Проект привода галтовочного барабана

Размещено на http://www.allbest.ru/

Учреждение образования

«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет ХТиТ

Кафедра МиПТС

Специальность ХТНМ

Пояснительная записка

Курсового проекта

По дисциплине Прикладная механика

Тема «Проект привода галтовочного барабана»

Исполнитель

Дашкевич Д.К.

Руководитель

Царук Ф.Ф.

Минск 2021



УО «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет ХТиТ

УТВЕРЖДАЮ

Зав. кафедрой «МиПТС»

Д.В. Куис

11.02.2021

ЗАДАНИЕ

на курсовое проектирование по дисциплине

ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА

Студенту Дашкевич Даниле Кирилловичу

1. Тема проекта Привод механизма привода галтовочного барабана

2. Сроки сдачи студентом законченного проекта - до 25.05.2021 г.

3. Исходные данные для проекта №зад. 20 №вар.

Тяговое усилие Ft = 0,5 кН;

Скорость цепи V 2,0м/с

4. Состав расчётно-пояснительной записки:

Титульный лист. Задание на курсовое проектирование. Реферат. Содержание. Введение.

1. Краткое описание работы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

3. Расчет открытой ременной передачи

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Выбор конструкций корпусных деталей и их расчет

6. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов

7. Выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

8. Проверочные расчеты валов, подшипников, шпоночных соединений

9. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников

10. Выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для всех форм сопряжений привода

5. Перечень графического материала (с точным указанием обязательных чертежей и графиков):

1) Сборочный чертеж 1-2 листа формата А1

2) Рабочие чертежи деталей редуктора 1 лист формата А1

6. Консультант по проекту (с указанием разделов проекта) - доц. Царук Ф. Ф.

7. Календарный график работы над проектом на весь период проектирования:

кинематический расчёт привода до 15.02.2021 г.

сборочный чертеж редуктора до 15.03.2021 г.

рабочие чертежи деталей редуктора до 01.04.2021 г.

оформление РПЗ и защита курсового проекта до 25.05.2021 г.

Руководитель (Царук Ф. Ф.)

Задание принял к выполнению 11.02.2021



Реферат

Пояснительная записка 45 страниц, 7 рисунков, 4 таблицы, 4 источников.

РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ВАЛ, МУФТА, ДВИГАТЕЛЬ, СМАЗКА, КОЛЕСО, ШЕСТЕРНЯ

Пояснительная записка состоит из одиннадцати разделов, а также включает расчет на ЭВМ. В каждом разделе рассчитываются или описываются определенные параметры передач.

Целью выполнения курсового проекта является проектирование привода галтовочного барабана. Произведены кинематические и силовые расчеты привода. По современным методикам проведены проектные и проверочные расчеты клиноременной передачи, закрытой косозубой цилиндрической передачи, расчет валов, подшипников, корпуса редуктора. Расчет должен обеспечить необходимую работоспособность отдельных узлов, а также экономическую целесообразность их изготовления.

В результате спроектирован привод механизма оптимальных размеров и долговечностью не менее 30 тыс. часов.

Графическая часть включает:

- сборочный чертеж редуктора - 1 листа А1;

- чертежи деталей - 3 лист А3, 1 лист А2.



Содержание

Введение

1. Общая характеристика работы узлов и передач привода

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи

3.1 Проектировочный расчет

3.2 Предварительный расчет параметров зубчатых колес

3.3 Проверочные расчеты закрытой косозубой цилиндрической передачи

3.3.1 Расчет на контактную выносливость

3.3.2 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

3.3.3 Определение основных параметров зубчатого колеса

3.3.4 Усилия в зацеплении

4. Расчет передач на ЭВМ и обоснование выбора оптимального варианта

5. Выбор конструкции корпусных деталей и их расчет

6. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов. Подбор параметров шпоночного соединения

6.1 Проектный расчет валов

6.2 Подбор параметров шпоночных соединений

7. Предварительный выбор подшипников, расчет элементов корпуса и эскизная компоновка редуктора

7.1 Предварительный выбор подшипников

7.2 Эскизная компоновка редуктора

8. Проверочный расчет вала, подшипников, шпоночных соединений

8.1 Проверочный расчет валов

8.2 Проверочный расчет подшипников

8.3 Проверочный расчет шпонок

9. Обоснование, выбор и описание конструкции соединительной муфты

10. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников

Список использованных источников



Введение

В химической технологии неорганических веществ, применяют следующие виды механических передач: зубчатые цилиндрические, конические, червячные, ременные, цепные, планетарные.

Согласно заданию на проектирование, привод содержит закрытую цилиндрическую косозубую передачу, открытую ременную передачу.

Ременная передача, так же, как и цепная позволяет передавать крутящий момент на значительное расстояние (до 8 м), при этом является более компактной и обладает более высоким КПД (до 98%).

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В керамической промышленности широко используются данные виды передач.

Целью данного курсового проекта является создание проекта привода к галтовочному барабану.

Данный привод состоит из электродвигателя, открытой клиноременной передачи, закрытого цилиндрического редуктора и зубчатой муфты. Электродвигатель является источником механической энергии в приводе. Клиноременная передача соединяет вал электродвигателя с быстроходным валом редуктора. Она компенсирует возможные погрешности при монтаже привода.

Редуктор уменьшает частоту вращения до требуемой величины и увеличивает крутящий момент на валах.

На выходе находится муфта. Она так же компенсирует возможные погрешности при монтаже привода.



1. Общая характеристика работы узлов и передач привода

Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

Передача предназначена для увеличения крутящего момента за счет уменьшения угловой скорости. Электродвигатель (на рисунке 1.1 под первым номером) передает крутящий момент на ременную передачу (на рисунке 1.1 под номером 2) с передаточным числом U=3.71 (угловая скорость вращения уменьшается, крутящий момент увеличивается), затем крутящий момент передается на закрытую цилиндрическую передачу, представленную на рисунке 1.1 под номером 3, имеющую передаточное число U = 4, и далее через зубчатую муфту (на рисунке 1.1 под номером 4) на рабочий орган.

Преимуществом цилиндрической передачи является то, что у нее большой диапазон передаваемых мощностей, долговечность, высокий КПД, постоянное передаточное число, простота обслуживания, однако недостатком передачи является сложность изготовления, возникновение осевой нагрузки, которая смещает зубчатое колесо в осевом направлении и тем самым воздействует на опоры.

Достоинством ременной передачи является большая передаваемая скорость, простота конструкции, возможность передачи крутящего момента на большие расстояния, плавная и бесшумная работа, но недостатком является ограниченная передаваемая мощность (связано с натяжением ремня), невозможность применять передачу во взрывоопасном помещении, т.к. во время трения ремня о шкив происходит накопление статического электричества.

Муфтами называются устройства, которые соединяют между собой валы или валы, с находящимися на них деталями для передачи вращающего момента. На работу муфты существенно влияют толчки, удары, колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Мы начинаем с выбора электродвигателя по каталогу, для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Требуемую мощность электродвигателя Р1 находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

где Рвых - мощность на ведомом валу привода, Вт;

о - коэффициент полезного действия привода.

Рвых = FtV,

где Ft - тяговое усилие, Н;

V - скорость цепи, м/с.

Ft = 0,5 кН, V = 2,0 м/с - по условию

Рвых = 0,52,0 = 1 кВт.



где м - коэффициент полезного действия муфты;

зз - коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

рем- коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

пп - коэффициент полезного действия пары подшипников.

Значения КПД элементов привода выбраны по таблице 2.1 [1]:

м = 0,99;

зз = 0,97;

рем.п. = 0,95;

пп = 0,99.

Определяем значения мощностей на двигателе:

Вт.

Ориентировочное передаточное число:

где U1ор - ориентировочное передаточное число закрытой цилиндрической передачи;

U2ор - ориентировочное передаточное число клиноременной передачи;

Принимаем по таблице 2.2 [1] U1ор = 4; U2ор = 3,71.

Принято конструктивно.



Ориентировочная частота вращения на валу двигателя:

где nвых - частота вращения на ведомом (тихоходном) валу, с-1,

- ориентировочное передаточное число двигателя.

,

где nвых - частота вращения на ведомом (тихоходном) валу, с-1, щвых - угловая скорость на ведомом валу, с-1.

,

где D - диаметр барабана, мм;

V - скорость цепи, м/c;

,

Ориентировочная частота вращения на валу двигателя:



По таблице 2.8 [1] выбираем электродвигатель 4А80В4 с мощностью Рдв Р1 и действительной частотой вращения nдв близкой к nдв.ор..

Рдв = 1,5 кВт; nдв = 1415 мин-1.

В дальнейшем расчет ведется по Рдв и nдв. Общее передаточное число привода:

где nвых - частота вращения выходного вала привода;

nдв - частота вращения двигателя:

Определяем мощности на каждом валу:

где P1 - мощность на первом валу, Вт;

P2 - мощность на втором валу, Вт;

рем - коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

пп - коэффициент полезного действия пары подшипников.

Вт.



где P3 - мощность на третьем валу, Вт;

P2 - мощность на втором валу, Вт;

зп - коэффициент полезного действия закрытой косозубой цилиндрической передачи;

пп - коэффициент полезного действия пары подшипников.

Вт.

где P1 - мощность на первом валу, Вт;

P4 - мощность на четвертом валу, Вт;

о - коэффициент полезного действия привода;

Вт.

Определение частот вращения валов привода:

,

где n1 - частота вращения на первом валу, мин-1;

nдв - частота вращения двигателя, мин-1.

мин-1.

,

где n1 - частота вращения на первом валу, мин-1;

n2 - частота вращения на втором валу, мин-1;

U2 - передаточное число клиноременной передачи.

381,4 мин-1.

,

где n2 - частота вращения на втором валу, мин-1,

n3 - частота вращения на третьем валу, мин-1,

U1 - передаточное число закрытой цилиндрической передачи,

95,35 мин-1.

где n3 - частота вращения на третьем валу, мин-1,

n4 - частота вращения на четвертом валу, мин-1, n4 = 95,35 мин-1.

Определяем угловые скорости на каждом валу:

где 1 - угловая скорость на первом валу, с-1;

n1 - частота вращения на первом валу, мин-1 .

с-1.



где 2 - угловая скорость на втором валу, с-1;

n2 - частота вращения на втором валу, мин-1.

с-1.

где 3 - угловая скорость на третьем валу, с-1;

n3 - частота вращения на третьем валу, мин-1.

с-1.

где 3 - угловая скорость на третьем валу, с-1;

4 - угловая скорость на четвертом валу, с-1.

Определяем крутящие моменты на валах привода:

где P1 - мощность на первом валу, Вт;

1 - угловая скорость на валу двигателя, с-1 .



Нм.

где P2 - мощность на втором валу, Вт;

2 - угловая скорость на втором валу, с-1 .

Нм.

где P3 - мощность на третьем валу, Вт;

3 - угловая скорость на третьем валу, с-1 .

Н м.

где P4 - мощность на четвёртом валу, Вт;

4 - угловая скорость на четвёртом валу, с-1 .

Нм.

Полученные данные вносим в таблицу 2.1



Таблица 2.1 - Сводная таблица результатов

Номер вала	Мощность Р, Вт	Угловая скорость щ, с-1	Частота вращения n, мин-1	Крутящий момент Т, Н·м
1	1130,00	148,10	1415,00	7,60
2	1073,50	40,00	381,40	26,80
3	1020,60	9,90	95,30	102,30
4	1000,00	9,90	95,30	100,20



2. Расчет клиноременной передачи

В клиноременной передаче поперечное сечение ремня имеет форму клина. Такая форма обеспечивает увеличение силы трения между ремнем и шкивом за счет эффекта заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня меньше, чем у плоскоременных передач, что приводит к уменьшению сил, действующих на опоры, а также уменьшению диаметра шкивов и увеличению передаточного числа. Основные геометрические и силовые параметры ременной передачи приведены на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 - Геометрические и силовые параметры ременной передачи

Расчет ведется в следующей последовательности:

1) В зависимости от крутящего момента: Нм, по таблице 7.4 [2]выбираем тип ремня и минимальный диаметр малого шкива:

D1 = 160 мм.

2) Диаметр ведомого шкива



где U2 - передаточное число ременной передачи;

D1 - диаметр малого шкива, мм;

о - коэффициент скольжения ремня (о=0,01-0,02).

Принимаем диаметр ведомого шкива равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 17383 D2 = 630 мм.

3) Уточненное передаточное число:

где D1 - диаметр первого шкива, мм;

D2 - диаметр второго шкива, мм;

- коэффициент скольжения ремня.

Отклонение от требуемого значения не превышает 10%.

4) Окружную скорость ремня V определяем по формуле:

где D1 - диаметр первого шкива, мм;

щ1 - угловая скорость вращения первого вала, с-1.



5) Межосевое расстояние выбирается по формулам:

а) минимальное межосевое расстояние

,

где D1 - диаметр первого шкива, мм;

D2 - диаметр второго шкива, мм;

h - высота ремня, мм. Определяется по таблице 7.5 [2]: h = 8.

мм

б) максимальное межосевое расстояние найдем по формуле:

где D1 - диаметр первого шкива, мм;

D2 - диаметр второго шкива, мм

мм

Принимаем межосевое расстояние aпр = = 1000 мм.

Длина ремня определяется по формуле:

где D1 - диаметр первого шкива, мм;

D2 - диаметр второго шкива, мм;

апр - межосевое расстояние, мм.

мм

Принимаем ближайшее стандартное значение L = 3550 мм

Уточняем межосевое расстояние а, при выбранной длине ремня:

где ?1 = мм; ?2 = мм;

L - длина ремня, мм.

Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:

где б - угол обхвата;

D1 - диаметр первого шкива, мм;

D2 - диаметр второго шкива, мм;

а - межосевое расстояние, мм.

Требуемое число ремней для передачи заданной мощности определяется по формуле:

,

где Р1 - предаваемая мощность, Вт;

[P] - допускаемая мощность на один клин ремня при заданных условиях работы, определяемая по формуле:

,

где Kp - коэффициент, учитывающий влияние режима работы, принимается по таблице 7.3 [2] Кр = 1 при спокойной работе передачи;

P0 - значение мощности, передаваемое в стандартных условиях одним клиновым ремнём, кВт, принимается по таблице 7.6 [2] (P0 = 0,6954 кВт);

Кб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, определяемый по формуле:

Принимаем число ремней z = 1.

5) Расчет ремня на долговечность осуществляется проверкой частоты пробегов ремня на шкивах по формуле:

,

Сила предварительного натяжения одного ремня:



где F01 - сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

P1 - мощность на первом валу, кВт;

V - окружная скорость ремня, м/c;

Kб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, определяемой по формуле;

Kp - коэффициент, учитывающий влияние режима работы. Принимаем по таблице 7.3 [2];

q - масса 1 м длины ремня, кг. Принимаем по таблице 7.5 [2].

Рассчитываем силу, действующую на валы, с учетом силы предварительного натяжения одного ремня, а также чисел ремней и угла обхвата на малом шкиве, по формуле:

где F01 - сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

Z - число ремней;

б - угол обхвата на малом шкиве.

Н



3. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Расчет цилиндрических прямозубых, косозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 - 75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость при изгибе.

В данном курсовом проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (Х = 0). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE больше базового числа циклов NHO. Для этого случая коэффициент долговечности KHL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным KHL = 1.

3.1 Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары таблица 3.1 [2].

Выбираем материал шестерни: сталь 45, HB300, улучшение.

Выбираем материал колеса: сталь 45, HB270, улучшение.

Предел прочности 1) 780 МПа, 2) 890 МПа.

Предел текучести 1) 540 МПа, 2) 650 МПа.

Проектировочный расчет ведем по справочнику [1] с.27.

уHiдопускаемые контактное напряжение (МПа), рассчитываем по формуле: 

где уНlim предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитываем по формуле;

SН коэффициент запаса прочности, принимаем по таблице 3.1 [2] SН = 1,1;

По ГОСТ 21354:

где уНlimb предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

для шестерни:

МПа,

для колеса:



МПа.

По таблице 3.1 [2] принимаем:

МПа - для шестерни;

МПа - для колеса.

МПа - для шестерни;

МПа - для колеса;

МПа.

Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе найдем по формуле:

где уFlim - предел выносливости зубьев при изгибе,

KXF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, для шестерни по [2] KXF = 1, а для колеса ;

YS - коэффициент, учитывающий градиент напряжений, определяем по графику 3.1 [2] YS = 1;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже Rz40 принимается YR = 1;

SF - коэффициент безопасности.



SF = SF' SF”,

где SF' - определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала по таблице 3.1 [2] SF' = 1,75;

SF” - определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса по таблице 3.1 [2] SF” = 1,0.

SF = 1,75 1,0 = 1,75.

где KFб -- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, принимаем по [2] для нормализации и улучшения KFб = 1,0;

KFd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев, определяем по ГОСТу 21354 (без обработки KFd = 1);

KF0 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимаем по [2] при одностороннем приложении нагрузки KF0 = 1;

KFL - коэффициент долговечности, принимаем по [2] для длительной работы передач KFL = 1;

уFlimb - предел выносливости зубьев при изгибе.

для шестерни:



для колеса:

3.2 Предварительный расчет параметров зубчатых колес

Определяем ориентировочное значение начального делительного диаметра для шестерни:

где Kd - вспомогательный коэффициент (для косозубых передач Kd = 675 МПа);

KА - коэффициент внешней динамической нагрузки, по таблице 3.3[2] KА =1,1;

Т2 - крутящий момент на ведущем валу, Нм;

Шbd - коэффициент ширины зубчатого венца, по таблице 3.3[2] для косозубых передач Шbd = (0,3 - 1,5), принимаем Шbd = 0,8;

KHв - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца, по номограмме 3.2 [2] KHв = 1,1;

[уH] - допускаемое контактное напряжение, МПа.



мм

Определяем начальный делительный диаметр зубчатого колеса:

(4.10)

мм.

Определяем межосевое расстояние:

,

мм.

Модуль принимаем в зависимости от межосевого расстояния:

мм.

Принимаем модуль равный ближайшему стандартному значению по

ГОСТ 9563 - 60 mn = 2,5 мм.

Определяем число зубьев:

1) шестерни:

где в - угол наклона линии зуба (первоначально принимаем в = 13°);



2) колеса:

Далее уточняем основные параметры зубчатой передачи в связи с принятым значением модуля по ГОСТу и округлением числа зубьев зубчатых колес до целых чисел.

Уточняем передаточное число по формуле:

Отклонение от требуемого значения не превышает 5%.

Уточняем угол наклона линии зуба:

Определяем уточненный диаметр начальной делительной окружности:

1) шестерня мм;

2) колесо мм.

Уточненное межосевое расстояние:

мм

Определяем окружную скорость:

,м/с

м/с.

Определяем степень точности в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Принимаем степень точности равную 8.

Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по формулам:

3.3 Проверочные расчеты закрытой косозубой цилиндрической передачи

3.3.1 Расчет на контактную выносливость

Расчетные контактные напряжения в полосе зацепления определяем по формуле:



,

где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для косозубых - ZH = 1.76;

ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимаем по [2] ZM = 275;

ZE - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, для косозубых - ZE = 0.8;

U - передаточное число закрытой цилиндрической передачи;

[уH] - допускаемое контактное напряжение, МПа;

WHt - удельная расчетная окружная сила.

где KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колес при степени точности 8 KHб = 1,1;

KHв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, по рисунку 3.2 [2] KHв = 1.05;

KHн - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, по таблице 3.7 [2] KHн = 1,1.

Проверяем условие: , (4.22)



Условие прочности выполняется.

3.3.2 Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение при изгибе определяется по формуле:

где YF - коэффициент, учитывающий форму зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев, определяется по графику 3.3 [2] YF = 3,9;

Yб - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимаем Yб = 1;

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев, принимают KFб=1;

KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине, по рисунку 3.2 [2] KFв = 1,15;

KFн - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, определяем по таблице 3.7 [2] KFн = 1,1.

WFt - удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

,

где в - угол наклона зубьев, град.



,

где KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, предпологая, что в зацеплении находится одна пара зубьев, принимают KFб=1;

KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине, по рисунку 3.2 [2] KFв = 1,15;

KHн - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, определяем по таблице 3.7 [2] KHн = 1,1.

Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение [уF]/YF для шестерни и колеса и проверку на выносливость производим для того звена, у которого это соотношение меньше.

Сравниваем соотношения для шестерни и колеса, для чего находим по формуле эквивалентное количество зубьев.

Так как , то условие прочности выполняется.

3.3.3 Определение основных параметров зубчатого колеса

1) Высота головки зуба hа:

, мм



2) Высота ножки зуба hf:

hf = 1,25 mn,

мм

3) Высота зуба h:

, (4.29)

мм

4) Диаметр окружности вершин зубьев da:

, (4.30)

мм

мм

Диаметр окружности впадин зубьев df :

df = dw - 2 hf,

мм

мм

Основные параметры цилиндрического зубчатого колеса показаны на рисунке 4.1.



Рисунок 4.1- Основные параметры цилиндрических зубчатых колес

6) Толщина обода а:

,мм

7) Толщина диска, связывающего ступицу и обод С:

,

мм

8) Диаметр ступицы dст:

, (4.34)

9) Длина ступицы lст:



lCT = (1,2 1,6) dB,

мм

10) Внутренний диаметр обода Dk:

,

мм

11) Диаметр отверстий в диске Dо:

,

мм

12) Диаметр окружности центров отверстий Dотв:

,

мм

На торцах зубьев выполняют фаски размером

с округлением до стандартного значения:



Принимаем f = 2,0. Угол фаски бф =45°.

3.3.4 Усилия в зацеплении

Определение усилий в зацеплении косозубой цилиндрической передачи необходимо для расчета валов и подбора подшипников. Силы в зацеплении показаны на рисунке 4.2.

Рисунок 4.2 - Силы в зацеплении.

Окружные силы:

кН, кН.

Радиальные силы:

где бw - угол зацепления (стандартный бw = 20°);

в - угол наклона линии зуба (в = 14,2°).



4. Расчет передач на ЭВМ и обоснование выбора оптимального варианта

Расчет привода на ЭВМ производится для закрытой цилиндрической и клиноременной передач. Проводится подбор оптимального выбора передач по следующим параметрам:

- для цилиндрической передачи расчетные данные, полученные в пункте 4, следующие:

диаметр шестерни d1 = 42,92 мм;

диаметр колеса d2 = 171,70 мм;

межосевое расстояние aw = 107,31 мм;

рабочая ширина шестерни b1 = 25,75 мм, b2 = 30,75 мм;

модуль m = 2,5 мм;

угол наклона линии зуба в = 140.

Данные, полученные расчетом на ЭВМ, приведены в приложении А.



5. Выбор конструкции корпусных деталей и их расчет

Корпус предназначен для размещения деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.

Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15).

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.

Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъема и расположением валов.

В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для установки маслоуказатель.

Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Размеры элементов корпуса:

толщина стенок редуктора ( и 1 7 мм):

где а?? - межосевое расстояние, мм;

мм.

мм.

Принимаем д1 = 7 мм.

глубина корпуса редуктора должна обеспечивать V = (0.4 - 0.8) л/кВт:

H = 103 мм.

размеры сопряжений принимаем в соответствии с указаниями [2] стр.124.

Расстояние от стенки Х = 3 мм.

Расстояние от фланца У = 15 мм.

Радиус закругления R = 5 мм

Высота просвета h = 4 мм.

Диаметр болтов.

Фундаментных:

мм.

Ближайший по стандартам М16.

Соединяющих крышку корпуса с основанием у подшипников:

(5.5)

мм.

Ближайший по стандартам М12.

Прочих:



мм.

Ближайший по стандартам М8.

Крепящих крышку подшипников с корпусом:

мм.

Ближайший по стандартам М8.

Крепящих смотровую крышку:

мм.

Ближайший по стандартам М8.

Количество фундаментных болтов: принимаем конструктивно из компоновки.

Размеры элементов фланцев.

Ширина фланца К1 = 33 мм, Кф = 39 мм, К2 = 24 мм.

Расстояние от оси болта до стенки С1 = 18 мм, Сф= 21мм, C2 = 13 мм.

Диаметр отверстия d01 = 13 мм, d0ф= 17 мм, d02 = 9 мм.

Диаметр планировки D01 = 26 мм, D0ф = 32 мм, D02 = 17 мм.

Радиус закругления R1 = 4 мм, Rф = 5 мм, R2 = 3 мм.

Размеры элементов подшипниковых гнезд - [1] с. 73.

Диаметр расточки D принимаем по наружному диаметру подшипника.

Шестерня: D = 72 мм.

Колесо: D = 90 мм.

Диаметр оси установки болтов:



Шестерня: D1 = 92 мм.

Колесо: D1 = 110 мм.

Наружный диаметр фланца:

Шестерня: D2 = 108 мм.

Колесо: D2 = 125 мм

Длина гнезда подшипника:

lп = д + К1+ ( 3 - 5) = 7+33+5 = 45 мм

Количество болтов для крепления крышки подшипников:

Шестерни: n3 = 4; колесо: n3 = 6; диаметр болтов d3 = 10 мм; глубина завинчивания l = 15 мм; глубина нарезания резьбы l1 = 24 мм; глубина сверления l2 = 28 мм.



6. Выбор конструкции и ориентировочный расчет валов. Подбор параметров шпоночного соединения

6.1 Проектный расчет валов

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т.д.) и передачи крутящего момента.

Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, так как неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Проектный расчет входного вала.

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

,

где Т - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм;

- пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/ммІ.

= 20 МПа - для ведущего вала с учетом материала зубчатого колеса.



= 20.7 мм.

При этом при выборе материала валов необходимо учитывать материал зубчатых колес. Для зубчатых колес с более высокой твердостью необходимо принимать материал с более высокой прочностью. Меньшие значения [кр] рекомендуется выбирать для быстроходных валов, большие [кр] - для тихоходных.

Полученное значение диаметра должно быть округлено по ГОСТ 8639-69 до ближайшего стандартного диаметра. d1ст = 21 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д., необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении в соответствии с данными [2] таблица 9.1. Этим требованиям отвечают ступенчатые валы.

Рассмотрим ступенчатый вал согласно рисунку 7.1.

Рисунок 7.1 - Конструкция вала-шестерни

,

где - диаметр вала под уплотнение, мм;

= 21 + 5 = 26 мм.



где - диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника;

= 26 + 4 = 30 мм.

,

где - диаметр вала под шестерню;

= 30 + 6 = 36 мм.

Полученные значения диаметров округляем по ГОСТ 6639 до ближайшего из стандартного ряда.

= 21 мм.

= 26 мм.

= 30 мм.

= 36 мм.

Проектный расчет выходного вала.

Диаметр вала в опасном сечении, мм:

,

где T - крутящий момент на рассматриваемом валу, Н·мм;

- пониженные допускаемые напряжения кручения, Н/ммІ;

= 30 МПа - для ведущего вала с учетом материала зубчатого колеса. кинематический привод колесо подшипник

= 25,7 мм

Принимаем d1ст = 26 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д., необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении в соответствии с данными [2] таблица 9.1.

где - диаметр вала под уплотнение, мм;

= 26 + 6 = 32 мм.

где - диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника, мм;

= 32 + 8 = 40 мм.

,

где - диаметр вала под колесо, мм;



= 40 + 8 = 48 мм.

где - диаметр вала буртика, мм;

d5 = 48 + 7 = 55 мм

Полученные значения диаметров округляем по ГОСТ 6639 до ближайшего из стандартного ряда.

= 26 мм. = 32 мм.

= 40 мм. = 48 мм.

= 55 мм.

6.2 Подбор параметров шпоночных соединений

Зубчатые колеса, шкивы и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала по таблице 11.4 [2], длину шпонки - по длине ступицы с округлением в меньшую сторону по стандарту (ГОСТ 23360):



где lшп - длина шпонки, мм;

l'ст - длина ступицы, мм.

Стандартные длины шпонок:

= 50 мм,

= 32 мм,

= 32 мм.



7. Предварительный выбор подшипников, расчет элементов корпуса и эскизная компоновка редуктора

7.1 Предварительный выбор подшипников

Тип подшипников (радиальный, радиально-упорный, упорный) выбирается в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала и требуемого срока службы.

Из соотношения сил принимаем подшипники роликовые радиально-упорные для колеса и шестерни. Принимаем подшипники легкой серии.

Характеристики для выбранных подшипников приведены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 - Характеристики выбранных подшипников

Наименование параметра	Обозначение	Подшипник 306	Подшипник 308
Внутренний диаметр, мм	d	30	40
Внешний диаметр, мм	D	72	90
Ширина, мм	В	19	23
Динамическая грузоподъёмность, кН	С	29,1	41,0
Статическая грузоподъёмность, кН	Со	14,6	22,4

7.2 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка выполняется с целью определения сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы.

Необходимые размеры и их соотношения для выполнения компоновки ([2] таблица 9.6) приведены ниже:

Внешний диаметр окружности вершин зубьев:

dа1 = 46 мм;

dа2 = 170 мм.

Диаметры ступиц:

dcт1 = 77 мм.

Длины ступиц:

lст1 = 58 мм.

Ширина подшипника:

B1 = 19 мм;

B2 = 23 мм.

Толщина стенок корпуса редуктора:

= 7 мм.

Диаметр вала, на котором устанавливается внутреннее кольцо подшипника: d1 = 30 мм;

d2 = 40 мм.

Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора:

Кф = 39 мм, К1 =39 мм, К2 = 33 мм.



Длина гнезда подшипника:

lп = 45 мм.

Диаметры отверстий под болты:

d1 = 12 мм, d2 = 8 мм, d3 =8 мм.

Толщина крышки подшипника:

дп = 6 мм.

Толщина фланца крышки подшипника:

дф = 8 мм.

Высота головки болта крышки подшипника:

hб = 5,6 мм.

Зазор между неподвижными и вращающимися элементами передач:

Х = 8 мм.

Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой корпуса:

- при отсутствии мазеудерживающего кольца Y = 2 - 3 мм;

- при их наличии Y = 5 - 7 мм.

Расстояние от оси отверстия под болт до внешней стенки редуктора:



Сф = 21 мм, С1 = 18 мм, С2 = 13 мм.

Расстояние от оси отверстия под болт до расточки под внешнее кольцо подшипника:

Z1 = мм.

Ширина венца ведущего зубчатого колеса (шестерни):

b1 = 31 мм.

Ширина венца ведомого зубчатого колеса:

b2 = 33 мм.



8. Проверочный расчет вала, подшипников, шпоночных соединений

8.1 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет проводим для выходного вала:

= 1302,9 Н;

= 1241,5 Н;

= 489,16 Н;

= 466,1 Н;

= 329,68 Н;

= 314,15 Н;

Схема нагружения валов показана на рисунке 9.2

Рисунок 9.2 - Схема нагружения валов

Составляем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости.

По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости и строим эпюру изгибающих моментов.

Вертикальная плоскость.

Найдем опорные реакции:

УMc = 0:

M + RD 104 - Fr2 = 0

RD = - 16,15 H. УMD = 0:

M - Rc - Fr2=0

Rc = 482,26 Н.

Проверка: Уy = 0:

Rс + Fr1 + RD = 0,

482,25 - 466,1 - 16,15 = 0,

0 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:

.

При х1 = 0 мм: x1= 0 Н·м.

При х1 = 52 мм: Н·мм.

52 мм 104 мм,

Mx2 = Rc ·x2 - Fr2·(x2 - 52) - M,

При х2 = 52 мм: Н·мм.

При х2 = 104 мм: Н·мм.

2) Аналогичную схему нагружения вала, определение реакций опор и построение эпюр изгибающих моментов выполняем для горизонтальной плоскости.

Определяем опорные реакции:

УMD = 0:

Ft2 Rc + Fm = 0

Rc = 1402.78 H.

УMc = 0:

RD·104 -Ft2·52+ Fm·169 = 0,

RD =-1412.53 H.

Проверка: Уx = 0:

Rс - Ft2 - RD + Fm = 0,

1402.78+1251.25-1412.53-1241.5=0

0 = 0.

0 мм,

Mx1 = Rc·x1.

При х1 = 0 мм : Mx1 = 0 H·м.

При х1 =52 мм: Mx1 = 72944,6 H·мм.

52 104 мм,

Mx2 = Rс·x2 - Ft2·(x2 - 0.046).

При х2 = 52 мм: Mx2 = 1402,78·52 = 72944,56 H·мм.

При х2 = 104 мм: Mx2 = 72944,56·52-1241,5·52 = 81331,12 H·мм.



0 65 мм,

Mx3 = Fмx3

При х3 = 0 мм: Н·м.

При х3 = 65 мм: Н·мм.

Определяем УМи (Н•мм):

Н·мм,

Н·мм

Н·мм

Проверочный расчет вала на усталостную прочность при изгибе:

где Sу и Sф коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям;

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса, S = 1.1 - 2.5.

,

где у-1 и ф-1 - пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба, принимаются по таблице 11.5 [2] у-1=410 МПа и ф-1=240 МПа;

КуD и КфD - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

Kd - коэффициент влияния размеров поперечного сечения, принимается по таблице 11.6 [2] Kd=0,685 ;

KV - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, принимается по таблице 11.7 [2] KV=1,3;

шу и шф - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла, принимаются по таблице 11.5 [2] шу=0,1 и шф=0,05;

уа и фа - амплитудные напряжения;

уm и фm - средние напряжения цикла, (в нашем расчете уm принимаем равным 0).

КуD = Ку + КF - 1,

КфD = Кф + КF - 1,

где КF - коэффициент влияния шероховатости поверхности, принимаем по таблице 11.11 [2] КF = 1,15.

КуD=1,70+1,15-1=1,85

КфD = 2,65 +1,15- 1 =2,8

,

где W- осевой момент сопротивления сечения, принимается по таблице 11.13 [2].



.

, (9.7)

Условие прочности выполняется.

8.2 Проверочный расчет подшипников

Произведем расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Данная методика применима, так как n1 мин. Расчет по динамической грузоподъемности С является расчетом на долговечность, так как базируется на эмпирически полученной зависимости, связывающей эквивалентную динамическую нагрузку Р, действующую на подшипник, и срок его службы , ч:

,

где - коэффициент, зависящий от формы тела качения;

= 5000 ч - для редукторов общего назначения.

Определяем эквивалентные динамические нагрузки, действующие на подшипники. Для однорядных шариковых радиально-упорных подшипников при :

,

где R - суммарная реакция опоры, действующая на подшипник, кН;

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1;

- коэффициент безопасности, при спокойном вращении = 1;

- температурный коэффициент, при температуре подшипника менее 100єС, = 1;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e - коэффициент осевого нагружения.

При установке по концам вала двух радиально - упорных шариковых подшипников «враспор» результирующие осевые нагрузки каждого из них определяются внешней осевой нагрузкой и осевыми составляющими радиальных реакций подшипников S1 и S2. Для определения осевой нагрузки Fx определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил Fа и осевых составляющих S радиальных нагрузок. При этом осевые силы, нагружающие данный подшипник, считаем положительными, а разгружающие его - отрицательными. Если полученная сумма окажется отрицательной, то расчетная сила для этого подшипника определяется как алгебраическая сумма внешних осевых сил и силы S противоположного подшипника. Если сумма окажется положительной, то за расчетную силу принимается сила S данного подшипника.

Пусть сумма всех осевых сил, действующих на опору I (рисунок 9.3) отрицательна, т. е. . Тогда расчетная осевая сила для этой опоры Н.

Рисунок 9.3 - Схема нагружения опор

Из [3] таблицы К28 находят статическую грузоподъемность кН и из таблицы 11.1 [2] коэффициент осевого нагружения е предварительно выбранного подшипника е = 0,19

По таблице 11.1 [2] определяем коэффициенты Х = 0,56 и У = 2,3

Вычисляем для данного подшипника по [2] таблица 11.2. = 3,11.

кН,

Поскольку кН, то подшипники пригодны для установки на данном валу.



8.3 Проверочный расчет шпонок

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений. Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала по таблице 11.4 [2]. Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной. Параметры шпонок показаны на рисунке 9.4.

Рисунок 9.4 - Шпоночные соединения

(9.14)

где - длина шпонки, мм;

- длина ступицы, мм.

Длина шпонки, фиксирующей муфту:

Принимаем стандартную длину 32 мм.

Параметры шпонки: b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4,0 мм, t2 = 3,3 мм.

Длина шпонки, фиксирующей колесо цилиндрической передачи:



Принимаем стандартную длину 50 мм.

Параметры шпонки: b = 14 мм, h = 9 мм, t1 = 5,5 мм, t2 = 3,8 мм.

Длину шпонки, фиксирующей шкив ременной передачи:

Принимаем стандартную длину 32 мм.

Параметры шпонки: b = 6 мм, h = 6 мм, t1 = 3,5 мм, t2 = 2,8 мм.

Производим проверочный расчет соединений по напряжению смятия:

где - напряжение смятия, Н/мм2;

- крутящий момент на валу, Н мм;

- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм;

- рабочая длина шпонки, мм;

, -параметры шпонки, мм;

- допускаемое напряжение смятия;

= 110 ч190 Н/мм2.

Рассчитаем напряжение смятия для шпонки, фиксирующей муфту:



Рассчитаем напряжение смятия для шпонки, фиксирующей колесо цилиндрической передачи:

Рассчитаем напряжение смятия для шпонки, фиксирующей шкив ременной передачи:



9. Обоснование, выбор и описание конструкции соединительной муфты

Муфты служат для продольного соединения двух деталей привода, связанных общим крутящим моментом. Тип муфты выбирают в соответствии с предъявленными к ней требованиями (например, уменьшение динамической нагрузок, предохранение от перегрузок, компенсация от соосности и др.).

Все муфты стандартезированны и выбираются в зависимости от условий эксплуатации, величины расчетного крутящего момента и диаметров соединяемых валов.

Тp = KTн,

где Тp - расчетный крутящий момент, Нм;

Tн - номинальный крутящий момент на валу, определяемый кинематическим расчетом привода, Нм;

К - коэффициент, учитывающий режим работы привода, принимаем по таблице 10.1 [2] К = 4.

Тp = 4102,3 = 409,2, Нм

Выбираем зубчатую муфту(рисунок 10.1). Данные муфты используется в тяжелонагруженных передач для компенсации отклонения соединяемых валов привода от соосности, подбираемые по ГОСТ 5006.



Рисунок 10.1 - Зубчатая муфта

Проверим муфту по условию ограничения износа зубьев:

где b - длина зуба втулки, мм;

Z - число зубьев втулки;

m - модуль зацепления, мм;

[q] - допускаемое давление, принимается равным [q]=12-15МПа;

d - диаметр делительной окружности, мм, рассчитываем по формуле

d = mZ = 2,530 = 75 мм.

Принимаем по ГОСТу 5006-94 зубчатую муфту типа 1 (с разъемной обоймой) с номинальным крутящим моментом Т = 1000 Нм, с диаметром посадочных отверстий d = 42 мм имеющую следующие параметры, полученные из таблицы 13.2.1 [4]: длина L = 174 мм, высота D = 145, l = 82 мм.



10. Выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей. По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Так как окружная скорость V = 2,0 м/с, то из конструктивных соображений принимаем картерную подачу смазки. Эта смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Для определения сорта масла находим кинематическую вязкость по таблице 13.2 [2]: для зубчатого колеса сделанного из стали при окружной скорости V = 2,0 м/с и контактном напряжении ув = 417,273 МПа получаем кинематическую вязкость 11810-6 м2/c. По найденному значению вязкости выбираем соответствующее масло по таблице 13.4 [2] для зубчатого зацепления - авиационное МО-20.

Глубина погружения в масло зубьев колеса в цилиндрическом редукторе

где m - модуль, мм;

d - диаметр колеса, мм.

Смазывание подшипников качения редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. При скорости колеса V = 2,0 м/c смазывание подшипников производится индивидуально пластичными мазями, поэтому конструктивно принимаем смазку подшипников пластичными мазями. Выбираем по таблице 13.1 [2] мазь - солидол синтетический общего назначения.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В данном редукторе используется жезловый маслоуказатель.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается мослосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой. В данном редукторе используется пробка с цилиндрической резьбой.

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин. В данном редукторе применяется пробка-отдушина.



Список использованных источников

1. Сурус, А.И. Детали машин: методические указания по курсовому проектированию деталей машин для студентов технического и химико-технологического профилей / А.И.Сурус. - Минск: БГТУ,2009. - 60с.

2. Дулевич, А.Ф. Детали машин и основы конструирования: учебное пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно-технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения / А.Ф. Дулевич. ? Минск: БГТУ, 1997. - 219 с.

3. Шейнблит, А.Е.Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейнблит. - Москва «Высшая школа», 1991. - 432с.

4. Скойбеда, А.Т. Детали машин. Проектирование: учеб. пособие / А.Т. Скойбеда. - Минск: УП Технопринт, 2001. - 300 с.

Размещено на Allbest.ru