Расчет и проектирование одноступенчатого конического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Омский государственный технический университет»

Факультет «Транспорта, нефти и газа»

Кафедра «Безопасность жизнедеятельности»

Пояснительная записка к курсовому проекту

«Расчёт и проектирование одноступенчатого конического редуктора»

По дисциплине: «Проектирование средств защиты»

Вариант К10

Выполнила студентка гр. ЧС-318

Таркова А. В.

Принял к. т. н. доцент Добренко А. М.

Омск 2011 г

Содержание

Исходные данные

Введение

1. Область применения конического редуктора

2. Кинематический расчёт

3. Выбор электродвигателя

4. Расчёт и выбор коэффициента нагрузки

4.1 Материалы зубчатых колёс и способы упрочнения зубьев

5. Расчёт допускаемых напряжений

5.1 Коэффициенты нагрузки

6. Определение основных параметров конической передачи

7. Геометрический расчёт конической передачи

8. Силы зацепления конической передачи

9. Расчёт валов редуктора

9.1 Расчёт быстроходного вала

9.1.1 Ориентировочный расчёт

9.1.2 Приближённый расчёт

9.1.3 Уточнённый расчёт

9.2 Расчёт тихоходного вала

9.2.1 Ориентировочный расчёт

9.2.2 Приближённый расчёт

9.2.3 Уточнённый расчёт

10. Выбор и расчёт подшипников качения

10.1 Подшипники качения быстроходного вала

10.2 Подшипники качения тихоходного вала

11. Конструкция колёс

12. Конструкция валов

12.1 Быстроходный вал

12.2 Тихоходный вал

13. Корпус редуктора

14. Плиты основания редуктора

15. Смазывание редуктора

16. Охлаждение редуктора

17. Смазывание подшипников в опорах

Заключение

Библиографический список

Приложение А

Исходные данные

Срок службы 5 лет

Таблица 1

вариант	Рт, кВТ	nб=nэд, об\мин	nт, об\мин	Степень точности	Форма зуба	Шестерня	Колесо
						Сталь	Термо-обра-ботка	Сталь	Термо-обра-ботка
10	20	970	75	7	косой	18ХГТ	Улучше-ние + закалка+ цемен- тация	40Х	Улуч-шение

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем, или мультипликатором.

Редуктор - это законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъёмными устройствами [ ].

Редукторы условно делят по различным признакам. По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с простыми передачами (цилиндрическими, коническими, червячными). В свою очередь, каждая из передач может отличаться расположением зубьев и их профилем. Так, цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические - с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Червячные редукторы изготавливают с цилиндрическим и глобоидным червяком. Зубчатые планетарные и волновые редукторы относятся к числу многопоточных и многопарных передач. Их основное преимущество по сравнению с простыми - большие передаточные отношения на одну ступень, а также вращающий момент на единицу массы и компактность конструкции. Комбинированные редукторы - редукторы, сочетающие различные передачи: коническо-цилиндрические, зубчато-червячные, планетарно-волновые и т.п.

В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно-, двух- и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

Из всего разнообразия редукторов наибольшее распространение получили простые цилиндрические двухступенчатые редукторы. Их применяют в диапазоне передаточных отношений с номинальными значениями u = 8…40. В одноступенчатых зубчатых редукторах передаточное отношение u = 2…6,3. Применение редукторов с большим значением u нерационально из-за увеличения габаритных размеров по сравнению с двухступенчатыми при одинаковом передаваемом моменте. В трёхступенчатых цилиндрических зубчатых редукторах передаточное отношение u = 43…200. Для понижения угловой скорости с большими значениями u используют волновые зубчатые редукторы или многоступенчатые планетарные, а также комбинированные редукторы, у которых в зависимости от сочетания передач и числа ступеней значение u практически неограниченно.

Редукторы с использованием конических передач менее распространены, их применяют для передач малых и средних мощностей между пересекающимися осями ведущего и ведомого валов.

Червячные редукторы отличаются плавностью и бесшумностью работы, но в то же время имеют относительно низкий КПД (з = 0,5…0,8) и высокую стоимость, обусловленную необходимостью применения дорогостоящих материалов и сложностью изготовления [ ].

В соответствии с заданием предстоит рассчитать конический редуктор.

1. Область применения конического редуктора

Для передачи движения и момента под углом, когда оси ведущего и ведомого колеса пересекаются, применяют конические редукторы. Обычно конические редукторы выполняются с углом пересечения осей валов, равным 90°. В таких редукторах конические колёса выполняются с прямыми, тангенциальными и круговыми зубьями.

Конические передачи с прямыми зубьями применяются при окружных скоростях до 3 м/с, с тангенциальными зубьями - до 12 м/с, с круговыми нешлифованными - до 30 м/с. С увеличением окружной скорости передач необходимо обеспечивать более точное изготовление колёс.

Для увеличения прочности зубьев и обеспечению плавности работы передачи стремятся увеличивать угол спирали зубьев.

Для колёс с круговыми зубьями широко применяют угол спирали
в = 35°. Для тангенциальных зубьев угол спирали применяется в пределах 15…25°.

Конические редукторы выполняются двух типов: узкого и широкого. Узкий тип редуктора применяется для передаточных чисел от 3 до 5, а широкий - от 1 до 2,5. Число зубьев шестерён в редукторах узкого типа рекомендуется выбирать от 20 до 23, в редукторах широкого типа - от 25 до 28.

Конические редукторы изготавливаются с цельнолитыми чугунными или стальными корпусами и крышками. В качестве опор валов широкое применение получили конические однорядные роликоподшипники, воспринимающие радиальные и осевые усилия, возникающие при работе конического зацепления. Смазывание зубчатого зацепления осуществляется из масляной ванны редуктора путём погружения колеса в масло[ ].

2. Кинематический расчёт

1 Угловая скорость тихоходного вала:

; (2.1)

с^-1

2 Момент на тихоходном валу:

; ; (2.2)

Н·м

3 КПД всего редуктора:

; (2,3)

4 Мощность на быстроходном валу:

Вт; (2.4)

5 Угловая скорость быстроходного вала:

; (2.5)

с^-1

6 Момент на быстроходном валу:

; ; (2.6)

 Н·м

7 Передаточное отношение:

; (2.7)

Выбираем из единого ряда U = 14

Таблица 2

Наименование вала	Мощность Р, кВТ	Крутящий момент М, Н·м	Число оборотов n, об/мин	Угловая скорость щ, с-1
Быстроходный	23,2	229,1	970	101,5
тихоходный	20	2547,8	75	7,85

3. Выбор электродвигателя

Промышленность выпускает большое число электродвигателей для всех отраслей народного хозяйства. По роду тока их разделяют на следующие типы:

1 Двигатели постоянного тока; они допускают плавное регулирование угловой скорости вала, обеспечивают плавный пуск, торможение и реверс; предназначены в основном для приводов электрического транспорта, кранов, подъёмных установок и т. п.

2 Однофазные асинхронные двигатели небольшой мощности, применяемые в приводах бытовых механизмов.

3 Трёхфазные синхронные двигатели, частота вращения которых не зависит от нагрузки; характеризуются высокой механической надёжностью, малой чувствительностью к колебаниям напряжения сети; их применяют в основном в установках большой мощности.

4 Трёхфазные асинхронные двигатели, наиболее распространённые в различных отраслях народного хозяйства; их преимущества по сравнению с двигателями других типов: простота конструкции, меньшая стоимость, более высокая эксплуатационная надёжность[ ].

Выбираем трёхфазный асинхронный электродвигатель переменного тока.

Мощность электродвигателя:

; (3.1)

Относительное скольжение:

; (3.2)

По таблице 2.2 [ ] выбираем ближайший по мощности двигатель - 4А200L6УЗ (Р_эд = 30 кВт; S = 2,1 %; Т_пуск/Т_ном = 1,2; n_c = 1000 об/мин).

Рис. 1. Эскиз двигателя трёхфазного асинхронного серии 4А

Таблица 3

Тип	Число полюсов	L	L1	H	D	d	d1	l	l1	l2	b	Масса, кг
4А200L	6	945	830	535	450	60	19	140	133	305	318	310

4. Расчёт и выбор коэффициентов эквивалентности

Критерии работоспособности

1 Коэффициент эквивалентности К_НЕ:

, (4.1)

где Т_i - текущий момент, Н/м; Т_max - наибольший момент нормально протекающего технологического процесса, Н/м; t_i - время действия момента, ч; t_У - суммарное (машинное) время работы передачи, ч.

Т_max = M t_У = t

T₁ = M t₁ = 0,3t

T₂ = 0,75M t₂ = 0,15t

T₃ = 0,3M t₃ = 0,55t

(4.2)

Таблица 4

Класс нагрузки	КНЕ	tУ, ч	x	КFE
				HB ? 350, m = 6	HRC ? 40, m = 9
H0,63	0,63	8000	0,5	0,725	0,775

2 Коэффициент долговечности по контактной прочности К_Нд:

. (4.3)

База контактных напряжений N_HG = 200 · 10⁶ циклов (рис. 4.6 [ ]).

а) Шестерня:

циклов; (4.4)

; 0,35 < 1

б) Колесо:

циклов;

; 0,15 < 1

3 Коэффициент долговечности по изгибу К_Fд:

; (4.5)

Коэффициент эквивалентности по изгибу К_FE = 0,775 (табл. 4.1 [ ]);

База изгибных напряжений N_FG = 4 · 10⁶

а) Шестерня:

б) Колесо

Таблица 5

Основные коэффициенты	Шестерня	Колесо
КHE	0,72	0,72
KHд	0,35	0,15
KFд	0,98	0,74
KFE	0,775	0,775

4.1 Материалы зубчатых колёс и способы упрочнения зубьев

Зубчатые колёса передач и редукторов в большинстве случаев изготавливают из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению.

Способы упрочнения выбирают в зависимости от требуемой несущей способности зубчатых колёс, марки стали, оборудования и трудоёмкости изготовления.

Основные способы упрочнения:

1 Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность. Используют для поковок и отливок из среднеуглеродистых сталей; сохраняет точность, полученную при механической обработке; передачи хорошо и быстро прирабатываются.

2 Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные получаемым при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твёрдости. Заготовки - средние по размерам поковки и отливки из среднеуглеродистых сталей.

3 Закалка. При нагреве ТВЧ даёт среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твёрдости зубьев передачи плохо прирабатываются; недостаток такой термообработки - потери одной-двух степеней точности вследствие коробления, величина которого зависит от применяемого оборудования и культуры производства.

4 Цементация. Обеспечивает высокую нагрузочную способность и стабильность свойств; поверхности зуба насыщают углеродом до 0,8 - 1,1 % на глубину 0,20m_n. Недостаток способа - большое коробление, потеря двух степеней точности.

5. Расчёт допускаемых напряжений

Определить допускаемое контактное напряжение для расчёта косозубой пары с высоким пределом твёрдости НВ₂ = 300-400 и передаточным числом 14, работающим при коэффициенте долговечности колеса К_нд < 1.

Механические свойства стали

Таблица 6

Марка стали	Диаметр D, мм	Ширина S, мм	НВ сердцевины	HRC поверхности	уВ	уТ	Термическая обработка
					МПа
18ХГТ	200	125	300-400	56-63	1000	800	Улучшение, цементация, закалка

Пределы выносливости и коэффициенты безопасности

Таблица 7

Термическая обработка	Твёрдость зубьев HRC	Сталь	, МПа	SH	МПа	SF	[уHmax], МПа	[уFmax], МПа
	На поверх-ности	В серд-цевине
Ц+З	56-63	30-43	18ХГТ	23HRCпов	1,2	600	1,55	40HRCпов	1200

По табл. 4.6 [ ]

МПа;

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

; (5.1)

МПа

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

; (5.2)

МПа

5.1 Коэффициенты нагрузки

Фактическую нагрузку в зацеплении определяют с учётом неравномерности распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца и с учётом ударов.

Коэффициенты нагрузки:

; (5.1.1)

. (5.1.2)

Для косозубых передач при в > 0° = 0,81.

Расчёт окружной скорости конической передачи и внутреннего зацепления:

, (5.1.3)

где n₁ - частота вращения шестерни, мин^-1; С_х - коэффициент; Т_max - вращающий момент на валу колеса, Н·мм; u - передаточное число.

Принимаем С_х = 11 (табл. 4.9 [ ]),

м/с.

По графику (рис. 4.7 [ ]) = 1,025.

При расчёте на контактную выносливость и при твёрдости колеса
HRC₂ ? 40 для конических передач с круговыми зубьями

; (5.1.4)

Значение начального коэффициента концентрации в зависимости от твёрдости и расположения колеса = 1,9 (табл. 4.7 [ ]).

.

При расчёте конических передач с круговыми зубьями на изгибную выносливость и твёрдости HRC₂ ? 40

; (5.1.5)

Значение начального коэффициента концентрации в зависимости от твёрдости и расположения колеса = 1,67 (табл. 4.8 [ ]).

.

Коэффициенты динамичности при расчёте на контактную выносливость принимаются по табл. 4.11 [ ] = 1,01, на изгибную выносливость по табл. 4.12 [ ] = 1,02.

;

.

6. Определение основных параметров конической передачи

К основным параметрам относят: главный параметр - диаметр основания делительного конуса колеса d_e2, передаточное число u, внешний торцовый модуль m_te, ширину венца b и угол наклона линии зуба в_m в середине ширины зубчатого венца.

Предварительное значение диаметра основания делительного конуса колеса по формуле:

, (6.1)

Расчётный момент определяем по формуле:

Н·мм.

Определяем коэффициент по табл. 4.18 [ ] в зависимости от соотношения способов упрочнения зубьев шестерни и колеса:

.

мм

В соответствии с единым рядом главных параметров принимаем ближайшее стандартное значение d_е2 = 280 мм.

Уточняем фактическую скорость по формуле:

, (6.2)

м/с,

и коэффициенты К_Нб = 1, К_Нх = 1, К_Нв = 1,38, то окончательное значение коэффициента нагрузки:

К_Н = 1 · 1,38 · 1 = 1,38.

Фактическое контактное напряжение:

, (6.3)

МПа.

Перегрузок по напряжению нет.

Определяем число зубьев колеса по формуле:

, (6.4)

где К - коэффициент по табл. 4.18 [ ], К = 14,0.

.

Число зубьев шестерни определяем по формуле:

, (6.5)

Принимаем z₁ = 12; . Ближайшее целое число z₂ = 168.

Фактическое передаточное число:

.

Торцовый модуль определяем по формуле:

, (6.6)

мм.

Напряжение изгиба определяем по формуле:

.

Сначала проверяем колесо, которое слабее шестерни.

Угол делительного конуса определяем по формуле:

, (6.7)

°.

Биэквивалентное число зубьев колеса при в_m = 35° определяем по формуле:

, (6.8)

Относительное смещение по табл. 4.19 [ ] x_n2 = - 0,42 для z₁ = 12.

Коэффициент формы зуба колеса по табл. 4.13 [ ] Y_F2 = 3,63.

Внешнее конусное расстояние определяем по формуле:

, (6.9)

мм.

Ширину венца определяем по формуле:

, (6.10)

мм.

Принимаем b = 90 мм.

По табл. 4.18 [ ] определяем коэффициент и_F:

.

Определяем окружную силу по следующей формуле:

, (6.11)

Н.

Коэффициент долговечности K_Fд = 0,98.

Коэффициент нагрузки по формуле .

Коэффициент распределения нагрузки = 0,81.

Начальный коэффициент концентрации = 1,67.

Коэффициент концентрации определяем по формуле:

Коэффициент динамичности по табл. 4.12 [ ] для х_m = 0,9 м/с = 1,01.

Следовательно,

Определим напряжение изгиба

МПа.

Допускаемое напряжение по табл. 4.6 [ ] равно:

МПа > у_F2

Проверяем статическую прочность. Наибольшее допускаемое напряжение по табл. 4.6 [ ] [у_F2max] = 1200 МПа.

Проверяем прочность зубьев шестерни на изгиб по формуле:

, (6.12)

.

Биэквивалентное число зубьев шестерни:

, (6.13)

.

Относительное смещение x_n1 = 0,42.

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [ ] Y_F1 = 3,50.

Напряжение изгиба:

МПа.

Допускаемое напряжение по табл. 4.6 [ ] для стали марки 18ХГТ [у_F1] = 600 МПа > у_F1.

При высоком перепаде твёрдости шестерня недогружена.

Окончательные параметры передачи:

Таблица 8

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Численное значение
1	Диаметр основания делительного конуса колеса	de2	280 мм
2	Фактическое передаточное число	u	14
3	Ширина венца	b	90 мм
4	Внешний торцовый модуль	mte	1,667 мм
5	Число зубьев шестерни	z1	12
6	Число зубьев колеса	z2	168
7	Угол наклона линии зуба	в	35°
8	Относительное смещение	xn1 = -xn2	0,42
9	Угол делительного конуса	д1	4°
10	Угол делительного конуса	д2	86°
11	Внешнее конусное расстояние	Re	140,357 мм

7. Геометрический расчёт конической передачи

Цель геометрического расчёта - определение диаметра основания конуса шестерни d_e1, диаметров вершин d_ae, диаметров впадин d_fe, высот головки, ножки и зуба, углов вершин и впадин, углов головки и ножки.

Исходные данные:

Таблица 9

Диаметр основания конуса колеса	Ширина венцов	Число зубьев шестерни	Число зубьев колеса	Средний угол наклона линии зуба	Коэф-фициент смещения	Углы дели-тельных конусов	Внешнее конусное расстояние
de2	b	z1	z2	вm	xn1 =-xn2	д1	д 2	Re
280	90	12	168	35°	0,42	4°	86°	140

Число зубьев плоского колеса определяем по формуле:

конический редуктор зубчатый вал

, (7.1)

.

Внешнее конусное расстояние:

, (7.2)

мм

Среднее конусное расстояние определяем по формуле:

, (7.3)

мм.

Расчётный модуль в среднем сечении определяем по формуле:

, (7.4)

мм.

Высота головки зуба в расчётном сечении определяем по формуле:

, (7.5)

,

мм,

мм.

Высота ножки зуба в расчётном сечении определяем по формуле:

, (7.6)

,

мм,

мм.

Угол ножки зуба определяем по формуле:

, (7.7)

,

,

.

Угол головки зуба:

; ; (7.8)

;

.

Угол конуса вершин определяем по формуле:

; ; (7.9)

;

.

Угол конуса впадин определяем по формуле:

; ; (7.10)

;

.

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчётного сечения на внешний торец определяем по формуле:

; ; (7.11)

мм;

мм.

Внешнюю высоту головки зуба определяем по формуле:

; ; (7.12)

мм;

мм.

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчётного сечения на внешний торец определяем по формуле:

; ; (7.13)

мм; мм.

Внешнюю высоту ножки зуба определяем по формуле:

; ; (7.14)

мм;

мм.

Внешнюю высоту зуба определяем по формуле:

; (7.15)

мм.

Определяем диаметр основания конуса шестерни по формуле:

; (7.16)

мм.

Определяем диаметр вершин зубьев по формуле:

; ; (7.17)

мм;

мм.

Определяем диаметр впадин зубьев по формуле:

; ; (7.18)

мм;

мм.



Рис. 2. Основные параметры конических зубчатых колёс

8. Силы в зацеплении конических передач

Определяем окружную силу по формуле:

, (8.1)

Н.

Примем правый наклон зуба шестерни и направление её вращения по часовой стрелке.

Осевую силу на шестерне определим по формуле:

; (8.2)

Коэффициент по табл. 4.20 [ ] равен:

; (8.3)

.

Тогда Н.

Радиальную силу на шестерне определяем по формуле:

; (8.4)

Коэффициент по табл. 4.20 [ ] равен:

; (8.5)

.

Тогда Н.

Осевую силу на колесе определяем по формуле:

; (8.6)

Н.

Радиальную силу на колесе определяем по формуле:

; (8.7)

Н.

Знаки “минус” указывают, что направление сил противоположны.

Полная (нормальная) сила:

; (8.8)

При и .

Н.



Рис. 3. Силы в зацеплении конических передач

9. Расчёт валов

В механических передачах валы предназначены для передачи крутящего момента и для поддержания вращающихся деталей - шкивов, звёздочек, зубчатых колёс и т. д. Валы работают на изгиб и кручение, а в некоторых случаях подвергаются растяжению или сжатию.

Основным критерием работоспособности валов является их прочность (статическая и усталостная) [ ].

9.1 Быстроходный вал

9.1.1 ориентировочный расчёт быстроходного вала

Определяем минимальный диаметр вала:

, (9.1.1)

где - допускаемое напряжение при кручении, МПа. = 25 МПа.

,

С учётом стандартного ряда принимаем d = 40 мм.

Определяем изгибающие моменты:

, (9.1.2)

Н·м.

Составляем расчётную схему вала

Исходные данные

Таблица 10

Мб, Н·м	Fa1, Н	Fr1, Н	Ft, Н	B, м	,Н·м
229,1	15480	10448	21235	0,09	154,8

1 Найдём поперечную силу и изгибающий момент :

Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

2 Найдём поперечную силу и изгибающий момент :



Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

3 Найдём продольную силу N:

Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

4 Найдём крутящий момент М_к:

Рассмотрим участок 0 ? z ? 2b:

9.1.2 Приближённый расчёт

Из анализа графиков , и М_к следует, что опасным является сечение В, в котором действует:

М_x = 2065,95 Н·м; М_у = 1095,12 Н·м: М_к = 229,1 Н·м.

Эквивалентный момент в опасном сечении определяем по третьей теории прочности:

, (9.1.3)

Н·м.

Вычисляем диаметр вала в опасном сечении:

, (9.1.4)

где = 50 МПа - допускаемое напряжение на изгиб.

.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69. Принимаем d = 80 мм.

9.1.3 Уточнённый расчёт

Уточнённый расчёт выполняют как проверочный для определения расчётного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала.

Опасным считается то сечение вала, для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение.

Общий коэффициент запаса прочности s определяем из формулы:

, (9.1.5)

Откуда

,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

. (9.1.6)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

. (9.1.7)

и - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения.

Для легированной стали:

МПа.

МПа.

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

; .

и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений.

.

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

.

и - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений;

и - средние напряжения нормальных и касательных напряжений.

Принимаем:

МПа.

МПа.

МПа.

.

Отсюда

;

;

9.2 Расчёт тихоходного вала

9.2.1 Ориентировочный расчёт

Определяем минимальный диаметр вала:

, (9.2.1)

где - допускаемое напряжение при кручении, МПа. = 20 МПа.

,

С учётом стандартного ряда принимаем d = 90 мм.

Определяем изгибающие моменты:

, (9.2.2)

 Н·м.

Составляем расчётную схему вала

Исходные данные

Таблица 11

Мт, Н·м	Fa.2, Н	Fr2, Н	Ft, Н	B, м	,Н·м
2547,8	10448	15480	21235	0,09	1462,72



1 Найдём поперечную силу и изгибающий момент :

Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

2 Найдём поперечную силу и изгибающий момент :



Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

3 Найдём продольную силу N:

Рассмотрим первый участок 0 ? z ? b:

Рассмотрим второй участок b ? z ? 2b:

4 Найдём крутящий момент М_к:

Рассмотрим участок 0 ? z ? 2b:

9.2.2 Приближённый расчёт

Из анализа графиков , и М_к следует, что опасным является сечение В, в котором действует:

М_x = 3373,87 Н·м; М_у = 2855,92 Н·м: М_к = 2547,8 Н·м.

Эквивалентный момент в опасном сечении определяем по третьей теории прочности:

, (9.2.3)

Н·м.

Вычисляем диаметр вала в опасном сечении:

, (9.2.4)

где = 50 МПа - допускаемое напряжение на изгиб.

.

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69. Принимаем d = 100 мм.

9.2.3 Уточнённый расчёт

Общий коэффициент запаса прочности s определяем из формулы:

, (9.2.5)

Откуда

,

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

. (9.2.6)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

. (9.2.7)

и - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения.

Для легированной стали:

МПа.

МПа.

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

; .

и - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений.

.

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности.

.

и - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений;

и - средние напряжения нормальных и касательных напряжений.

Принимаем:

МПа.

МПа.

МПа.

.

Отсюда

;

;

Запас усталостной прочности в опасных сечениях на обоих валах обспечен.

10. Расчёт и выбор подшипников качения

По форме тел качения подшипники делятся на шариковые и роликовые. По числу рядов тел качения подшипники могут быть однорядными, двухрядными и четырёхрядными. По направлению действия нагрузки на подшипник, они делятся на радиальные, воспринимающие нагрузку, действующую по радиусу перепендикулярно оси вращения подшипника; упорные, вопринимающие преимущественно осевую нагрузку, действующую вдоль оси вращения подшипника; радиально-упорные, вопринимающую нагрузку, одновременно действующую на подшипник в радиальном и осевом направлениях.

Рассмотрим основные типы подшипников качения.

Шарикоподшипники радиальные однорядные предназначены для восприятия радиальных нагрузок. Они могут воспринимать и значительные осевые нагрузки в двух направлениях, особенно при увеличённых внутренних зазоров. Подшипники обладают большой быстроходностью при соответствующих конструкциях и материале сепараторов. Такие подшипники применяют при осевых нагрузках и высокой частоте вращения, когда упорные подшипники уже неработоспособны. По сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение, допускают наибольшие частоты вращения.

Роликовые радиальные однорядные сферические подшипники предназначены для восприятия преимущественно радиальной нагрузки. Являются самоустанавливающимися подшипниками. Подшипники фиксируют вал в осевом направлении в обе стороны в пределах имеющихся осевых зазоров. При установке в опоре двух подшипников рядом свойство самоустанавливаемости теряется.

Роликоподшипники радиальные короткими цилиндрическими роликами однорядные применяются в опорах жестких коротких валов. Они воспринимают значительные радиальные нагрузки; кратковременные незначительные осевые нагрузки; могут фиксировать вал в осевом направлении. Конструктивные разновидности этих подшипников зависят от наличия и расположения бортов на наружных и внутренних кольцах. Данные роликоподшипники очень чувствительны к перекосам внутренних колец относительно наружных.

Игольчатые роликоподшипники предназначены для восприятия только радиальных нагрузок. Подшипники весьма чувствительны к прогибам валов и несоосности посадочных мест. Роликоподшипники с цилиндрическими роликами малого диаметра, которые имеют значительную длину по отношению к их диаметру. Несмотря на малое поперечное сечение, игольчатые роликоподшипники имеют высокую грузоподъёмность, что делает их особенно эффективными для использования в подшипниковых узлах, размеры которых ограничены в радиальном направлении. Применяются в опорах, несущих постоянную или переменную нагрузку при полном вращении, колебательном движении или в статическом состоянии.

Роликовые радиальные подшипники с витыми роликами способны воспринимать ударные нагрузки лучше, чем подшипники других типов. Важным преимуществом этих подшипников является то, что каждое из колец, а также комплект роликов с сепаратором, взаимозаменяемы и могут монтироваться раздельно. В различных машинах или механизмах подшипник может применяться как комплектно (с внутренним и наружным кольцами), так и без обоих колец или в сочетании одного из колец с другой деталью (валом или корпусом) соответствующей твердости.

Шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические воспринимают радиальные и небольшие осевые нагрузи; фиксируют вал в осевом направлении в обе стороны. Характеризуются более высокой максимально допустимой нагрузкой по сравнению с однорядными подшипниками: двухрядные подшипники имеют более жесткую установку, но очень чувствительны к смещениям.

Применяют для многоопорных валов трансмиссий, где возможны значительные прогибы; для узлов, в которых технологически трудно обеспечить строгую соосность посадочных мест.

Роликоподшипники радиальные двухрядные сферические могут воспринимать радиальные нагрузки и одновременно осевую нагрузку, действующую в обоих направлениях и не превышающую 25 % неиспользованной допустимой радиальной нагрузки. Обладают более высокой грузоподъёмностью, чем сферические шарикоподшипники. Применяются в узлах тяжело нагруженных многоопорных и двухопорных валов, подверженных значительным прогибам.

Шарикоподшипники радиально-упорные предназначены для восприятия радиальных и осевых нагрузок. Для фиксации вала в обе стороны их устанавливают попарно. Их способность воспринимать осевую нагрузку зависит от угла контакта, представляющего собой угол между плоскостью центров шариков и прямой, проходящей через центр шарика и точку касания шарика с дорожкой качения. С увеличением угла контакта осевая грузоподъемность возрастает вследствие уменьшение радиальной.

Шарикоподшипники радиально-упорные сдвоенные предназначены для восприятия комбинированных радиальных и осевых нагрузок. В зависимости от вида нагрузки схемы сдвоенной установки разделяют на 3 группы.

а) широкий торец наружного кольца одного подшипника касается узкого торца наружного кольца другого подшипника. Воспринимают значительную одностороннюю осевую нагрузку;

б) наружные кольца обращены друг к другу узкими торцами. Воспринимают двусторонние осевые и радиальные нагрузки;

в) наружные кольца обращены друг к другу широкими торцами.

Роликоподшипники радиально-упорные однорядные подходят

для высокоскоростных применений и могут принимать как радиальные, так и осевые нагрузки, включая комбинированные нагрузки и опрокидывающие моменты. Скоростные характеристики значительно ниже, чем у подшипников с короткими цилиндрическими роликами. Так как однорядные радиально-упорные шарикоподшипники принимают осевые нагрузки только в одном направлении, их необходимо использовать парами, в которых один подшипник устанавливается напротив другого, чтобы направлять вал в противоположном направлении.

Двухрядные радиально-упорные конические роликоподшипники фиксируют вал в осевом направлении в обе стороны, воспринимают радиальные и двусторонние осевые нагрузки; при монтаже не требуется регулировка. Большие зазоры, возникающие в процессе эксплуатации, уменьшают подшлифовкой дистанционных колец. Допускаемая радиальная нагрузка этих подшипников примерно на 70 % выше, чем у соответствующего однорядного подшипника.

Шарикоподшипник упорные пригодны для того, чтобы воспринимать односторонние осевые нагрузки, и, соответственно, могут односторонне фиксировать положение вала; радиальную нагрузку они не воспринимают. Подшипники этого типа являются разъемными, их монтаж прост, так как элементы можно монтировать индивидуально. Упорные подшипники не рекомендуется ставить на горизонтальных валах [ ].

10.1 Подшипники качения быстроходного вала

По результатам расчёта валов получено: диаметр вала в месте посадки подшипника равен 80 мм. Реакции в опорах:

Н; Н;

Н; Н.

Определяем радиальную нагрузку в опорах А и В:

;

.

Наиболее нагружен подшипник В.

В первую очередь рассмотрим возможность установки шариковых радиальных однорядных подшипников, как наиболее простых по конструкции и дешёвых. Так как на опору В осевое усилие не действует, выбираем для этой опоры шариковый радиальный подшипник. Внутренний посадочный диаметр подшипника должен быть ? 80 мм.

По ГОСТ 8338 - 75 предварительно выбираем подшипник средней серии. Это подшипник серии 316.

Расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности

Расчётную долговечность подшипника определяем по формуле:

, (10.1)

где n - частота вращения подшипника, об/мин; Р - эквивалентная динамическая нагрузка; С - динамическая грузоподъёмность подшипника.

Динамическая грузоподъёмность данного подшипника С = 124 кН.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле:

Р = (X V F_r + Y F_a)K₆ K_T, (10.2)

где F_r - радиальная нагрузка, действующая на подшипник; V - коэффициент вращения (V = 1, если вращается внутреннее кольцо подшипника); X - коэффициент радиальной нагрузки; У - коэффициент осевой нагрузки; К_б - коэффициент безопасности (для редукторов общего назначения К_б=1,3); К_т температурный коэффициент (для редукторов общего назначения К_т= 1).

.

Определяем долговечность подшипника:

.

Рис. 4. Шарикоподшипники радиальные однорядные

Таблица 12

Условное обозначение подшипника	d	D	В	г	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая С0
316	80	170	39	3,7	124,0	80,0

10.2 Подшипники качения тихоходного вала

По результатам расчёта валов получено: диаметр вала в месте посадки подшипника равен 90 мм. Реакции в опорах:

Н; Н;

Н; Н.

Определяем радиальную нагрузку в опорах А и В:

;

.

Наиболее нагружен подшипник В.

В первую очередь рассмотрим возможность установки шариковых радиальных однорядных подшипников, как наиболее простых по конструкции и дешёвых. Так как на опору В осевое усилие не действует, выбираем для этой опоры шариковый радиальный подшипник. Внутренний посадочный диаметр подшипника должен быть ? 90 мм.

По ГОСТ 8338 - 75 предварительно выбираем подшипник средней серии. Это подшипник серии 318.

Расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности

Расчётную долговечность подшипника определяем по формуле:

, (10.3)

где n - частота вращения подшипника, об/мин; Р - эквивалентная динамическая нагрузка; С - динамическая грузоподъёмность подшипника.

Динамическая грузоподъёмность данного подшипника С = 143 кН.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяем по формуле:

Р = (X V F_r + Y F_a)K₆ K_T, (10.4)

где F_r - радиальная нагрузка, действующая на подшипник; V - коэффициент вращения (V = 1, если вращается внутреннее кольцо подшипника); X - коэффициент радиальной нагрузки; У - коэффициент осевой нагрузки; К_б - коэффициент безопасности (для редукторов общего назначения К_б=1,3); К_т температурный коэффициент (для редукторов общего назначения К_т= 1).

.

Определяем долговечность подшипника:

.



Рис. 5. Шарикоподшипники радиальные однорядные

Таблица 13

Условное обозначение подшипника	d	D	В	г	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая С0
318	90	190	43	4	143,0	99,0

11. Конструкция колёс

В серийном производстве колёса диаметрами d_e2 ? 315 обычно изготавливают из штампованных заготовок, больших диаметров - бандажированными. Это облегчает размещение нужной ступицы и позволяет уменьшить расход легированной стали, так как центры изготавливают из обычных сталей.

Конические передачи устанавливают на быстроходных ступенях редукторов, колёса обрабатывают кругом.

Торец ступицы целесообразно выполнять заподлицо с торцом головки, служащим технологической базой для нарезки зубьев.

Вычислим основные размеры колёс:

1) Диаметр ступицы:

; (11.1)

Для колеса: D_ст= 1,5·280+10 = 430мм.

2) Толщина тела ступицы:

д_ст=0,25d+5; (11.2)

Для колеса: д_ст=0,25·280+5 = 75 мм.

3) Длина ступицы:

; (11.3)

Для колеса:

4) толщина обода

д₀=2,5m_n+2; (11.4)

д₀= 2,5·0,927+2 = 5 мм.

5) толщина диска

д_д = ( д ₀+ д _ст) / 2; (11.5)

Для колеса: д_д = (5+75)/2 = 40 мм.

Основные размеры колёс

Таблица 14

Наименование параметра	Обозначение	Колесо
Диаметр ступицы колеса	Dст, мм	430
Толщина тела ступицы	д ст, мм	75
Длина ступицы	, мм	178
Толщина обода	д 0, мм	5
Толщина диска	д д, мм	7,5



Рис. 6. Коническое колесо

12. Конструкция валов

Валы редукторов должны удовлетворять условиям прочности, жёсткости и размещения подшипников. В большинстве случаев лимитирующим фактором является жёсткость вала.

Длина вала определяется шириной зубчатых колёс и размерами подшипника, поэтому возможности её уменьшения крайне ограничены. Таким образом, единственным размером, которым конструктор может управлять, является диаметр вала.

Переходные участки валов между смежными ступенями выполним галтелями (поверхность главного перехода от меньшего сечения к большему) для уменьшения концентрации напряжения в месте перехода. Основные размеры ступеней быстроходного и тихоходного валов были определены при предварительном расчёте, причём диаметры всех ступеней можно оставить неизменными. В уточнении нуждаются длины ступеней валов с учётом конструкции и размеров установленных на них деталей.

12.1 Быстроходный вал

Диаметр вала под подшипник d₁ = 80 мм.

Диаметр d₂ должен быть меньше диаметра d₁, чтобы обеспечить свободное прохождение подшипника к месту посадки: d₂ = d₁ - 2 = 80 - 2 = 78 мм. Принимаем d₂ = 78 мм.

Диаметр d₃ определяется по формуле:

d₃ = d₁ + 4 r = 80 + 4 * 3,7= 94,8 мм,

где r - ширина фаски внутреннего кольца подшипника. Принимаем

d₃ = 95 мм.

Диаметр d₄ назначается из условия свободного прохождения зубчатого колеса к месту посадки: d₄ = d₁ + 2 = 80 + 2 = 82 мм. Принимаем d₄ = 82 мм.

Диаметр буртика d₅, который необходим для осевой фиксации зубчатого колеса, определяется по формуле: d₅ = d₄ + 4r = 82 + 4 * 3,7 = 96,8 мм. Принимаем d₅ = 98 мм.

Размеры шпонок и шпоночных канавок назначаются по диаметру вала в месте посадки зубчатых колёс.

Длину шпонки назначают на 5-10 мм меньше длины ступицы из ряда стандартных значений.

Выбираем шпонку призматическую (по ГОСТ 23360 - 78) 22Ч14Ч160.

Выбранную шпонку проверяем на смятие:

у_см = ? [у_см];

где М - передаваемый момент, Н·мм; d -- диаметр вала, мм; l_Р - расчётная длина шпонки, мм; h - высота шпонки, мм; h - глубина паза вала, мм; [у _см] - допускаемое напряжение смятия, МПа.

При стальной ступице и спокойной нагрузке [у_см] ⁼ 800 - 1200 МПа; при чугунной - вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки [у_см] на 25 =40% ниже.

При скругленных торцах шпонки l _р = l - b, где l - длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

l_p = 160 - 22 = 138 мм

у_см = = 8,1 МПа.

Условие прочности выполняется у_см ? [у_см].



Рис. 7. Конструкция быстроходного вала

12.2 Тихоходный вал

Диаметр вала под подшипник d₁ = 90 мм.

Диаметр d₂ должен быть меньше диаметра d₁, чтобы обеспечить свободное прохождение подшипника к месту посадки: d₂ = d₁ - 2 = 90 - 2 = 88 мм. Принимаем d₂ = 88 мм.

Диаметр d₃ определяется по формуле:

d₃ = d₁ + 4 r = 90 + 4 * 4= 106 мм,

где r - ширина фаски внутреннего кольца подшипника. Принимаем

d₃ = 106 мм.

Диаметр d₄ назначается из условия свободного прохождения зубчатого колеса к месту посадки: d₄ = d₁ + 2 = 90 + 2 = 92 мм. Принимаем d₄ = 92 мм.

Диаметр буртика d₅, который необходим для осевой фиксации зубчатого колеса, определяется по формуле: d₅ = d₄ + 4r = 92 + 4 * 4= 108 мм. Принимаем d₅ = 108 мм.

Размеры шпонок и шпоночных канавок назначаются по диаметру вала в месте посадки зубчатых колёс.

Длину шпонки назначают на 5-10 мм меньше длины ступицы из ряда стандартных значений.

Выбираем шпонку призматическую (по ГОСТ 23360 - 78) 25Ч14Ч10.

Выбранную шпонку проверяем на смятие:

у_см = ? [у_см];

где М - передаваемый момент, Н·мм; d -- диаметр вала, мм; l_Р - расчётная длина шпонки, мм; h - высота шпонки, мм; h - глубина паза вала, мм; [у _см] - допускаемое напряжение смятия, МПа.

При стальной ступице и спокойной нагрузке [у_см] ⁼ 800 - 1200 МПа; при чугунной - вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки [у_см] на 25 =40% ниже.

у_см = = 1107 МПа.

Условие прочности выполняется у_см ? [у_см].

Рисунок 8. Конструкция тихоходного вала

13. Корпус редуктора

Размеры основных элементов корпуса определяют в зависимости от значения наибольшего вращающего момента на тихоходном валу редуктора, Нм:

Т_mах = 2547,8 Нм

1) Толщина стенки нижней части корпуса:

д =2 ? 6, (13.1)

д =2 = 8 мм ? 6.

2) Толщина стенки крышки корпуса:

д _кр = 0,9 д ? 6, (13.2)

д _кр= 0,9 ·8= 7,2 мм ? 6.

3) Толщина ребра у основания:

д _реб = д = 8 мм. (13.3)

Крышку крепят к корпусу улучшенными винтами с шестигранной уменьшенной головкой класса прочности 6.6.

4) Диаметр стяжных винтов:

d= ?10, (13.4)

d= = 14мм.

5) Толщина фланца по разъему:

д _фл = d = 14 мм. (13.5)

6) Ширина фланца, если на нем нет стяжных болтов

b_фл ? 1,5d, (13.6)

b_фл =1,5·14 = 21мм.

7) Диаметр фундаментного болта

d _ф = 1,25d, (13.7)

d _ф = 1,25·14= 17,5мм.

8) Толщина лапы фундаментного болта:

д_ф = 1,5 d_ф , (13.8)

д_ф = 1,5 ·17,5 = 26 мм.

Число фундаментных болтов зависит от межосевого расстояния, при

а = 140 мм ? 250, Z_ф=4.

9) Толщина уха у основания

д _у = 2,5 д_кр , (13.9)

д _у = 2,5 ·7,2= 18 мм.



Рис. 9. Лапа редуктора

14. Плиты основания редуктора

Плиты служат для установки агрегатов привода и обеспечения правильного положения их в течение всего срока эксплуатации. Конструкция плит должна удовлетворять требованиям прочности, жесткости, виброустойчивости, стабильности формы во времени и др.

Длину плиты L и ширину B определяют в соответствии с размерами агрегатов, устанавливаемых на ней. Высоту плиты H принимают равной 0,1L.

Диаметр d_ф болтов для крепления плиты к фундаменту принимают равным диаметру болтов, крепящих редуктор к плите, но не менее М 12. Фундаментальные болты равномерно размещают по периметру плиты со средним шагом Р_ср = (30 ч 40)d_ф.

Плиты выполняют преимущественно литыми, а в единичном производстве - сварными. Литые плиты изготавливают из чугунов марок СЧ 12 или СЧ 15.

Габариты плиты в плане определяются платиками для размещения лап узлов. Платик должен быть длиннее лапы на 3-5 мм в каждую сторону, но не доходить до края плиты примерно на толщину её стенки д, мм:

, (14.1)

где ; (14.2)



Рис. 10. Литая плита

15. Смазывание редуктора

Основное назначение смазывания - уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта.

В редукторах с небольшими мощностью и скоростью зацепления смазываются из масляной ванны окунанием или разбрызгиванием. С этой целью зубчатое колесо, червяк или вспомогательная деталь частично погружают в масло, заливаемое в корпус редуктора.

Редукторы большой мощности и быстроходные смазывают путём подачи масла насосом из ванны в зону зацепления.

Способы смазывания:

В мелких и средних редукторах применяют смазывание погружением и разбрызгиванием (картерное смазывание). Во всех случаях целесообразно увеличение объёма масла, особенно при повторно-кратковременных режимах эксплуатации, так как это повышает стабильность масла и снижает пики температур при кратковременных перегрузках, интенсивность изнашивания и опасность заедания. Для увеличения объёма масляной ванны стенки отодвигают на периферию корпуса.

Картерное смазывание применяют при окружной скорости погруженного в масло колеса до 12,5 м/с, что составляет примерно 99 % всех возможных случаев использования общепромышленных редукторов.

Колёса одноступенчатых конических редукторов следует погружать в масло на половину длины зуба.

Слив масла осуществляют через отверстия, расположенные в средней плоскости редуктора со стороны тихоходного вала.

Сливные отверстия закрывают пробками с конической трубной резьбой, не требующей обработки торца и надёжно уплотняющими и без прокладок.

Перед началом работы редуктор заливают маслом выше уровня нормы на 5-15 мм. Контролируют уровень масла жезловыми маслоуказателями.

Трубчатые маслоуказатели легко повреждаются, особенно при транспортировании, поэтому их применение не рекомендуется. Фонарные маслоуказатели при установке редуктора на полу практически недоступны для наблюдения, поэтому при их использовании редуктор должен находиться на некоторой высоте от пола.

16. Охлаждение редуктора

Практически нет необходимости в принудительном охлаждении мелких зубчатых редукторов. Принудительное охлаждение средних редукторов применяется очень редко.

17. Смазывание подшипников в опорах

Для смазывания подшипников редукторов применяют жидкие нефтяные смазочные материалы и пластичные. Требуемую вязкость масла в зависимости от внутреннего диаметра подшипника, частоты вращения и рабочей температуры можно определять по номограмме (рис. 12.53 [ ]). Радиальный однорядный шарикоподшипник d = 80 мм при n = 970 об/мин и
t = 75 єС рекомендуется смазывать маслом, имеющим при t = 50 єС вязкость 40 мм²/с.

Принимаем по ГОСТ 20799 - 75 масло индустриальное И - 12А

В редукторах применяют следующие виды смазывания:

Погружением в масляную ванну; фитильное; под давлением; масляным туманом.

Заключение

В курсовом проекте продумана конструкция одноступенчатого конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса редуктора. Были выбраны подшипники роликовые однорядные по ГОСТ 8338 - 75 средней серии 316 и 318. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.

Все расчеты получились удовлетворительными. По расчетным данным выполнен сборочный чертеж редуктора. Графическая часть выполнена согласно требованиям ЕСКД.

В конце проекта определена качественная оценка технического уровня проектируемого редуктора.

Библиографический список

1 Добренко А. М. Инженерные расчёты при проектировании безопасных технических систем: учеб. пособие / А. М. Добренко, В. С. Сердюк. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2007 г. 376 с.

2 Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. - 2-е изд., испр.: М.: Высш. шк., 2005. - 309 с.: ил.

3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С. А. Чернавский, Г. А. Снесарев, Б. С. Козинцов и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с., ил.

4 Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru