1, страница 151);

SH - коэффициент безопасностиSH = 1,1 (1, страница 151);

= 0,9·= 351,8 МПа; =432

lim b=2*229+70=528

Допускаемое напряжение при расчете на усталость зубьев при изгибе определяем по формуле(1, формула 9.14);

= МПа

где уFLimb - предел контактной выносливости зубьев при изгибе (5, таблица П3), МПа;

КFL- коэффициент долговечности КFL = 1(1, страница 151);

SF - коэффициент безопасностиSF = 2 ( большие значения для литых заготовок);

Крс- коэффициент категории нагрузки; при односторонней нагрузке (нереверсивный редуктор)Крс= 1, [5];

= 1 = 258,8 МПа.

=HB+260

1=440; 2=489

1.3 Определение расчётного крутящего момента, который может передавать редуктор

Расчётный крутящий момент на колесе определяем по (1, формуле 9.39);

Т2 = , Н · мм

где КНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по длине зуба, КНв= 1,1 (1, таблица 9.17);

Ка - коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления зубьев, для прямозубой передачи Ка = 49,5;

Шba = 0,4 - коэффициент рабочей ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию.

Т2 = = 496321 Н · мм

2. Кинематический расчет привода

2.1 Определение частоты вращения выходного вала привода (вала барабана)

Частоту вращения выходного вала(см. рисунок 1) определяем по формуле:

nвых =

где V = 1 - окружная скорость барабана, м/с;

D = 400 - диаметр барабана, мм.

nвых = = 28,66 .

Угловую скорость вращения выходного вала определяем по формуле:

щ =

щ==3 рад/сек.

2.2 Выбор типа дополнительной передачи

Предварительное определение передаточного числа открытой зубчатой передачи:

U0min=uф*uзлmin=4*3=12; U0max= uф*uзлmax=4*10=40

Определяем прямой частоты вращение электродвигателя:

mpmin=nвых*u0min=28,66*12=343,92 ;

mpmax=nвых*u0max=28,66*40=1146,4

Ориентировочное значение общего передаточного числа:

ио = ,

где пc- частота вращения вала электродвигателя, мин-1;

пвых- частота вращения выходного вала редуктора, мин-1.

ио = = 34,9

nIII=nc/uф=1000/4=250

Угловая скорость: щIII=nIII=3.14*250/30=26,17

Общее передаточное число привода получается достаточно большим, чтобы его можно было реализовать, применив только одноступенчатый редуктор. Поэтому в состав привода необходимо ввести дополнительную передачу.

Для этого используем клиноременную передачу.

Введем условные обозначения (таблица 2.1)

Таблица 2.1 - Условные обозначения в кинематическом расчете

Наименование	Индекс
Входной вал привода	вх
Выходной вал привода	вых
Быстроходный вал редуктора	I
Тихоходный вал редуктора	II
Параметры шестерни	1
Параметры колеса	2

Клиноременные передачи включают в состав приводов конвейеров, где возможны перегрузки. При этом их устанавливают между двигателем и одноступенчатым цилиндрическим редуктором (рисунок 1). Таким образом, клиноременная передача является быстроходной, а редуктор тихоходным, что и задано в исходных данных для расчёта данного проекта.

Далее производим кинематический расчёт с тихоходным редуктором и быстроходной клиноременной передачей.

М - электродвигатель;

1 - дополнительная быстроходная клиноременная передача;2 - тихоходный цилиндрический одноступенчатый редуктор;3 - соединительная муфта;4 - приводной барабан;

5 - лента конвейера;I - быстроходный вал редуктора;II - тихоходный вал редуктора.

Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода ленточного транспортёра с тихоходным редуктором.

2.3 Расчёт мощности выходного (тихоходного) вала редуктора

Мощность выходного вала определяем по (1, формуле 5.4);

РII = Т2 щIII

где Т2-крутящий момент на колесе (формула 1,00), кН · м

щ - угловая скорость выходного вала, с-1

РII =0,496321*26,17=12,99=13 кВт.

Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя:

Рэтр=РII/5^зз*5^пп, КВТ

Рэтр==13,54 КВТ

где ззз- к.п.д. одной ступни закрытой зубчатой передачи (табл. П.7);

зпп- к.п.д. одной пары подшипников качения.

По табл. П8…П9 принимается асинхронный короткозамкнутый электродвигатель переменного тока напряжением 380 в.

Типоразмер 160М6

Мощность РЭ=15 кВт,

Синхронная частота вращения nc=1000 об/мин.

Скольжение (в процентах и долях единицы) S =2.6% S =0.026

Кратность максимального момента =max/Tmin=2.2

Диаметр вала электродвигателя d1=42мм.

Уточнение кинематического параметра привода

Общее передаточное число:

u0=nф/nвых

u0=974/28,66=34

Фактическая частота вращения вала двигателя производится по (1, формуле 5.7):

пФ =пС? (1 - S), об/мин

где пС- синхронная частота вращения ротора двигателя, об/мин

S - скольжение.

пФ =974 об/мин

Фактическое передаточное число зубчатой передачи определяется по формуле:

uзп=u0/uф=34/4=8,5

где иф- фактическое передаточное число привода;

Частота вращений и угловая скорость быстроходного вала редуктора(выходного вала привода):

nI= об/мин

щI = рад/сек

щI = 102 рад/сек

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала редуктора :

nII= , об/мин

nII= = 243,5 об/мин.

щII = рад/сек

щII = 25,5 рад/сек

Мощность на I - валу редуктора:

РI = Рэ 5^м 5^пп, кВт

где РЭ - мощность выбранного электродвигателя;

зм- к.п.д. соединительной муфты (табл. П.7).

РI = 150,99 0,99= 14,7 кВт

Мощность на II - валу редуктора:

РII = РI5^м5^пп, кВт

РII = 14,70,970,99 = 14,1кВт

Вращающий момент на быстроходном и тихоходном валах редуктора соответственно:

ТI = , Н м

ТI = = 144 Н м

ТII = , Н м

ТII = = 553 Н м.

Расчет окружной скорости в зацеплении шестерни и колеса и определение степени точности передачи:

Окружная скорость определяется по формуле:

н = , м/с

где n 1- частота вращения вала шестерни, n1= 973об/мин;

d1- длительный диаметр шестерни, d1 = 86мм.

н = = 4,08 м/с.

н = = 4,08 м/с.

2.4 Определение общего КПД привода

Общий КПД привода определяется по (1, формуле 5.6);

5^о = 5^рем 5^зз 5^3пп,

где 5^рем= 0,96 - КПД клиноременной передачи;

5^зз= 0,97 - КПД закрытой зубчатой передачи;

5^пп= 0,98 - КПД одной пары подшипников качения.

Значения 5^рем; 5^зз; 5^пп принимаются по таблице П.7.

5^о = 0,96 0,97 0,983 = 0,876.

2.5 Расчёт требуемой мощности выбор типоразмера электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле 5.5;

Ртр =,кВт.

Ртр = = 2,04кВт.

Где 5^о - общий КПД привод, ??о = 0,876.

2.6 Выбор типоразмера электродвигателя

В приводах ленточных конвейеров наиболее часто применяются асинхронные короткозамкнутые электродвигатели переменного тока (таблицы П.8, П.9, П.10). В связи с тем, что подобрать двигатель точно требуемой мощности невозможно, следует принять двигатель ближайшей большей мощности, чем рассчитанная по формуле (2.4).

Необходимую мощность (7.3 кВт) имеет (1) двигатель.

Необходимо проанализировать все эти варианты. Критерием выбора конкретного двигателя являются данные таблицы 5.5 1. Наилучшим вариантом будет тот, что соответствует рекомендуемым передаточным числам.

Требуемая частота вращения электродвигателя определяется по формуле:

птрmin= пвых?иф ?иремmin(2.8)

птрmax =пвых?иф ?иремmax

где пвых- частота вращения выходного вала редуктора.

иф- фактическое передаточное число (формула 1.4).

птрmax= 28,66?4?12 = 1375,68

птрmax =28,66?4?40= 4585,6

3. ВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УСТРОЙСТВ

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы одного или обоих колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. При контактных напряжениях[у] = 630 МПа и скорости

v = 1 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 60мм2/с.

Количество масла :

Смазку заливают через смотровой люк или специальное отверстие. Загрязненная смазка спускается через отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой.

Для контроля уровня масла в редукторе принимаем щуп жезловой уровневый с отметками минимального и максимального уровней нахождения масла. Щуп располагаем с боковой поверхности днища корпуса.

4. Компоновка редуктора

4.1 Проектный расчет валов

Проектный расчет вала заключается в определении диаметра его выходного конца и диаметров средних участков. Под средними участками понимают те, на которых установлены шестерни или зубчатые колеса. Эти участки находятся между подшипниками вала, т. е. в средней его части.

На стадии предварительного проектирования требуемый диаметр вала определяют расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям кручения. Определение диаметра выходного вала:

Диаметр выходного конца и средней части вала определяется по формуле:

dв = ,

где Т1 - вращающий момент на валу, Н · мм;

[5ы] - допускаемые напряжения на кручение, Н/мм2.

- при определении диаметра выходного конца вала [ф] = 25…30 МПа;

- при определении диаметра среднего участка (в месте установки шестерни и колеса)

[ф] = 10…20 МПа.

При этом следует принять во внимание, что для каждого вала надо подсчитать диаметр выходного участка вала (dIКи dIIК) и среднего (dIСи dIIС) там, где на него устанавливается шестерня или колесо.

Выходной конец быстроходного вала:

dIК = =30… 29 мм; Принимаем - 30 мм

Средина быстроходного вала:

dIС =41,5… 33 мм; Принимаем - 42мм

Выходной конец тихоходного вала:

dIIК =48 … 45мм; Принимаем - 46 мм

Средина тихоходного вала:

dIIС = 65,5 …51,5 мм. Принимаем - 65 мм

К определению высоты заплечиков радиусов галтелей и катетов фасок вала редуктора: 1 - вал; 2 - заплечик для осевой фиксации; h-высота заплечика; C-катет фаски; R-радиус галтели вала

Сопоставив полученные значения диаметров, полученных при минимальных значениях допустимых напряжений, и значения диаметров, полученных при максимальных значениях допустимых напряжений.

Из каждой пары значений следует выбрать стандартное значение из ряда нормальных линейных размеров Ra 40 (таблица П13 [5]). Однако полученные таким образом диаметры валов не являются окончательными. Они могут быть скорректированы по конструктивным соображениям при разработке компоновочного эскиза. Окончательно принимаем стандартные значения

dIK=30мм, dIC=42мм,dIIK=46мм, dIIC= 65мм

Валы редукторов выполняют ступенчатыми. Это связано с тем, что детали должны быть закреплены на валах, а сами валы - зафиксированы в осевом направлении. Кроме того, при сборке узла вала насаживаемые на вал детали (шестерни, колеса, подшипники, кольца, втулки, уплотнения и др.) должны свободно продвигаться вдоль вала до мест их установки (см. компоновочный эски

4.2 Подбор шпонок

Шпоночные соединения

В редукторах следует применять призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 (рисунок 4.3). Размеры поперечного сечения шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала по таблице П14 [5].

Для выходных концов валов применяем шпонки исполнения 3; для участков валов, где насаживаются зубчатые колеса - шпонки исполнения 1.

Для быстроходного вала b = 14мм,h = 9 мм,t1=5,5мм,t2= 3,8мм, r = 0,3мм,c= 0,445°, длина шпонки для выходного конца вала lк =70мм.

Для тихоходного вала b = 18мм,h=11мм,t1 = 7мм,t2 = 4,4 мм,r = 0,3мм,c= 0,4 45°, длина шпонки для выходного конца вала lк= 40 мм

4.3 Подбор подшипников

На данном этапе проектирования подшипники качения подбирают по таблицам каталога в зависимости от диаметра цапфы вала.

Для прямозубых одноступенчатых цилиндрических редукторов следует принимать шариковые однорядные радиальные подшипники ([5] рисунок 4.4, таблица П15).

Для быстроходного вала принимаем подшипник легкой серии207, для тихоходного - 210.

Технические данные подшипников приведены в таблице 4.1.

Рисунок 4.4 - Шариковый радиальный подшипник по ГОСТ 8338-85

Таблица 4.1 - Технические данные выбранных подшипников

Параметр	Значение
Серия	207	210
Внутренний диаметр d, мм	35	50
Наружный диаметрD, мм	72	90
ШиринаB, мм	17	20
Радиус скругления r, мм	1,5	2
Диаметр внутреннего кольцаd1, мм	46	61
Внутренний диаметр наружного кольцаD1, мм	61	78
Динамическая грузоподъемностьC, Н	3	3

4.4 Подбор уплотнений

Уплотняющие устройства подшипников предназначаются для предупреждения вытекания смазки из корпуса подшипника и для защиты его от попадания извне паров кислот, влаги, пыли, грязи и других посторонних тел.

Надежность подшипников качения во многом зависит от типа уплотняющих устройств. При плохой защите подшипника от влияния внешних факторов срок службы его значительно сокращается, а утечка смазки нарушает условия нормальной работы подшипника, загрязняет окружающую среду.

В современных конструкциях редукторов почти исключительное применение имеют манжетные уплотнения (рисунок 4.5). В них в качестве уплотняющих материалов используют твердую маслостойкую резину или пластмассу на металлическом каркасе.

Для того чтобы уплотняющий материал лучше прилегал к вращающемуся валу, в его конструкцию вводят браслетную (охватывающую) пружину. Пружина должна прижимать уплотняющий материал к валу с незначительной силой. Это необходимо для уменьшения износа и нагрева манжеты. С той же целью контактирующая с манжетой поверхность вала подвергается поверхностной термообработке на высокую твердость и полируются.

Манжетное уплотнение вращающихся валов

Манжетные уплотнения работают при окружныхскоростях до 10 м/с и нагреве до 100 °С. Манжеты выбирают по соответствующему диаметру шейки вала по таблице П16 [5].

Принимаем манжеты резиновые армированные: для быстроходного вала типоразмер dDB = 3572 17 мм; для тихоходного вала dDB = 50 9020 мм.

4.5 Расчет конструктивных элементов шестерни и колеса

4.5.1 Конструирование шестерни

Различают шестерни:

- изготавливаемыеза одно целое с валом и называемые вал-шестернями;

- съемные.

Для того, чтобы определить, будет ли шестерня съемной или изготовленной за одно с валом, следует проделать графическое построение в соответствии с рисунком 4.6.

К определению конструкции шестерни: d1 - делительный диаметр; da1 - диаметр окружности выступов; df1 - диаметр окружности впадин; dIС - диаметр средины вала; tmin - минимальная толщина тела шестерни; t2 - шпоночный паз

Если окажется, что tmin? 2,5 m, то шестерня изготовляется за одно целое с валом; еслиtmin> 2,5 m, то шестерня выполняется съемной.

Минимальная толщина тела шестерни определяется по формуле:

tmin =,

гдеt2 - шпоночный паз.

tmin == 13,2

13,2> 2,5 m = 13,2> 5

Шестерня съемная.

4.5.2 Конструирование зубчатого колеса

Конструирование шестерни и колеса выполняем в соответствии с рисунком 4.7.

Зубчатые колеса цилиндрические

Определим размеры элементов:

Диаметр ступицы колеса определяется по формуле:

dст= 1,6 ·dIIк, (4.3)

dст= 1,6 · 65 = 104 мм.

Длина ступицы колеса удовлетворять двум условиям Lст ? dIIc ? 65мм.

Длина ступицы определяется по формуле:

Lст= (1,2 … 1,5)·dIIc,(4.4)

Lст = (1,2 … 1,5) · 65 =78… 97,5

Принимаем Lст ш= 80.

Размеры фаски зубчатого венца определяется по формуле:

n = 0,5m. (4.5)

n = 0,52= 1 мм.

Толщина диска определяется по формуле:

Ск= 0,3 ·b2,

С= 0,3 · 63 = 18,9 ?19 мм.

Толщина зубчатого венца определяется по формуле:

до= (2,5 … 4)·m? 8 мм,

до= (2,5 … 4) · 2 = 5 … 20 мм? 8 мм

Принимаем 10 мм.

5. Выполнение компоновочного эскиза редуктора

После определения на основании предварительных расчетов геометрических параметров основных элементов редуктора - зубчатых колес, приступаем к разработке компоновочного эскиза. Компонование имеет целью разработку компоновочного эскиза, дающего полное представление о взаимном расположении элементов редуктора, а также о его габаритах.

Компоновочный эскиз предоставляет недостающие данные для выполнения проверочных расчетов. В частности, при расчетах изгибающих моментов валов, плечи сил определяются прямым замером соответствующих длин отрезков на компоновочном эскизе, выполненном в масштабе.

Компонование редуктора решает следующие задачи:

§ определение размеров и формы, сопряженных с зубчатыми колесами элементов редуктора (валов, подшипников, шпонок, уплотнений, фланцев корпуса по плоскости разъема);

§ определение наиболее целесообразного расположения элементов редуктора друг относительно друга, удовлетворяющего критериям минимизации размеров, удобства сборки и эксплуатации редуктора, а также его ремонтопригодности.

Компоновочный эскиз выполняем на миллиметровой бумаге. В процессе компонования производится проработка валов, подшипниковых гнезд, уплотнений, крышек подшипников. Необходимо должное внимание уделять вопросам технологичности, собираемости и разбираемости узлов, смазки зубчатого зацепления и подшипников, повышения работоспособности, надежности и долговечности деталей. На компоновочном эскизе проставляем все размеры, полученные расчетным путем, а также принятые по конструктивным соображениям. Указываем масштаб изображения. Масштаб принимается обязательно стандартный, а не произвольный. На компоновочном эскизе не указываются допуски и посадки, шероховатость поверхностей, погрешности формы.

Компоновочный эскиз служит базой для выполнения последующих проверочных расчетов, а также для разработки чертежа общего вида редуктора или чертежей его сборочных единиц.

Компоновочный эскиз разрабатываем в следующей последовательности:

1) Выбрать масштаб и в этом масштабе на листе миллиметровки провести две параллельные штрихпунктирные линии, отстоящие одна от другой на величину межосевого расстояния; этлинии изображают геометрические оси вращения колеса и шестерни, т.е. тихоходного и быстроходного валов;

2) Провести ось симметрии редуктора перпендикулярно геометрическим осям;

3) Схематично изобразить шестерню и колесо в зацеплении друг с другом согласно рассчитанным геометрическим и конструктивным параметрам (п. 4.5);

4) Очертить внутреннюю стенку корпуса редуктора тонкой линией (рисунок 5.1).

Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни определяется по формуле:

Y1 ? (1,5…3) · д,

где д - толщина стенки корпуса редуктора, мм.

Толщина стенки корпуса редуктора определяется по формуле:

д = 0,025 · а+ 3 > 6 мм,

где a-межосевое расстояние, мм

д = 0,025200 + 3 = 8 мм > 6 мм

Принимаем д = 7 мм.

Y=(1,5…3) · 8 = 12 … 24мм.

Принимается Y1= 12 мм.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса редуктора и торцом шестерни определяется по формуле:

Y ? (0,5…1,5) · д,

Y=(0,5…1,5) · 8 = 1 … 12 мм.

Принимается Y= 8 мм.

Если длина ступицы колеса Lст больше ширины зубчатого венца шестерни b1 (Lст>b1), то Y откладывают от торца ступицы. В нашем варианте (Lст<b1 =61<64)Y откладывают от торца шестерни.

5) Рассчитать ширину фланца соединения корпуса и крышки редуктора (рисунок 5.2).

Диаметр фундаментных болтов определяется по формуле:

dф ? (1,5…2,5) · д, мм

dф ? (1,5…2,5) · 8 = 12 … 20 мм.

По стандарту принимается фундаментный болт с диаметром резьбы М16.

Диаметр стяжных болтов, которые соединяют корпус и крышку редуктора определяется по формуле:

dс ? 0,75 · dф, мм,

dс ? 0,75 · 16 = 12 мм.

Принимается болт с диаметром резьбы М12

Расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до центра отверстий под стяжные болты (рисунок5.2) определяется по формуле:

f1? 1, 25 · dс + д,

f1? 1, 25· 12 + 8 = 23; Принимается f1 = 25мм.

Расстояние от центра отверстий под стяжные болты до внешнего края фланца (рисунок 5.2) определяется по формуле:

f2? 1, 25 · dс + 5,

f2? 1, 25 · 12 + 5 = 20; Принимается f2 = 20мм.

Ширина фланца определяется по формуле:

f=f1 +f2, мм

f= 20+25 = 45 мм.

Полученная ширина фланца впоследствии может быть скорректирована в зависимости от размеров принятых подшипников и уплотнения.

6) Компоновка быстроходного вала.

Валы редуктора (быстроходный и тихоходный) проектируются ступенчатой формы. Такая форма позволяет легко монтировать и демонтировать детали, устанавливаемые на вал и фиксировать их в осевом направлении на своих посадочных местах.

Приступая к компоновке вала, внимательно изучаем принятый прототип редуктора (рисунок 30 [3]). Начинать разработку конструкции вала следует с определения диаметров всех его участков (см. п. 4.1).Длина выходного конца вала определяется по формуле:

lIK? (1,5…2) · dIK.

lIK= (1,5…2) · 30 = 45…60 мм.

Принимаем lIK=50 мм, (таблица П13).

Длина присоединительного участка в дальнейшем может быть откорректирована по длине, устанавливаемой на вал детали (полумуфты, шкива и др.).

Номинальный диаметр вала под подшипник будет лежать в пределах между диаметром выходного конца dIK=30 мм и диаметром средины вала dIС=42мм.

Диаметр вала под подшипникdПи номинальный диаметр под уплотнением dУ делаем одинаковыми и принимаем равными 40мм. Фактические диаметры этих участков будут отличаться за счет того, что диаметр вала под подшипник будет выполнен по посадке k6или m6 с большим натягом, чем диаметр под уплотнение с посадкой d9. Благодаря этому возможно легко монтировать и демонтировать подшипник.

На обоих торцах шестерни надо выполнить буртики для упора внутреннего кольца подшипника качения. Диаметр этого буртика не должен превышать внешний диаметр внутреннего кольца подшипника качения d1(таблица 4.1).

Согласно выше изложенному для быстроходного вала принимаем подшипник качения серии207, а для тихоходного серии 210, таблица 4.1.

7) Проектирование крышек подшипниковых гнезд.

Конструирование глухой крышки подшипникового гнезда быстроходного вала (рисунок 5.3). Посадочный диаметр крышки равен наружному диаметру подшипникаD = 72 мм. Внутренний диаметр буртика крышки равен внутреннему диаметру наружного кольца подшипникаD1 = 70 мм.

Согласно таблице 41 [3] принимается:

диаметр крепежных болтов dк = 15;

количество крепежных болтов nк = 4.

Внешний диаметр фланца крышки определяется по формуле:

Da =D + 5 ?dk, мм,

Da =72 + 5?15 = 147мм.

Толщина фланца крышки определяется по формуле:

tф = 0,75 ?dk + 2,

tф= 0,75?15 +2 = 13,25 мм

Длина буртика крышкиопределяется по формуле:

b = f - В + д,

где f- ширина фланца, мм;

В- толщина подшипника, мм. (таблица 4.1);

д - для установки уплотнительного картонного кольца, предохраняющего вытекание масла через зазоры в подшипниковом узле, д = 1 мм.

b =45 - 17 +1 = 29 мм

Диаметр центров отверстий под крепежные болты определяется по формуле:

Dср = ,мм.

Dср==109,5 мм.

Диаметр отверстий под крепежные болты определяется по формуле:

d!k = dк+ 1, мм,

d!k= 15 + 1 = 16 мм.

Конструирование сквозной крышки подшипникового гнезда быстроходного вала (рисунок 5.4).

В силу симметрии редуктора конструкция сквозной крышки во многом повторяет глухую крышку. Отличие состоит в наличии гнезда под манжету и центрального отверстия.

Диаметр центрального отверстия в сквозной крышке должен быть немного большим, чем диаметр вала. Это нужно для обеспечения свободного вращения вала (таблица П13).

Принимаем dот =16М мм.

Толщина торцовой крышки стенки принимается (рисунок 17 [3])tм= мм.

Гнездо под манжету имеет габариты, определяемые типоразмером манжеты (см. п. 4.4):

- диаметр Dм =70 мм;

- ширина bм = 10 мм

Остальные размеры принимаются такими же, как и у глухой крышки.

На этом этапе компоновки следует учесть размеры головок болтов, крепящих сквозную крышку к корпусу редуктора. В сборе на крепежный болт устанавливается пружинная шайба для предохранения от самооткручивания. Это тоже следует учитывать. Для недопущения затирания насаживаемой на выходной конец вала детали (полумуфта, шкив и др.) об головки крепежных болтов между ними следует предусмотреть гарантированный зазор (д = 2…4 мм, рисунок VI.27 [5]).

Кроме того, на выходном конце вала следует предусмотреть заплечик для фиксации устанавливаемой детали в осевом направлении и шпоночный паз для фиксации в радиальном. Теперь, в соответствии с размерами крышки, необходимо определить размеры головки болта (табл.П19 [5]) и пружинной шайбы (табл.П20 [5]) - см. рисунки 5.5 и 5.6.

Далее подрисовывается пружинная шайба (в сжатом виде, т.к. после сборки болт будет затянут до отказа) и головка болта к компоновочному эскизу сквозной крышки подшипникового гнезда. Другими словами объединяются рисунки 5.4, 5.5 и 5.6.

После этого продолжаем конструирование быстроходного вала. К ранее прорисованному выходному концу вала подрисовываем участок вала под уплотнение и подшипник. Диаметр этого участка dIС=42 мм, а длина определяется конструктивно после того, как будет нарисована спроектированная крышка сквозная подшипникового гнезда и сам подшипник. Необходимо помнить о зазоре д= 1 мм между крышкой и торцовой поверхностью гнезда подшипника для установки уплотнительных картонных колец.

На данном этапе компоновки конструируем высоту заплечиков. Диаметры этих участков вала определяем конструктивно. Прорисовываем сквозную крышку подшипникового узла и сам подшипник. В силу симметрии конструкции участков вала с противоположной стороны изображаются буртик, подшипник качения и глухая крышка подшипникового гнезда.

8) Компоновка тихоходного вала.

Компоновочный эскиз тихоходного вала выполняется аналогично эскизу быстроходного вала. При компоновке следует учитывать особенности уже сконструированного быстроходного вала.

Подшипники быстроходного и тихоходного валов следует располагать так, чтобы их торцы, обращенные внутрь редуктора, были бы на одной линии. После этого подрисовываются глухая и сквозная крышки подшипниковых узлов, которые для быстроходного вала конструируются точно так же, как и для тихоходного.

6. Проверочный расчет зубчатой передачи

6.1 Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

Проверочный расчет на контактную прочность зубьев выполняем в соответствии с требованиями ГОСТ 21354-75 ([1], формула 9.42):

Общее передаточное число определяется по формуле:

уH= ZМ ZН Z? [уH], Мпа

где ZМ- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных

зубчатых колес, Zм= 275 (Н мм2) 1/2 ;

ZН- безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых колес ZН- 1, 76;

Z- безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колёс Z=1;

u- заданное передаточное число редуктора;

d2- делительный диаметр колеса, мм;

[уH], - допускаемое контактное напряжение, МПа,

- удельная расчетная окружная сила;

Удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

КНб КНвКНх,

где КНб- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач КНб = 1 ([1] табл. 9.12);

КНв- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, КНв = 1,1 ([1]. табл. 9.11);

КНх-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении КНх 1..

=Н

=3456/63*1*1,05*1,05=60,5 Н/мм

Подставив все имеющиеся значения, получим:

уH= 1,762750,86 = 204 МПа ? 432 МПа,

Следовательно, прочность обеспечена.

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ

Расчетная схема вала и эпюры момента

Геометрические размеры тихоходного вала редуктора:

a = 60 мм; b=60 мм; c=105 мм; l=120 мм.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

Построим эпюры изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость:

Горизонтальная плоскость:

Проверим прочность вала в сечении т.В.Данное сечение вала имеет концентратор напряжения- шпоночный паз.

Размеры шпоночного соединения:d=65 мм; b=18 мм; h=11 мм;

Принимаем предел прочности материала вала (для стали 50);

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба :

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений , МПа;

- коэффициент концентрации напряжений кручении;

-амплитуда напряжения от нулевого цикла , МПа;

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок ;.

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала .

где - диаметр проверяемого сечения (диаметр вала под колесом), мм;

- ширина канавки под шпонку, мм;

- глубина канавки под шпонку, мм.

Так как момент, передаваемый валом, является переменным, при расчете принимают для касательных напряжений наиболее неблагоприятный знако постоянный цикл - от нулевой:

где - вращающий момент, передаваемый тихоходным валом, Н·мм;

- момент сопротивления проверяемого сечения при кручении, мм3.

, , ,

Подставляем все полученные значения

Прочность вала обеспечена.

Проверим прочность вала в сечении т.С.Данное сечение имеет концентратор напряжений- посадка с натягом.

Размеры сечения: d=50 мм.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений;

- коэффициент концентрации напряжений кручении;

-амплитуда напряжения от нулевого цикла , МПа;

- коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок ;.

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала .=0,1

-среднее напряжение от нулевого цикла, МПа.

Подставим:

Где предел выносливости при симметричном цикле изгиба;

эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; =1,75

-коэффициент, учитывающий снижение механических свойств металла с ростом размера заготовок; =0,76

-амплитуда нормальных напряжений;

-среднее напряжение нормальных напряжений; =0.

=0,2

-момент сопротивления изгибу;

=0,1=125000

После подстановки:

Результирующий запас прочности:

Прочность вала в сечении обеспечена.

8. РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Определим Радиальные нагрузки в опорах:

Расчет ведем по более нагруженной опоре С.

Долговечность подшипника определяется по формуле:

где - требуемый срок службы подшипника, ч,

- частота вращения соответствующего вала редуктора, об/мин

- динамическая грузоподъемность подшипника, Н

- эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка определяется по формуле:

где , - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок,

- коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца ;

- радиальная нагрузка на подшипник, Н;

- осевая нагрузка на подшипник, Н; для прямозубой передачи ;

- коэффициент безопасности, ;

- температурный коэффициент(=1)

Долговечность подшипника составляет:

Требуемая долговечность подшипника обеспечена.

9. РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

9.1 Расчет по напряжениям смятия

Расчет шпоночного соединения по напряжениям смятия ведем по формуле:

где - крутящий момент на соответствующем валу, Н·мм;

- диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

- высота шпонки, мм;

- глубина канавки под шпонку, мм;

- допускаемые напряжения смятия, при стальной ступице принимают

- ширина шпонки, мм

Условия выполнены. Прочность обеспечена.

9.2 Расчет по напряжениям среза

Расчет шпоночного соединения по напряжениям среза ведем по формуле:



где - ширина шпонки, мм;

- допускаемые напряжения среза,

Расчет выполняем для выходных концов валов.

Условия выполнены. Прочность обеспечена.

10. РАСЧЕТ КОНСТРУКТИВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Раннее подсчитанная толщина стенки корпуса редуктора составляет

Толщина стенки корпуса и крышки 1 редуктора найдем по формуле:

Принимаем толщину стенок

Толщина верхнего пояса корпуса и нижнего пояса крышки редуктора:

Толщина нижнего корпуса редуктора:

Толщина ребер жесткости корпуса и крышки:Принимаем

Диаметры фундаментальных болтов:

Принимаем болты с резьбой М18.

Болты для крепления корпуса и крышки редуктора у подшипниковых узлов:

Принимаем болты с резьбой М12.

Болты для крепления корпуса и крышки редуктора в других местах:

Принимаем болты с резьбой М10.

Болты накладных крышек подшипниковых узлов:

Принимаем болты с резьбой М8.

Диаметр штифта:

Длина штифта:

Примем =35 мм.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998. - 447 с., ил.

2. Кузьмин А. В. и др. Расчеты деталей машин: Справ. пособие/ А. В. Кузьмин, И. М. Чернин, Б. С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Выш. шк., 1986. - 400 с.: ил.

3. Цехнович Л. И., Петриченко И. П. Атлас конструкций редукторов, Учеб пособие. - 2-е изд., перераб. и доп. - К.: Выщашк. 1990. - 151 с.: ил.

4. Чернавский С. А. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

5. Щеглов О. М., Суглобов Р. В, Сагиров Ю. Г., Помазков М. В. Проектирование одноступенчатых цилиндрических редукторов для машин непрерывного транспорта. - Мариуполь: ПГТУ, 2008. - 111с., ил.

Размещено на Allbest.ru