7460

Проектирование червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка по заданным параметрам

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Целью курсовой работы является проектирование червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка по заданным параметрам. В литературном обзоре курсовой работы рассмотрены общие сведения о червячной передачи, достоинства и недостатк...

Русский

2013-01-24

485 KB

229 чел.

Целью курсовой работы является проектирование червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка по заданным параметрам.

В литературном обзоре курсовой работы рассмотрены общие сведения о червячной передачи, достоинства и недостатки червячной передачи, классификация червячной передачи,  применение червячной передачи, материал изготовления червяной  передачи, причины выхода из строя червячной передачи, а так же смазка  червячной передачи и смазка червячного редуктора.

По заданной схеме привода и параметрам подобран электродвигатель, проведен кинематический расчет привода, определены основные геометрические параметры червяка, червячного колеса и корпуса редуктора, рассчитаны валы, подобрана смазка и определен порядок сборки редуктора.

60 стр., 5 рис., 9 ист. лит.


Содержание

С.

Введение 3

1 Литературный обзор 4

2 Кинематический расчёт привода 9

3 Расчёт червячной передачи 11

4 Проверка прочности и жесткости червяка 19

5 Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость 25

6 Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары. Эскизная компоновка  27

7 Конструктивные размеры корпуса и редуктора 32

8 Проверка прочности вала червячного колеса 39

9  Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных        соединений 43

10 Подбор подшипников 45

11 Тепловой расчет редуктора 52

12 Назначение посадка деталей и узлов редуктора 54

13 Сборка редуктора 55

14 Смазка подшипников 56

15 Смазка червячного редуктора  58

Заключение 59

Список использованных источников 60


Введение

В настоящее время во всех отраслях промышленного производства процессы осуществляются машинами и аппаратами. Современные машины многократно превышают производительность физического и умственного труда человека. Машины настольно прочно вошли в нашу жизнь, что трудно найти такой предмет, который был бы изготовлен или доставлен к месту потребления без помощи машин. Без машин невозможно было бы современное развитие науки, медицины и других отраслей, требующих современных инструментов и материалов.

Основные требования, предъявляемые к машинам, это высокая надежность, ремонтопригодность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство и простота эксплуатации.

Основной задачей проектирования и конструировании машин и механизмов является разработка документации необходимой для изготовления монтажа, испытания и эксплуатации, создаваемой конструкции. При этом проектирование обычно относятся к разработке общей конструкции изделия, конструирование включает детальную дальнейшую разработку всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Выполнение курсового проекта – это первая самостоятельная работа по решению инженерной задачи. Знание и опыт, приобретенные при проектировании, являются основой для выполнения дипломной работы.                            

Вместе с тем, работа над курсовым проектом подготавливает к решению сложных задач, с которыми будущий инженер столкнется после окончания ВУЗа.   


1 Литературный обзор

1.1 Общие сведения

Червячная передача относится к числу зубчато- винтовых, имеющих характерные черты зубчатых и винтовых передач. Червячная передача состоит из червяка, то есть винта с трапециевидной или близкой к ней по форме резьбой, и червячного колеса, то есть зубчатого колеса с зубьями особой формы, получаемой в результате взаимного огибания с винтами червяка [1].  

Червячная передача – механизм предназначенный для передачи вращения между валами посредствам червяка и сопряженного с ним червячного колеса. Геометрические оси валов при этом скрещиваются под углом 900 (возможны и другие углы). Ведущим элементом, как правило, является червяк, а ведомым – червячное колесо [2].  

Резьбу на червячном колесе нарезают по методу обкатки червячной фрезой, имеющей те же размеры элементов зацепления, что и червяк, в паре с которым будет работать данное колесо. Это дает возможность применять червяки с витками разных профилей. Контакт между зубьями происходит не по  точкам, а по контактным линиям [3].

При нарезании заготовки колесо и фреза совершают такое относительное движение, какое имеют червяное колесо и червяк в передаче. Червячное колесо изготавливают цельным или сборным. Минимальное число зубьев выбирают из условия обеспечения достаточной величины поверхности зацепления.

Изобретение червяка приписывают Архимеду. Архимедовы червяки представляют собой винты с резьбой имеющей прямолинейные очертания профиля (трапецию) в осевом сечении. Эти червяки просты в изготовлении, если не требуется их шлифование, поэтому они сохранили применение в тихоходных передачах [4].

1.2 Классификация червячных передач [3]

Червячные передачи делят:

- по форме начального тела червяка - цилиндрические и глобоидные передачи;

- по форме профиля витков червяка - архимедовы, конволютные, эвольвентные передачи;

- по расположению червяка относительно колеса - передачи с нижним, верхним и боковым расположением червяка;

- по конструктивном оформлению корпуса - открытые и закрытые передачи;

- по точности изготовления - передачи 12 ступенчатой точности;

- по назначению - силовые с нерегулируемым и кинематические с регулируемым взаимным расположением червяка и колеса.

Контакт поверхности зубьев колеса и витков червяка наиболее полный у эвольвентных червяков, но чаще применяют архимедовы червяка, так как они проще в изготовлении.  

1.3 Достоинства червячных передач[1]

К достоинствам червячных передач относятся:

- плавность и бесшумность работы,

- компактность и сравнительно небольшая масса конструкции,

- возможность получения больших передаточных отношений,

- возможность самоторможения,

- высокая кинематическая точность,

- надежность и простота ухода.

1.4 Недостатки червячных передач [1]

К недостаткам червячных передач относятся:

- сравнительно низкий КПД вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса,

- необходимость применения для колеса дорогостоящих антифрикционных материалов,

- сильный нагрев передачи при длительном нагреве,

- значительное выделении теплоты в зоне зацепления червяка с колесом,

- небольшие передаваемые мощности,

- повышенное изнашивание и склонность к заеданию,

- необходимость применения дорогостоящего инструмента.

1.5 Применение червячной передачи  

Червячная передача применяется при необходимости снижения скорости и передачи скорости между перекрещивающимися валами. Объем применения червячной передачи составляет около 10% от передач зацепления. Выпуск червячных редукторов по числу единиц составляет около половины общего выпуска редукторов [1].

Применяется при нагрузке порядка нескольких кВт (реже от 100-200 кВт) и больших передаточных числах, например в приводах от электродвигателя на ведущей оси троллейбусов, деревообрабатывающих станках, лебедках различных типов, во вспомогательных механизмах прокатного оборудования [2].

1.6 Материалы для  изготовления колес червяных передач [2]

Материалы червячной передачи должны иметь в сочетании низкий коэффициент трения, обладать повышенной износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Обычно это разнородные материалы.

Червяк изготавливают из сталей марок 40,45,50 с закалкой и цементацией. В неответственных тихоходных передачах червяк изготавливают из серого чугуна. Червячное колесо изготавливают только из антифрикционных сплавов. При скоростях скольжения  до 2 м/с применяется аллюминево-железные бронзы БрАЖ9-4, до 25 м/с и длительной работе без перерыва применяется оловянная бронза БрОФ10-1.

Для силовых передач малой мощности и в приборов колес может быть изготовлены из ДПС, текстолита, капрона, нейлона.   

1.7 Причины выхода из строя червячных передач

Основными причинами выхода из строя червячных передач является износ зубьев колес, заедание, поверхностное разрушение [4].

Износ ограничивает срок службы большинства червячных передач. Он очень сильно зависит от смазки, увеличивается при неточном монтаже зацепления,  при загрязнении смазочных материалов, при повышенной шероховатости червяка, при частых пусках и остановках двигателя [1]. Опасность возникновения заедания оказывается наибольшей в зоне наименее благоприятных условий образования масляного клина [3].

Повысить сопротивляемость передачи можно подбором таких материалов, которые обладают высокими антифрикционными свойствами, а так же повышением чистоты поверхности и применением противозадирных смазок [2].  

Заедание наиболее опасно для колеса изготовленного из твердых материалов: безоловянных бронз и чугунов. При мягких материалах (оловянная бронза), заедание наблюдается в менее опасной форме [1].

Усталостное выкрашивание наблюдается в передачах изготовленных из стойких к заеданию бронз, наблюдается только у колеса.

Пластическое разрушение наблюдается при действии больших перегрузок.  

Излом зубьев колес наблюдается главным образом после износа или вследствие ошибок изготовления [1].

Износ зубьев червяка значительнее чем у зубьев колеса. Усиленный износ наблюдается в начальный период работы, когда неровности на поверхности превышают толщину защитной пленки. В процессе приработки эти неровности сглаживаются, а износ уменьшается [2].

1.8 Смазка  червячной передачи [1]

В связи с неблагоприятными условиями жидкостного трения в червячных передачах рекомендуется применять более вязкие смазки, чем в других передачах. Вместе с тем, в связи с использованием для червячных колес цветные металлы не следует применять активные противозадирные присадки.

1.9 Червячный редуктор [5]

Червячным редуктором называется механизм, выполненный в открытом или закрытом корпусе и предназначенный для понижения угловой скорости, а следовательно повышения скорости вращательного момента.

Червячным редуктором широко применяется в различных областях машиностроения, особенно в подъемно-транспортном, химическом, металлургическом судостроительном машиностроении.

Червячным редуктором может служить для передачи вращения между параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися валами.

Червячные редукторы характеризуются следующими свойствами:

- в результате больших сил, возникающих в зацеплении, опоры червяка воспринимают значительные нагрузки,

- вследствие большого трения в зацеплении работа редуктора сопровождается большим нагревом.

Для улучшения охлаждения корпус приходится изготавливать ребристым или применять принудительный обдув картера, сборку червяка с колесом практически осуществляют путем сближения в радиальном направлении, в процессе работы под нагрузкой колесо должно сохранять осевое положение, поэтому вал колеса  устанавливают на достаточно жестких конических подшипниках.

2 Кинематический расчёт привода [5]

Исходные данные: P1=6,5 кВт,

                              n1=725 об/мин,

                              u=22.

Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора (рисунок 1).

1 – двигатель; 2 –муфта; 3 – червячный редуктор; 4 – быстроходный вал редуктора; 5 – тихоходный вал редуктора

Рисунок 1 – Кинематическая схема червячного редуктора

Выбираем число витков червяка и определяем КПД. При u=22 рекомендуется число витков червяка z1=(3)…2, принимаем z1=2. Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев: червячный передачи и двух пар подшипников. Для червячной передачи при z1=2, h1=0,75…0,82,а для пары подшипников качения h2=0,99. Принимаем h1=0,8, ориентировочно получаем:

,                                            (1)

2.1 Определение мощности на тихоходном валу редуктора

Мощность на тихоходном валу редуктора находим по формуле (2):

  ,                                               (2)

где h-КПД, Р2 – мощность на тихоходном валу, Р1–мощность на быстроходном валу.

                                         (3)

.

При Р1=6,5 кВт и n1=725 об/мин выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А1608У3 в закрытом обдуваемом исполнении.  

Номинальная мощность электродвигателя Рэ=7,5 кВт>P1, расчетная частота вращения и угловая скорость вала ротора быстроходного вала:

n1=nэ =725 об/мин-1.

,                                          (4)

.

3 Расчет червячной передачи  [5]

3.1 Выбор материала червяка, венца червячного колеса и определение допускаемых напряжений

Для червяка назначаем нормализованную сталь 45 с поверхностной закалкой токами высокой частоты до твердости HRC45 и последующей шлифовкой витков червяка. Предел прочности для стали 45 при d < 100мм в/= 589 МПа.

Предел выносливости вычисляем по формуле (5):

-1=в/∙0,43,                                          (5)

где -1–предел выносливости при симметричном цикле нагружения, в/- предел прочности.

-1=0,43∙589=253,27 МПа.

Коэффициенты в формуле (6):

[n]=1,3…3, K =1,2…2,5, Kри=1, где [n]–коэффициент запаса прочности, K-коэффициент концентрации напряжений, Kри–коэффициент режима нагружения.

Принимая [n]=2,5, К=2,4, Кри=1, находим допускаемое напряжение изгиба для вала червяка при симметричном  цикле напряжений:

,                                      (6)

где [u]-1-допускаемое напряжение изгиба для валов и вращающихся осей,[n]–коэффициент концентрации напряжений, К-коэффициент концентрации напряжений, Кри- коэффициент режима при расчете на изгиб.

Принимая для венца червячного колеса безоловянную бронзу марки АЖ9-4, отливка в землю, для которой В//=400 МПа, получаем:

,                                       (7)                                

Скорость скольжения червяка ориентировочно рассчитывают из соотношения:

,                                   (8)

Ориентировочно принимаем =3 м/с.

Находим допускаемое контактное напряжение зубьев червячного колеса по формуле (9):

,                                       (9)

3.2 Определение основных параметров передачи и сил, действующих в зацеплении

По формуле (10) определяем число зубьев червячного колеса и значение коэффициента диаметра червяка:

,                                          (10)

.

Принимаем q=8…12,5, принимаем q=10.

По формуле (11) находим значение частоты вращения и определяем вращающийся момент на тихоходном валу:

                                         (11)

Вращающий момент на тихоходном валу определим по                 формуле (12):

,                                           (12)

.

3.3 Определение межосевого расстояния  

По формуле (13) находим межосевое расстояние:

                        (13)

где аw-межосевое расстояние, z2 – число зубьев червячного колеса,   q – коэффициент диаметра червяка, Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, кр – допускаемое контактное напряжение.

Принимаем аw=193 мм.

3.4 Нахождение расчетного модуля

По формуле (14) находим расчетный модуль:

,                                        (14)

где m – расчетный модуль.

,

что соответствует стандартному значению.

3.5 Нахождение значений основных диаметров червячной пары

Вычисляем делительные диаметры, диаметры витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса по формулам:

d1=mq,                                              (15)

где d1 – делительные диаметры червяка.

d1=7∙10=70 мм.

da1=d1+2∙m,                                        (16)

где dа1-диаметры вершин витков червяка.

da1=70+2∙7=84 мм.

df1=d1-2,4∙m,                                      (17)

где df1 – диаметры впадин червяка.

df1=70-2,4∙6=51,1 мм.

d2=mz2,                                            (18)

где d2 – делительный диаметр червячного колеса.

d2=7∙44=308 мм.

da2=d2+2m,                                         (19)

где dа2 - диаметры вершин червячного колеса.

da2=308+2∙7=322 мм.

df2=d2-2,4∙m,                                       (20)

где df2 – диаметры впадин червячного колеса,

df2=308-2,4∙7=291,2 мм.

3.6 Уточнение межосевого расстояния

По формуле (21) уточняем межосевое расстояние:  

                                      (21)

где -межосевое расстояние.

3.7 Определение ширины венца и наибольшего диаметра червячного колеса

Определяем ширину венца (22) и наибольший диаметр червячного колеса (23):  

в2<0,75∙da1,                                         (22)

где в2 – ширина венца червячного колеса.

в2=0,75∙84=63 мм.

dam2<da2+1,5∙m,                                    (23)

где dam2 – наибольший диаметр червячного колеса.

dam2=322+1,5∙7=332 мм.

Принимаем в2=62, dam2=332 мм.

3.8 Определение скорость скольжения червяка, допускаемое напряжение, КПД редуктора и мощность на его быстроходном валу

Уточняем скорость скольжения червяка по формуле (23):

,                                 (23)

где -скорость скольжения червяка,

.

Определяем допускаемое напряжение по формуле (24):

,                                   (24)

где -допускаемое контактное напряжение.

.

/= /табл∙1,4,                                        (25)

где / – угол трения.

/=1,4∙1036/∙0,03=2055/.

При z = 2, q = 10 угол подъема витка червяка = 11019/.

По формуле (26) находим КПД редуктора:

                                   (26)

Определяем мощность (27) и вращающийся момент на червяке (28):

                                            (27)

где Р1-мощность на червяке.

Рэ=7,5 кВт.

                                       (28)

где T1-вращающий момент на червяке.

Принимаем восьмую  степень точности.

3.9 Определение силы, действующей  в зацеплении

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

                                              (29)

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

,                                            (30)

.

Радиальная сила:

,                                                  (31)

4 Проверка прочности и жесткости червяка [5]

Чтобы повысить жесткость и снизить производственные затраты, червяк изготавливают вместе с валом, причем между центрами подшипников вала – червяка ориентировочно принимается равным наибольшему диаметру червячного колеса dам2 =332 мм. В случае установки радиальноупорных точки приложения реакций FA u FБ на оси вала смещаются от середины подшипников к его внутренним торцам.

Принимая точки приложения реакций примерно на уровне внутренних торцов подшипников, ориентировочно получаем:

1 =dам2–20…40 мм,                                       (32)

1=332–20…40 мм.

Принимаем 2а1 =302 и а1 =115 мм.

Вычерчиваем схему нагружения червяка (рисунок 2) и определяем реакции в вертикальной плоскости yOz от сил Fa1 и Fr:

Находим реакции опор в плоскости хOz от силы Ft1:

Для построения эпюр определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А, В и С.

В плоскости yOz:

MA=MB=0,

Mcлев=Ya∙a1,

Mcлев =632∙0,151=95,4 Нм.

Mcпр=YВ∙a1,

Mcпр=2858 0,151=431,5 Нм,

МFr=431,5 Нм.

В плоскости хOz:

MA=MB=0,

Mc=Xa∙a1,

Mc=1090∙0,151=164,5 Нм,

МFt1=164,5 Нм.

Крутящий момент:

MK1=90 Нм.

Рисунок 2 – Схема нагружения червяка

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем напряжение изгиба в опасном сечении С:

                                (33)

                                                  (34)

Определяем напряжение сжатия от силы Fa1 в сечении С:

                                            (35)

Находим напряжение кручения в сечении С:

                                           (36)

По третьей теории прочности вычисляем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

,                                    (37)

По формуле (38) проверяем червяк на жесткость:

                                         (38)

Расстояние между точками приложения реакций:

L=2∙a1,                                                                               (39)

L=2∙151=302 мм.

Допускаемый прогиб червяка:

[f]=(0,005…0,01)∙m,                                       (40)

[f]=(0,005…0,01)∙7=0,035…0,07 мм.

Наименьший осевой момент инерции поперечного сечения С червяка определим по формуле (41):

                                         (41)

Прогиб червяка при а=в=0,5∙l, Е=2,1∙1011 Па, определим по формуле (42):

                                (42)

5 Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость [5]

Определяем коэффициенты входящие в формулу (43):

,                               (43)

где   -коэффициент угла обхвата червяка колесом,                               -коэффициент нагрузки,  - коэффициент зависящий от материала.

Принимаем: =1,35, =225∙103 Па для стали-бронзы.

,                                         (44)

где -угол обхвата червяка колесом.

                                     (45)

По формуле (43) вычислим рабочее напряжение:

=227,5 МПа.

Определение коэффициентов входящих в формулу (46):

,                                (46)

где YF- коэффициент формы зуба.

KF=KH=1,35.

                                     (47)

При Zv=46,7 и YF=1,498.

Следовательно:

                                      (48)

<<()-1, ()-1=64 МПа.

6 Ориентировочный расчет тихоходного вала и конструктивные размеры червячной пары. Эскизная компоновка

6.1 Тихоходный вал [5]

Ориентировочный расчет выходного конца тихоходного вала редуктора выполним на кручении по пониженным допускаемым напряжениям.

Принимаем [k]=25 МПа для вала изготовленного из стали 45.

Из уравнения прочности:

,                                    (49)

где Т2 – вращающийся момент на ведомом валу, k – допускаемое напряжение, получим:

,                                                (50)

.

Согласуя с рядом Ra40, принимаем следующие размеры:

Диаметр выходного конца вала:

2=71 мм.

Диаметр  вала под уплотнение:

dI2=74 мм.

Диаметр  вала под подшипник:

dI2=75 мм.

Диаметр  вала под ступицу червячного колеса:

dIII2=80 мм.

Диаметр опорного бурта для торца ступицы червячного колеса и наружным диаметром распорного кольца:

dIV2=85 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса:

Dст=1,6∙dIII2,                                      (51)

Dст=1,6∙80=128 мм.

Толщина венца и обода центра червячного колеса:

02∙m,                                            (52)

02∙7=14 мм.

Диаметр венца для крепления венца к ободу центра червячного колеса определим по формуле (53):

d/(1,2…1,5)∙m,                                     (53)

d/(1,2…1,5)∙7=8,4…10,5 мм.

Принимаем d/=9 мм.

Длина ступицы червячного колеса:

                                           lст2∙dIII2,                                                                 (54)

lст2∙80=160 мм.

Длина выходного конца тихоходного вала:

l2=(1,5…2)∙dв2,                                     (55)

l2=(1,5…2)∙71=106,5…142 мм.

Принимаем l2=124 мм.

Толщина диска:

l0,5∙b2,                                            (56)

l=0,5∙63=31,5 мм.

Эскиз тихоходного вала представлен на рисунке 3.

Рисунок 3 – Эскиз тихоходного вала

6.2 Быстроходный вал [5]  

Червяк изготовлен вместе с валом, как обычно и принято в червячных передачах. Диаметр посадочных участков вала – червяка определяем конструктивно, ориентируясь на расчетные диаметры червяка.

При относительно большом размере осевой силы Fa1 следует ожидать большие значения требуемой динамической грузоподъемности подшипников, а поэтому диаметр посадочного участка вала – червяка под подшипник принимаем относительно высоким:  

d1IIdf1=51,1 мм.

В соответствии  с рядом Ra40, принимаем следующие значения:

Диаметр выходного конца вала:

dв1=38 мм.

Диаметр  вала  под уплотнение:

d1I=45 мм.

Диаметр  вала под подшипник:

d1II=50 мм.

Так как разница между диаметрами соединяемых валов dВ1=51,1 и d1=48 мм, для валов двигателя А4160 не превышает 20… 25%, то можно ориентироваться на применение стандартной муфты.

Диаметр бурта для упора крыльчатки, принимаем равным:  

d1III=55 мм.

Ширину  крыльчатки можно принимать из соотношения:

l1II 10…18 мм.

Принимаем l1II=14 мм.

Размер l1III=4…6 мм, принимаем l1III =5 мм.

Длину нарезной части червяка определяем из формулы (57):

,                                    (57)

Принимаем b1=290 мм.

Длину выходного конца вала выбираем из соотношения:

l1=(1,5…2)∙dB1 ,                                         (58)

l1=(1,5…2)∙30=45…60 мм.

Принимаем l1=50 мм.

В дальнейшим размеры l1 уточняем по длине ступицы муфты, выбранной для соединения валов редуктора и электродвигателя.

Эскиз быстроходного вала представлен на рисунке 4.

Рисунок 4 – Эскиз быстроходного вала

6.3 Эскизная компоновка [7]  

Скомпонуем редуктор на бумаге формата А1 и графически определим следующие параметры: LБ(Т) – расстояние между подшипниками на быстроходном (тихоходном) валу, lБ(Т) – расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного (тихоходного) вала, lM – расстояние между точкой приложения реакции смежного подшипника и точкой приложения силы давления муфты, lОП – расстояние от точки приложения реакции смежного подшипника до силы приложения на выходной вал. Получим: LБ=350 мм, LТ=260 мм, lБ=290 мм, lТ=200 мм, lМ=89 мм,     lОП=80 мм.

7 Конструктивные размеры корпуса и редуктора [5]

Редуктор проектируем с корпусом, отлитым из серого чугуна. Предусматривая разъемную конструкцию корпуса, что обеспечивает удобства монтажа и демонтажа редуктора. Плоскость разъема совмещаем с плоскостью, проведенной через ось тихоходного вала, параллельно оси быстроходного вала.

7.1 Определение толщина стенки корпуса и крышки редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора найдем по             формуле (59):

δ=0,045∙аw+1…3 мм,                                       (59)

=0,045∙193+1…3 мм=8,65+1…3 мм.

Принимаем δ=12 мм.

7.2 Определение толщина нижнего пояса  крышки редуктора

Толщину нижнего пояса  крышки редуктора найдем по               формуле (60):

s1=1,5∙δ,                                                   (60)

s1=1,5∙12=18 мм.

Принимаем s1=18 мм.

7.3 Определение толщины верхнего  пояса корпуса редуктора

Толщину верхнего  пояса корпуса редуктора определим по           формуле (61):

s=s1+2…5 мм,                                                                     (61)

s=18+2…5=21 мм.

Принимаем s=21 мм.

7.4 Определение толщина нижнего пояса корпуса редуктора

Толщину нижнего пояса корпуса редуктора определим по            формуле (62):

t=2∙δ,                                               (62)

t=2∙12=24 мм.

Принимаем t=24 мм.

7.5 Определение толщины ребер корпуса и крышки  редуктора

Толщину ребер корпуса и крышки  редуктора определим по формуле (63):

с=δ=12 мм.                                             (63)

Принимаем с=12 мм.

7.6 Определение диаметра фундаментных болтов

Диаметр фундаментных болтов найдем по формуле (64):

dф=0,036∙аw+12 мм,                                       (64)

dф=0,036∙189+12 мм=6,8+12 мм.

Принимаем dф=19 мм.

7.7 Определение диаметра шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников

Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу около подшипников найдем по формуле (65):

dk=0,75∙dф,                                                                            (65)

dk=0,75∙19=14,25 мм.

Принимаем dk=15 мм.

7.8 Определение диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу

Диаметр шпилек для крепления крышки редуктора к корпусу найдем по формуле (66):

dk/=0,5∙dф,                                                  (66)

dk/=0,5∙19=9,5 мм.

Принимаем dk/=10 мм.

7.9 Определение диаметра болтов для крепления крышек подшипников к корпусу

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к корпусу найдем по формуле (67):  

dп=(0,7…1,4)∙δ,                                          (67)

dп=(0,7…1,4)∙12=8,4…16,8 мм.

Принимаем dп=13 мм.

х=2∙dn,                                                  (68)

х=2∙13=26 мм.

Принимаем х=х///=26 мм.

7.10 Определение диаметра болтов для крепления крышки смотрового отверстия

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия найдем по формуле (69):  

dк.с=6…10 мм.                                             (69)

Принимаем dк.с=8 мм.

7.11 Определение диаметра резьбы пробки для слива масла из корпуса редуктора

Диаметр резьбы пробки для слива масла из корпуса редуктора найдем по формуле (70):

dп.р.>(1,6…2,2)∙δ,                                           (70)

dп.р=(1,6…2,2)∙12 =19,2…26,4 мм.

Принимаем dп.р.=23 мм.

7.12 Определение ширины пояса соединения крышки и корпуса редуктора

Ширину  пояса соединения крышки и корпуса редуктора найдем по формуле (71):

К/≥2∙dk,                                                                               (71)

К/≥2∙15=30 мм.

Принимаем К/=30 мм.

7.13 Определение ширины нижнего пояса корпуса редуктора

Ширину  нижнего пояса корпуса редуктора найдем по формуле (72):

К=(2…2,5)∙dф,                                            (72)

К=(2…2,5)∙19=38…47,5 мм.

Принимаем К=43 мм.

7.14 Определение зазора между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом  ступицы червячного колеса

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом  ступицы червячного колеса определим по формуле (73):

y=0,5∙δ,                                                  (73)

y=0,5∙12=6 мм.

Принимаем у=6 мм.

7.15 Определение расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса

Расстояние между внутренней стенкой крышки редуктора и окружностью наибольшего диаметра червячного колеса найдем по формуле (74):

у1≥δ,                                                     (74)

у1=12 мм.

Принимаем у1=12 мм.

7.16 Определение расстояние от оси червяка до дна картера

Расстояние от оси червяка до дна картера найдем по формуле (75):

у2=(2…3)∙d1III,                                            (75)

у2=(2…2,5)∙50=100…125 мм.

Принимаем у2=115 мм.

На тихоходный и быстроходный валы ориентировочно назначаем конические роликоподшипники средней серии:

При d1II=50 мм принимаем:

D/=110 мм, Т/max=42,25 мм.

При d2II =75 мм принимаем:

D//=160 мм, Т//max=40,5 мм.

7.17 Определение толщина крышки  подшипника вместе с манжетным уплотнением

Толщину крышки подшипника вместе с манжетным уплотнением найдем по формуле (76):

Х1=0,5∙Т/max+5…10 мм,                                     (76)

Х1=0,5∙42,25+5…10 мм=21,1+5…10 мм.

Принимаем Х1=28 мм.

Х2=0,5∙Т//max+5…10 мм,                                     (77)

Х2=0,5∙40,5+5…10 мм=20,25+5…10 мм.

Принимаем Х2=30,5 мм.

Размер l1/=l2/≥dп=20 мм, принимаем l1/=l2/=20 мм.

7.18 Определение расстояния а1 и а2 по длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зацеплении, до точек приложения опорных реакции

а) расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного вала принято:

1=302 мм.

Принимаем а1=151 мм.

б) расстояние между точками приложения реакций подшипников для тихоходного вала принято:

а2=у+0,5∙lст,                                                                      (79)

a2=5+0,5∙160=165 мм.

Принимаем а2=165 мм.

7.19 Определение габаритных размеров редуктора

Bp =l2 +2∙(l2/2//max)+2∙a2+0,5∙K ,                         (80)

Bp=124+2∙(20+15+21)+2∙165+0,5∙43=586,5 мм.

Принимаем ширину редуктора Вр=587 мм.

Lp=2а1+2(Т/max+x1+l/1)+l1.                           (81)

Lp=2∙151+2∙(20+28+20)+50=447,5 мм.

Принимаем длину редуктора Lp=448 мм.

Hp=δ+у2w+0,5dам2 +y1++8…12 мм,               (82)

Hp=10+100+193+0,5∙332+100+10+8…12 мм=579+8…12 мм.

Принимаем высоту редуктора Hp=590 мм.

Расстояние между отверстиями для фундаментных болтов определяются конструктивно при вычерчивании общего вида редуктора.

8 Проверка прочности вала червячного колеса [5]

Для изготовления тихоходного вала назначена сталь 40, термообработка – нормализация. При d100 мм, и для стали 40:

в=550 МПа.

Предел выносливости определим по формуле (82):

-1=0,43∙в,                                         (82)

-1=0,43∙550=236,5 МПа.

Вычисляем допускаемое напряжение изгиба при симметрично цикле напряжений.

Принимая [n]=2,5, K=2, Kри=1, получаем:  

                                      (83)

Вычерчиваем схему нагружения вала (рисунок 3) и определяем реакции опор.

В вертикальной плоскости yOz – от сил Fr u Fa2:

,

В горизонтальной плоскости хOz от силы Ft2:

Определяем размер изгибающих моментов в характерных сечениях А,В и С в плоскостях yOz:

MA=MB=0,

Mcлев=YАa2,

Mcлев=727,6 0,165=120 Нм.

Mcпр=YВa2,

Mcпр=2762∙0,165=455,7 Нм.

В плоскости хOz:

MA=MB=0,

Mca∙a2,

Mc=4800∙0,165=792 Нм.

Крутящий момент:

М=Мк2=1484,8 Нм.

Вычерчиваем эпюры изгибающих и крутящих моментов               (рисунок 5).

Рисунок 5 – Схема нагружения вала червячного колеса

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем рабочее напряжение изгиба в опасном сечении С:

,

.

Находим рабочее напряжение изгиба по формуле (84):

                                            (84)

Определяем максимальное напряжение кручения в сечении С:

,                                           (85)

Эквивалентные напряжения вычислим  по третьей теории прочности (86), и результат сравним с допускаемым напряжением:

,                                         (86)

9 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений [5]

9.1 Быстроходный вал

Для выходного конца быстроходного вала при dв1=38 мм подбираем призматическую шпонку со скрученными торцами вh=108 мм2, при     t1=5мм. При l1=50 мм принимаем длину шпонки 45 мм.

Расчетная длина шпонки со скрученными торцами:

Lp=l–в,                                            (87)

Lp=45–10=35 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице              [см]=60…90 МПа. По формуле (88) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем  его с допускаемым:

                                       (88)

.

Итак принимаем шпонку 10845 ГОСТ СТ СЭВ 189 – 75.

9.2 Тихоходный вал

Для выходного конца быстроходного вала при dВ2=71 мм подбираем призматическую шпонку вh=2012 мм2, при t1=7,5 мм. При l2=124 мм принимаем длину шпонки 119 мм.

Рассчитаем длину шпонки со скрученными торцами по формуле (87):

Lp =119–20=99 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице              [см]=60…90 МПа.

По формуле (88) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем его с допускаемым:

Для вала под чугунную ступицу червячного колеса при d2///=80 мм подбираем призматическую шпонку со скрученными торцами       вh=2214 мм2, при t1=7,5 мм. При lст=160 мм принимаем длину шпонки 150 мм.

Рассчитаем длину выбранной шпонки по формуле (87):

Lp=150–22=128 мм.

Допускаемые напряжения смятия при чугунной ступице              [см]=60…90 МПа.

По формуле (88) вычисляем расчетное напряжение смятия и сравниваем с допускаемым:

.

Итак принимаем шпонку: 2012119 и шпонку 2214150 ГОСТ СТ СЭВ 189 – 75 .

10 Подбор подшипников [5]

10.1 Быстроходный вал

Определим размер и направление действующих на подшипник сил по формулам (89) и (90):

,                                       (89)

.

,                                        (90)

.

Осевая сила Fа1=9600 Н.

Большая радиальная нагрузка действует на опору В, на нее же действует и осевая сила, поэтому подбор подшипников  придется вести для этой пары.

Определяем тип подшипника. При значительном повышении осевой нагрузки Fа1 над радиальной FrB целесообразно применить конические роликоподшипники, если не удается подобрать радиально - упорного типа, то придется установить упорный подшипник для восприятия радиальной нагрузки.

Находим осевые составляющие реакции по формулам (91) и (92) для предварительно назначенного подшипника 7610А  средней широкой серии при е=0,35 [6].

SA=0,83∙eFrA,                                           (91)

SA=0,83∙0,35∙1260=366 Н.

SB=0,83∙eFrB ,                                         (92)

SB=0,83∙0,35∙3058=888 Н.

Определяем суммарные осевые нагрузки по формуле (94). Так как SA < SB  и FA1=9600 H>(SBSA)=(728–300) H, то:

FaA=SA=366 H,                                        (93)

FaВ=SA+Fa1,                                         (94)

FaВ=366+9600=9966 H.

При:

Принимаем Х=0,4 и Y=1,7.

Назначаем ресурс и определяем остальных коэффициентов формулы (96).

Для подшипников редукторов рекомендуется LH=(12…25)∙103 ч. Принимаем LH=14∙103 ч, К=1,3 при умеренных толчках КТ=1 при температуре меньше 1000С, для роликовых подшипников.

По формуле (96) вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника:

,                 (96)

где -коэффициент безопасности, Х–коэффициент радиальной нагрузки, Y- коэффициент осевой нагрузки, V- коэффициент вращения,      -температурный коэффициент, -требуемая долговечность.

 

При d=50 мм подшипник 7610А средней широкой серии удовлетворяет условию Стр ≤С. Поэтому принимаем данный роликоподшипник для которого С=161 кН, что немного ниже Стр=161,6 кН.          

Проверим долговечность назначенного подшипника 7610А при         е=0,35, Х=0,4, Y=1,7.

Рассчитаем долговечность подшипника по формуле (97):

                         (97)

.

Что удовлетворяет требованию долговечности редукторных подшипников.

Итак, окончательно выбираем конический роликоподшипник 7610А, для которого d=50 мм, D=110 мм, Tmax=42,25 мм, С=161 кН,                е=0,35.

По формуле (98) проверим ориентировочно принятое расстояние а1:

а=0,5∙Tmax+(e/3)∙(d+D),                               (97)

a=0,5∙42,25+(0,35/3)∙(50+110)=39,7 мм.

Так как а<Tmax, то реакции приложены в точках А и В при:

а1=[a1]+Tmax–а,                                    (99)

а1=151+42,25–39,7153,5 мм.

Незначительное увеличение а1 приведет к уменьшению YB и следовательно, FrB и CTP , что не повлияет на долговечность подшипника.

10.2 Тихоходный вал

Определим размер и направление действующих на подшипник сил по формулам (100) и (101):

,                                     (100)

                                      (101)

.

Осевая сила FA2=2180 H.

Определяем тип подшипника:

Так как:

,

то принимаем радиально – упорные конические роликоподшипники легкой серии.

По формулам (91) и (92) находим осевые составляющие реакции для предварительно назначенного подшипника 7315 средней серии при           е=0,328:

SA=0,83∙0,328∙1298=1321,7 H,

SB=0,83∙0,328 1823=1507,6 H.

Определяем суммарные осевые нагрузки по формуле (94).

Так как SA<SB  и FA2=2180 H>(SBSA)=(1507,6–1321,7) H,то:

FaA=SA=1321,7 H,

FaВ=1321,7+2180=3501,7 H.

Назначаем ресурс и определяем остальных коэффициентов формулы (95).

Для подшипников редукторов рекомендуется LH=(12…15)∙103 ч. Принимаем LH=14∙103 ч, К=1,3 при умеренных толчках КТ=1 при температуре меньше 1000С,  для роликовых подшипников,n=n2 = 725 мин-1.

При:

принимаем Х =1 и Y=0.

При:

принимаем Х=0,4 и Y=1,829.

Определяем опору, на которую действует наибольшая эквивалентная нагрузка:

,                         (102)

.

,                         (103)

.

Следовательно, требуемую динамическую нагрузку необходимо найти для опоры В, как наиболее нагруженную.

СТРВ∙(6∙10-5n2Lh)1/,                             (104)

СТР=11205∙(6∙10-5∙725∙25∙103)0,3=78,3 кН.

СТР =76,7<<С=174,0 поэтому используя полный каталог на подшипники качения [6], принимаем подшипник особо легкой серии 2007115, для которого С=78,3 кН, е=0,3, У=1,99.

Рассчитаем осевую составляющую и суммарную осевую нагрузку по формулам (91) и (94):

SA=0,83∙0,3∙4855=1208,8 Н,

FAB=1208,8+2180=3388,8 Н.

Рассчитаем долговечность подшипника по формуле (97):

Итак, окончательно выбираем конический роликоподшипник 2007115, для  которого d=75 мм, D=115 мм, Tmax=25 мм, С=78,3 кН, е=0,3.

10.3 Определение расстояния между точками приложения реакций подшипника быстроходного вала

Для радиально – упорных подшипников точки приложения реакции лежат в средней плоскости подшипников и ее положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца  наружного кольца по формуле (105):

,                                    (105)

где d-диаметр вала под подшипник, D-диаметр наружного кольца,            Т-высота подшипника, е-коэффициент влияния осевого нагружения.

При установки подшипников враспор расстояние между точками приложения реакций определим по формуле (106):

,                                         (106)

где L- расстояние между подшипниками, определяем графически.

Значение LБ=350 мм, тогда получим:

10.4 Определение расстояния между точками приложения реакций подшипника тихоходного вала

Для радиально – упорных подшипников точки приложения реакции лежат в средней плоскости подшипников, и ее положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца  наружного кольца по формуле (107):

При установке подшипников враспор расстояние между точками приложения реакций определим по формуле (106).

Значение LТ=260 мм, тогда получим:

11 Тепловой расчет редуктора [5]

Целью теплового расчета является проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]м=60–900С температура воздуха вне корпуса tв=200С.

Определяем площадь тепловой поверхности редуктора по формуле (107):

,                                         (107)

Температура масла tм в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле (108):

,                           (108)

где p1–мощность на быстроходном валу редуктора, - КПД редуктора, Kt=9…17 Вт/(м2∙град) – коэффициент теплоотдачи, А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора.

Принимаем коэффициент теплоотдачи Кt=13 и температуру воздуха tв=200C по формуле (108) вычисляем температуру масла в картере редуктора:

.

Полученное значение превышает допускаемую температуру.

Уменьшить нагрев редуктора можно следующими способами:

а) при хорошей циркуляции воздуха Кt =18 Вт/(м2∙град).

б) изготовить корпус редуктора ребристым, при этом его теплоотдающая поверхность увеличится на 20 – 25%.

Если изготовить ребристый корпус редуктора, то:

Sребр=1,22∙S,                                       (109)

Sребр=1,22∙0,71=0,87 м2.

                              (110)

Найдем сумму рабочих периодов в течении одного часа по формуле (111):

                        (111)

Следовательно, запроектированы редуктор с ребристым корпусом может работать в нормальном  тепловом режиме примерно 44 мин в течении каждого часа.


12 Назначение посадок деталей и узлов редуктора [5]

Внутреннее кольцо подшипников насаживают на валы с натягом, значение которого соответствует полю допуска k6, а наружное кольцо – в корпус по переходной посадке, значение которой соответствует полю допуска Н7.

Для ступицы детали насаживаются на выходной конец вала и для ступицы червячного колеса принимаем посадку с натягом, значение которой соответствует полю допуска k6 и Н7/p6.

13 Сборка редуктора [8]

Перед сборкой редуктора внутреннюю полость корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на червячный вал надевают конические роликоподшипники, предварительно нагрев их в масле до 80-100оС. Собранный червячный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала червячного колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок.

Перед поставкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой: закрывают крышку болтами.   

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с  техническими условиями.


14 Смазка подшипников [9]

Смазочные материалы в подшипниках качения применяются в целях снижения трения и изнашивания в контакте тел качения с кольцами, сепаратором и сепаратора с направляющими бортиками колец. Он предохраняет тела качения, кольца и сепаратор от непосредственного контакта и коррозии, обеспечивает отвод тепла.

Смазывание подшипников выполняют с помощью пластичных смазочных материалов и жидких масел. В некоторых случаях используют твердые смазки.

Выбор вида смазочных материалов зависит от условий эксплуатации и главным образом от температуры подшипника, частоты вращения, действующих нагрузок, конструкции подшипника.

Для смазывания подшипников качения работающих в обычных условиях, преимущественно применяют пластичные смазочные материалы, которые по сравнению с масляными обладают следующими достоинствами: не требуют сложных уплотнительных устройств, имеют более высокие свойства защиты от коррозии, более экономичны.

Однако применение жидких смазочных материалов позволяет снизить момент трения, увеличивает предельную частоту вращения в          1,2-1,5 раз. С их помощью происходит отвод тепла и удаление продуктов износа. В узлах с упорно-радиальными подшипниками предпочтительнее применение жидких смазочных материалов.

Для подшипников работающих в условиях, при которых жидкие и пластичные смазочные материалы не применимы (вакуум, высокие и низкие температуры, агрессивные среды…) используют твердые смазочные материалы.

Пластичные смазочные материалы состоят в основном из жидкой основы, загустителя и присадки, улучшающей эксплуатационные характеристики.

Различают смазывание на постоянном количестве смазочного материала, рассчитанной на весь срок эксплуатации подшипника, и с периодическим добавлением и сменой смазочного материала.

В первом случае срок службы смазочного материала  равен или больше чем срок службы подшипника. К этому виду смазывания относится закрытые подшипники, заполненные смазочным материалом при изготовлении. В основном используют материалы типа: ЦИАТИМ–201, Литол–24, ЛЗ-31, ОКБ-1227, ЦИАТИМ-221, ВНИИПН-207.

В процессе эксплуатации подшипника при необходимости смазочные материалы пополняют или заменяют.

Количество смазочного материала определяется конструкцией подшипника и частотой его вращения. Для медленно вращающихся подшипников допустимо полное заполнение смазочным материалом подшипника и свободного пространства корпуса. При более высокой частоте вращения свободное пространство должно быть заполнено на 50-25%, при быстром вращении – не заполнено, заполняется только подшипник.

В качестве жидких смазочных материалов используются очищенные минеральные масла.

15 Смазка червячного  редуктора [7]

Смазывание червячных колес применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижение шума и вибрации.

Смазка зубчатых зацеплений в редукторе осуществляется погружением зубчатых колес в масло, залитое в картер.

Зацепление червячной пары и подшипники смазываются маслом, разбрызгиваемым из общей масляной ванны (картера) вращающимися крыльчатками- брызговиками, насаженными на вал червяка.

Принимаем сорт масла И-Т-Д-220 при υS=2,7 м/с и σН=220 Н/мм2.

Определим количество масла из расчёта 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:

    VM=(0,4...0,8).Р1,                                    (112)

VМ=(0,4...0,8)∙6,5=2,6…5,2 л.

Принимаем V=4 л.

Определяем уровень масла:

                               hm=(0,1…0,5) d1,                                   (113)

hm=(0,1…0,5).70=7…35 мм.

hm min=2,2.m,                                      (114)

hm min=2,2 7=15,4 мм.

Принимаем =20 мм.

Заключение

В курсовой работе разработан червячный одноступенчатый редуктор с нижним расположением червяка.

На основании кинематического расчета выбран электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа 4А1608УЗ, определена частота вращения.

Подобран материал для изготовления червяка и венца червячного колеса. Для червяка принята сталь 45 с поверхностной закалкой ТВЧ, а для венца - безоловянная бронза АЖ9-4, отливка в землю.

 Выполнен проектный расчет валов, где определены силы, действующие в зацеплении, выбраны диаметры и длины ступеней валов. Выполнена эскизная компоновка редуктора.  

Произведен расчет корпуса, где определены габаритные размеры редуктора. Подобраны роликовые-конические подшипники качения средней тяжелой серии 7610А для быстроходного и особо-легкой серии 2007115 для тихоходного валов.  Долговечность выбранных подшипников удовлетворяют условию.

Подобраны шпонки, выбран способ смазки, определен сорт масла И-Т-Д-220 в объеме 4 литра. При проведении теплового расчета, удалось добиться нормального температурного режима работы  при хорошей циркуляции воздуха и изготовлении корпуса редуктора ребристым: tм=83°С и сума рабочих периодов в течении одного часа составляет 44 минуты.

Разработаны в соответствии с заданием на проектирование необходимые чертежи.


Библиографический список

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

2 Мархель И.И. Детали машин. Программированное учебное пособие для машиностроительных техникумов. М., «Машиностроение», 1977

3 Добровольский В.А. Детали машин. Учебник для машиностроительных вузов. Изд. 7-е, М., «Машиностроение», 1972

4 Дунаев П.Ф., Лешиков О.П. Конструктирование узлов и дет.машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. - 7-е изд., испр.-М.:Высш.школа., 2001.-447с.

5 Устюгов И.И. Детали машин: Учеб. пособие для учащихся техникумов. Изд. 2-е, перераб. и доп. – М.: Высш. школа, 1981. – 399 с., ил.

6 Подшипники качения: Справочник-каталог/Под ред. В.Н. Норышкина и Р.В. Коросталевского.-М.: Машиностроение, 1984. -280с., ил.

7 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2003. – 454 с., ил., черт. – Б. ц.

8 Чернавский С.А., Снесарев Г.А. Проектирование механических передач. Учеб. пособие для техникумов. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

9 Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: в 3-х т.: Т.2 – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. –М.:Машиностроение, 2001. – 912с.:ил.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

60538. Письмо строчной буквы «и» 79 KB
  Создание условий для формирования каллиграфического написания строчной буквы и. Предметные: способствовать усвоению гигиенических правил письма; сравнивать печатную и письменную буквы; конструировать буквы из ниток...