close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

шеврон 429 12,4

код для вставкиСкачать
Министерство образования РБ
Лидский колледж учреждения
образования “Гродненский государственный
университет имени Янки Купалы”
Курсовой проект
Пояснительная записка
КП2-370106.191.000 ПЗ
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
РЕДУКТОР ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ
ГОРИЗОНТАЛЬНЫЙ С
ШЕВРОННЫМИ КОЛЕСАМИ
Разработал:
Руководитель:
.
2012
Содержание
4
7
10
16
17
18
19
20
26
28
29
33
34
35
36
37
Подп. и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подп. и дата
Введение
1 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт
2 Расчёт зубчатой передачи.
3 Предварительный расчёт валов.
4 Конструирование элементов зубчатой передачи.
5 Конструирование корпуса редуктора.
6 Первый этап компоновки редуктора.
7 Выбор подшипников и расчёт их долговечности.
8 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения.
9 Второй этап компоновки редуктора.
10 Уточнённый расчёт валов.
11 Выбор муфты
12 Выбор посадок основных деталей редуктора.
13 Смазка передачи и подшипников редуктора.
14 Технология сборки редуктора.
Список литературы
КП2-370106.191.000ПЗ
Инв. № подл.
Изм Лист
Разраб
Проверил
Н.контр
Утв.
№ докум
Подпись Дата
Редуктор цилиндрический
горизонтальный с
шевронными колесами
Лит
Лист
у
ЛК ГрГУ
Им. Я.Купалы
Листов
Введение
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
1 Роль машиностроения в развитии отечественного народного хозяйства.
Машиностроение является базой механического перевооружения всего
общественного производства. От развития машиностроения зависят масштабы и
темпы внедрения современного прогрессивного оборудования, уровень
механизации и авторизации производства во всех отраслях промышленности,
сельского хозяйства, транспорта.
В народном хозяйстве машиностроение заменяет ведущее положение. Об этом
можно судить по непрерывно увеличивающемуся удельному весу этой отрасли
в промышленности.
Возникновение машиностроения как самостоятельной отрасли и его отраслевая
дифференциация непосредственно связаны с общественным разделением труда.
Под воздействием частого разделения труда в машиностроении постоянно
воздаются новые отрасли.
2 Современные тенденции развития машиностроения. Задачи, стоящие перед
машиностроением.
Современное машиностроение представляет собой множество взаимосвязанных
отраслей и производств. То или иное производство становится обособленной
отраслью машиностроения при наличии определенных технико-экономических
предпосылок.
В настоящее время отрасли машиностроения объединены в единый
машиностроительный комплекс, который включает в себя девятнадцать
крупных отраслей и около ста специализированных отраслей, подотраслей и
производств.
Машиностроительному комплексу принадлежит главная роль в осуществлении
научно-технической революции. Массовое изготовление техники новых
поколений, способной дать многократное повышение производительности
труда, открыть путь к автомотизиции всех стадий производства, требует
существенных структурных видов.
В период до 2000 года было намечено в первоочерёдном порядке провести
коренную реконструкцию машиностроительного комплекса, прежде всего
станкостроения, производства вычислительной техники, приборостроения,
электротехнической и электронной промышленности. Для этого периода
характерны прогрессивные структурные сдвиги не только между отраслями
машиностроения, но и внутри каждой отрасли.
Темпы развития отраслей и изменения в межотраслевых связях машиностроения
определяются в первую очередь теми задачами, которые ставятся в области
механизации и автоматизации производства, развития энергетического
хозяйства, электрификации и химизации. В настоящее время ещё велика доля
рабочих, занятых ручным трудом в промышленности, строительстве, сельском
хозяйстве. Намечено ускорить темпы комплексной механизации производства,
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
4
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
особенно механизации вспомогательных, транспортных и складских операций,
производственных процессов в сельском хозяйстве.
Таким образом, главное направление структурных сдвигов в народном
хозяйстве, в том числе и в машиностроительном комплексе, связано с
ускорением научно-технического прогресса и повышением на этой основе
эффективности общественного производства.
3 Роль специалиста-механика в решении стоящих перед машиностроением
задач в научно-техническом прогрессе.
Рабочие специалисты являются важнейшим элементом производительных сил,
определяют темпы роста производства и производительности труда, количество
продукции и успешную работу отрасли.
Важную роль в машиностроении играют инженерно-технические работники или
механики-специалисты.
К
ним
относятся
лица,
которые
ведут
исследовательские работы, а также выполняют функции делопроизводства,
снабжения, технического обслуживания.
Характерной
особенностью
изменения
структуры
работающих
в
промышленности является снижение удельного веса рабочих и увеличением
доли инженерно-технических работников. Такие изменения являются
следствием научно-технического прогресса.
Такая структура является следствием повышения уровня технической
оснащенности основного производства и увеличении затрат труда на
обслуживание и ремонт сложного автоматического оборудования, систем
автоматического управления производственными процессами.
4 Цели и задачи проектирования.
Цель курсового проектирования по дисциплине «Детали машин» –
систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, привить
учащимся навыки практического расчёта и конструирования деталей и
сборочных единиц механических приводов, развить расчетно-графические
навыки, а также подготовить к выполнению дипломного проектирования и
последующей производственной работе. Основные требования, предъявляемые
к
создаваемой
машине:
высокая
производительность,
надежность,
технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и
экономичность.
Основными задачами курсового проекта являются:
 ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового
проекта;
 изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с
анализом их достоинств и недостатков;
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
5
 выбор наиболее простого варианта конструкции с учётом требований
технического задания на проект;
 выполнение необходимых расчётов с целью обеспечения заданных
технических характеристик проектируемого устройства;
 выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов
проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых
допусков и посадок, допусков формы и расположения;
 выполнение графической части курсового проекта в соответствии
стандартов ЕСКД;
 составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора- понижение угловой скорости и соответственно
повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса в котором помещают элементы передачи
- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:
-типу передачи (зубчатые, червячные)
- числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)
-типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.)
- относительному расположению валов редуктора в пространстве
( горизонтальные, вертикальные).
- особенностям кинематической схемы.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
5. Общие сведения о редукторе.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
6
1 Выбор электродвигателя.
Кинематический раcчет
Кинематическая схема представлена на рис.1
Рисунок 1- Кинематическая схема
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
1.1 Определяем общей КПД редуктора по формуле:
 = пкn·ηр ηм,
(1)
где пк - КПД учитывающий потери на трение в одной паре подшипников
качения; n – число пар подшипников в редукторе.
ηр –КПД редуктора,
ηм–КПД муфты.
По таблице 1.2.1.[1] выбираем, р =0,97 , м =0,98 и пк = 0,99
После подстановки получим:
 = 0,98∙0,97∙0,992=0,93
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя по
формуле:
P
Pтр= 2 ,
(2)

где P2– мощность на выходном валу привода (по заданию P2=12,4 кВт);
 - КПД привода.
После подстановки получим:
Pтр =
12,4
0,93
=13,33 (кВт)
1.3 Исходя из условия (3) по таблице 16.7.1 [1] выбираем асинхронный
электродвигатель
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
7
Pдв  Pтр,
(3)
Этому условию удовлетворяет электродвигатель марки 4А160S4У3 по ГОСТ
28330-90 с параметрами: мощностью Pдв = 15,0 кВт ,
с синхронной частотой вращения n = 1500 об/мин и коэффициентом скольжения
2,3%
Частота вращения двигателя nдв =1500-1500·0,023=1465 (об/мин)
1.4 Определяем передаточное число редуктора по формуле:
n
u= дв ,
(4)
n2
где nдв - частота вращения электродвигателя;
n2 – частота вращения ведомого вала привода.
После подстановки получим:
u=
1465
= 3,41
429
1.5 Определяем угловые скорости ведущего и ведомого валов:
=
После подстановки получим:
ω2 =
n2=
30
1
uр


3,14 1465
 153 (рад/с),
30
153
=45 (рад/с),
3,41
nдв 1465

=429(об/мин).
u р 3,41
1.6 Определяем вращающие моменты на валах редуктора по формулам:
P
13330
Т1=Tдв= дв =
= 87(Н·м)=87·103(Н·мм)
дв
Взам. инв. №
Подпись и дата
Инв. № подл.
  nдв
(5)
Определяем частоту вращения каждого вала:
n1= nдв=1465(об/мин),
Инв. № дубл.
Подпись и дата
ω1 = ωдв=
 n
,
30
153
(6)
T2=Т1 uр =87·103·3,41=297∙103(Н∙мм)
Результаты расчета для наглядности представим
в табличном
виде
(таблица 1)
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
8
Таблица 1- Кинематические характеристики редуктора
Характеристики
Единицы
измерения
Обозначение
Численное
значение
Мощность
кВт
Передаточное
число
-
p(тр)
P2
u
13,33
12,4
3,41
Частота
вращения
Угловые
скорости
Мин-1
Вращающий
момент
Н·мм
n1
n2
1
2
T1
T2
1465
429
153
45
87∙103
297∙103
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Рад/с
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
9
2 Расчет зубчатой передачи
Примем для шестерни и колеса разные марки стали, но одинаковые виды
термообработки.
По таблице 3.3 [2] примем для шестерни Сталь 45 улучшенную с твердостью
HB 230, для колеса Сталь 45 улучшенную с твердостью HB 200.
2.1 Определим предельно допустимые напряжения:

[σн]= н lim b
K
Hl
[Sн ]
,
(7)
где σhlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов
определяемый по формуле (8);
KHl коэффициент долговечности;
Sн - коэффициент запаса.
σHlimb=2HB+70.
(8)
При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHl =1;
коэффициент запаса Sн =1,2.
После подстановки получим:
(2  230 70) 1
=482 (МПа)
1,10
(2  200 70) 1
[σн2] =
=428 (МПа)
1,10
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
[σн1] =
Расчетное допускаемое напряжение определим по формуле:
[σн]=0,45∙( [σн1]+ [σн2] )
После подстановки получим:
[σн]=0,45∙( 482+428)=410 (МПа)
Проверка [σн] 1,23[σн2]
410(МПа)526(МПа)
Условие выполнено.
2.2 Опредедяем межосевое расстояние по формуле:
аω=ka∙(u+1)∙ 3
T2  KH
[H
]2  u 2  
,
(9)
(10)
ba
где Т2- вращающий момент на ведомом валу;
при симметричном расположении колеса относительно опор коэффициент
KH=1,15;
u – передаточное число;
[σн] – предельно допустимое напряжение;
ba- коэффициент ширины венца по отношению к межосевому расстоянию.
По рекомендациям ГОСТ 2185-65; bа=0,5; для косозубых колес kа=43.
После подстановки получим:
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
10
103 1,15
аω=43∙(3,41+1)∙ 3 297
2
2
410  3,41  0,5
=133,6(мм)
Принимаем аω=140 (мм)
2.3 Нормальный модуль зацепления определим по формуле:
mn=(0,01…0,02) аω.
(11)
После подстановки получим:
mn=(0,01…0,02)∙140= 1,4…2,8(мм)
По ГОСТ 9563-60 принимаем mn=2 (мм)
2.4 Принимаем угол наклона зубьев β=30º. Определим числа зубьев
шестерни и колеса по формулам:
z1 =
2а cos 
(u 1)mn
;
(12)
z2= z1∙u.
После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:
z1 =
21400,866
(3,411)2
(13)
=27,49
z2= 27∙3,41=92,07
Принимаем z2=92.
Уточняем передаточное число
u =92/27=3,41
3,41 3,41
100%  0%
3,41
Допускается до 2,5%.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Тогда принимаем z1=27.
2.5 Уточним угол наклона зубьев β по формуле:
cosβ=
После подстановки получим:
(z1  z2 )  mn
.
2a
cosβ=
(14)
(27  92)  2
=0,85
2 140
Угол β=31,7883º
2.6 Основные размеры зубчатой пары:
Определим делительные диаметры по формуле:
d=
mn
∙z.
cos
(15)
Инв. № подл.
После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
11
d1=
2
∙27=63,53(мм)
0,85
2
d2=
∙92=216,47 (мм)
0,85
Проверим межосевое расстояние по формуле:
аω= d1 d 2 .
2
После подстановки получим:
аω=
(16)
63,53 216,47
=140 (мм)
2
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Определим внешние диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса
по формуле:
da=d+2mn.
(17)
После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:
da1=63,53+2∙2=67,53 (мм)
da2=216,47+2∙2=220,47 (мм)
Определим диаметры впадин зубьев:
df =d-2,4mn
df1 =63,53-2,4·2=58,73(мм)
df2=216,47-2,4·2=211,67(мм)
Ширину колеса и шестерни определим по формуле:
b2=ψba·aω;
b1=b2+5 (мм.)
После подстановки получим:
b2=0,5·140=70 (мм)
b1=70+5=75 (мм)
Коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру определим по
b
bd= 1 .
формуле:
После подстановки получим:
(20)
d1
bd=
(18)
(19)
75
=1,18
63,53
Инв. № подл.
Подпись и дата
Среднюю окружную скорость определим по формуле:
 d
ν= 1 1
После подстановки получим:
2
(21)
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
12
ν=
15363,53
=4,86 (м/с)
3
210
При такой скорости для косозубых колес назначают 8-ю степень точности.
2.7 Проверим допустимое контактное напряжение, для этого по
формуле определим коэффициент нагрузки:
KH=KH∙KH∙KH,
(22)
где по таблице 3.5[2] при bd=1,18 симметричном расположении колеса и
твердости HB<350 принимаем KH=1,05;
по таблице 3.4[2] при 8-й степени точности и 5 м/с KH=1,05;
при НВ<350 и 5 м/с KH=1,0.
После подстановки получим:
KH=1,05∙1,05∙1=1,1
Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:
Т2 КH (u 1)3
270
σH=
≤[σH].
2
а 
b2 u
(23)
После подстановки получим:
3
3
29710 1,1(3,411)
σH=
=358 (МПа) ≤ 410 (МПа)

2
703,41
140
Условие прочности выполнено.
2.8 Силы, действующие в зацеплении, определим по формулам:
окружную:
Инв. № подл.
2T1
;
d1
(24)
tg
;
cos
(25)
Fа= Fr∙tgα.
(26)
Ft =
радиальную:
Fr=Ft∙
осевую:
После подстановки получим:
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
270
2  87103 =2738(H)
63,53
28380,364
Ft=
Fr=
=1172(H)
0,85
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
13
Осевая сила в шевронных колесах Fа=0 (H), т.к. осевые силы,
действующие на каждую половину шеврона, уравновешиваются.
2.9 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по
формуле:
Ft  KF  YF  Y  KF
σF=
≤ [σF]
b m
(27)
где - KF- коэффициент нагрузки ,определяем по формуле:
KF=KF∙KFv,
(28)
По таблице 3.7 при bd=1,25, симметричном расположении колес и твердости
HB<350- KF=1,13.
По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости =4,86 м/с и 8-й степени
точности получим KFv=1,1.
После подстановки получим:
KF=1,13∙1,1=1,24
YF- коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от эквивалентных
чисел зубьев, определяемых по формуле:
zν1=
z
.
3
cos 
(29)
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:
zν1=
27
3
= 44
(0,85)
92
zν2=
= 150
3
(0,85)
Эквивалентные числа зубьев соответственно равны YF=3,7, YF=3,6.
Коэффициент Yβ определим по формуле:

Yβ=1140
После подстановки получим:
Yβ=1-
(30)
31,7883
=0,77
140
Коэффициент КFα определим по формуле:
КFα=
4(а 1)(n 5)
4a
,
(31)
где - коэффициент торцового перекрытия εа=1,5;
n-степень точности торцового покрытия колеса.
После подстановки получим:
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
14
КFα =
4(1,51)(85)
41,5
=0,92
Допускаемые напряжения
при проверке зубьев на выносливость по
напряжениям изгиба определим по формуле:
F lim b
[σF]=
.
[SF ]
(32)
где по таблице 3.9 для Стали 45 нормализованной при твердости HB<350,
Flimb=1,8 HB.
После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:
Flimb1=1,8∙230=415 (МПа)
Flimb2=1,8∙200=360 (МПа)
Коэффициент запаса [SF] определим оп формуле:
[SF]=[SF]∙[SF];
(33)
где [SF]- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала
зубчатых колес [SF]=1,75; [SF]- коэффициент, учитывающий способ получения
заготовок для зубчатых колес. Для поковок и штамповок [SF]=1,0.
После подстановки получим:
[SF]=1,75∙1,0=1,75
После подстановки данных в формулу (32) получим:
Подпись и дата
[σF1]=
[σF2]=
415
1,75
360
=237 (МПа)
=206 (МПа)
1,75
Найдем отношение [σF]/ YF соответственно для шестерни и колеса:
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
[ F1] 237

= 61,6 (МПа)
YF1
3,7
[ F 2 ] 206

= 57,2 (МПа)
YF 2
3,6
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [σF]/ YF для него
меньше.
Подставив данные в формулу (27) получим:
Ft  KF  YF  Y  KF 27381,243,60,770,92
σF2=
=
= 61,8(МПа)
b m
702
условие прочности зубьев выполняется т.к. 61,8 МПа < 206 МПа.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
15
3 Предварительный расчет валов
3.1 Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов
определим по формуле:
d1≥ 3
16 T ,
 [K ]
(34)
где [τK]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.
3.2 Ведущий вал (рис.2.).
Для ведущего вала примем [τK]=20 МПа. После подстановки получим:
dВ1≥
3
16

87

10
3
3,1420
= 28(мм)
Подпись и дата
Диаметр вала двигателя dдв=48 мм. Для соединения вала двигателя с валом
редуктора dВ1=0,8 dдв=0,8·48=38 мм.
Примем dВ1=38мм.
Принимаем диаметр под уплотнение dy1=42 мм,
под подшипники dП1=45 мм.
Рисунок 2 – Конструкция ведущего вала
Для ведомого вала примем [τK]=20 МПа.
После подстановки получим:
3
16

297

10
3
dВ2≥
= 42,3 (мм)
3,14 20
Примем диаметр выходного конца вала dВ2= 44 мм,
диаметр под уплотнение dy2=48 мм, под подшипники dП2=50 мм, диаметр под
шевронное колесо dК2=55 мм.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
3.3 Ведомый вал (рис.3).
Инв. № подл.
Рисунок 3 – Конструкция ведомого вала
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
16
4 Конструирование элементов зубчатой передачи
4.2 Колесо
Колесо кованое.
Его основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) da2=220,47мм,
ширина b2=70 мм, делительный диаметр d2=216,47 мм.
Диаметр ступицы определим по формуле:
dст= 1,6·dк2,
(35)
где dдк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки получим:
dст= 1,6·55=88(мм)
Длину ступицы примем равной ширине зубчатого венца:
Lст=(1,2…1,5) dк2.
(36)
После подстановки получим:
Lст=(1,2…1,5) 55=66…82,5 (мм)
Применяем Lст=75мм.
Толщину обода определим по формуле:
δ0=(2,5…4)mn.
(37)
После подстановки получим:
δ0=(2,5…4)·2=5…8 (мм)
Принимаем δ0=8 (мм).
Толщину диска С определим по формуле:
C=0,3b2.
(38)
После подстановки получим:
C=0,3∙70=21 (мм)
Примем С=22 (мм).
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
4.1 Шестерня
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) da1=67,53мм,
ширина b1=75 мм, делительный диаметр d1=63,53 мм.
Рисунок 4- Конструкция зубчатого колеса
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
17
5 Конструирование корпуса редуктора
5.1 Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по
формулам:
δ=0,025·аω+1;
(39)
δ1=0,02·аω+1.
(40)
После подстановки для корпуса и крышки соответственно получим:
δ=0,025·140+1=4,5 (мм)
δ1=0,02·140+1=3,8 (мм)
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Принимаем толщину стенок корпуса δ=8 мм,
толщину стенок крышки δ1=8 мм.
5.2 Толщину фланцев (поясов) редуктора определим из формул:
верхнего пояса корпуса:
b=1,5·δ;
пояса крышки:
b1=1,5·δ1;
нижнего пояса редуктора:
p=2,35·δ.
После подстановки соответственно получим:
(41)
(42)
(43)
b=1,5·8=12 (мм)
b1=1,5·8=12 (мм)
p=2,35·8=19 (мм)
Принимаем p=20 мм.
5.3 Определим диаметры болтов:
фундаментальных:
d1=(0,03…0,036)·аω+12
крепящих крышку к корпусу у подшипников:
d2=(0,7…0,75)· d1;
соединяющих крышку с корпусом:
d3=(0,5…0,6)· d1.
После подстановки соответственно получим:
d1=(0,03…0,036)·140+12=16,2…17 (мм)
Принимаем фундаментные болты с резьбой М20.
d2=(0,7…0,75)·20
Принимаем болты с резьбой М16.
d3=(0,5…0,6)· 20
Принимаем болты с резьбой М12.
(44)
(45)
(46)
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
18
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
6 Первый этап компоновки редуктора
Компоновочный чертеж выполняем на листе формата А1 (594×841 мм) в
одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб
1:1; чертить тонкими линиями.
Примерно по середине листа параллельно его стороне проводим
горизонтальную линию, затем две вертикальные – оси валов на расстоянии,
аω=140 мм.
По найденным размерам в пункте №4 оформляем шестерню и колесо,
вычерчиваем их в зацеплении.
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса редуктора, приняв зазоры:
а) между торцом шестерни и внутренней стенкой редуктора
А=1,2·=1,2·8=9,6мм.
Принимаем А=10 мм.
б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки редуктора
А==8 мм.
в) между наружным кольцом подшипника ведущего вала внутренней стенкой
редуктора А==8 мм.
По таблице П3 [2] предварительно намечаем шарикоподшипники радиальные
однорядные легкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в
месте посадки подшипников dп1=45мм и dп2=50мм. Характеристики
подшипников представим в виде таблицы:
Таблица 2-характеристики подшипников.
Условное
обозначение
подшипников
109
110
d, мм
D, мм
B, мм
C, кН
C0, кН
45
50
75
80
16
16
21,2
21,6
12,2
13,2
Наносим габариты подшипников ведущего вала, предварительно наметив
расстояния от торца подшипника y=10 мм (для размещения мазеудерживающего
кольца).
Замером определим расстояния: от средней линии редуктора до средней
линии подшипников ведущего вала l1=65мм, от средней линии редуктора до
средней линии подшипников ведомого вала l2=65мм.
Примем оканчательно l1= l2=65 мм.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
19
7 Выбор подшипников и расчет их долговечности
7.1 Ведущий вал (рис.5)
Из предыдущих расчетов известно:
а) Силы действующие в зацеплении: окружная Ft=2738 Н;
радиальная Fr=1172Н осевая Fa=0 Н .
б) первый этап компоновки редуктора дал: l1=65 мм.
Реакции опор (левую опору обозначим индексом “1”)
7.1.1 Плоскость xz:
F
Rx1=Rx2= t .
После подстановки получим:
Rx1=Rx2=
7.1.2 Плоскость yz:
Ry1=
После подстановки получим:
Подпись и дата
Ry1=
(47)
2
2738
= 1369 (Н)
2
1 
d1
 Frl1Fa 
2
2l1 
1
1172 65 ≈ 586 (Н)
2  65
1 
d1 
Ry2=  Frl1-Fa 
2
2l1 
(48)
(49)
После подстановки получим:
Ry2=
1
1172 65  0 ≈ 586 (H)
2  65
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Проверка: Ry1 + Ry2 – Fr = 586+586– 1172=0
7.1.3 Суммарные реакции определим по формуле:
Подпись и дата
Rx2  Ry2
Pr2=
Rx2  Ry2
1
.
1
2
2
(50)
.
(51)
После подстановки получим:
Pr1=
Инв. № подл.
Pr1=
Pr2=
2
2
1369 586 ≈ 1489 (Н)
2
2
1369 586 ≈ 1489 (Н)
7.1.4 Намечаем радиальные шарикоподшипники 109: d=45мм; D=75мм;
B=16мм; C=21,2 кН; C0=12,2кН.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
20
Эквивалентную нагрузку определим по формуле:
Рэ=V∙Fr1∙Кб∙Кт
(52)
В которой радиальная нагрузка Fr1= 1489 Н; при вращении внутреннего кольца
подшипника коэффициент V=1;
по таблице 9.19 Кб=1,1;
по таблице 9.20. температурный коэффициент Кт=1.
Рэ =1489∙1∙1∙1,1≈1638 Н
7.1.5 Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн.об., по
формуле (53) часов:
3
 С
 ;
L= 

 Рэ 
L 106
Lh=
После подстановки получим:
60 n
(53)
.
(54)
3
 21200103 


L= 
 ≈ 2168 млн.об.
 1638 


Lh=
2168106 ≈24,7·103 (часов)
601465
Подпись и дата
Расчетная долговечность приемлема.
7.1.6 Определяем изгибающие моменты:
Мх1=0, Мх2=Ry1l1=586·0,065=38,1(H·м), Mx3=0,
Инв. № дубл.
Mx2=Ry2l1=586·0,065=38,1(H·м).
My1=0, My2=-Rx1l1=-1369·0,065=-89(H·м), My3=0.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Mz=Ft1d1/2=2738·0,06353/2=87 (H·м).
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
21
Подпись и дата
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Подпись и дата
Инв. № подл.
Рисунок 5– Расчетная схема подшипников ведущего вала
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
22
7.2 Ведомый вал
Ведомый вал несет такие же нагрузки как ведущий:
а) Силы действующие в зацеплении: окружная Ft=2738 Н;
радиальная Fr=1172; осевая Fa=0 Н .
б) первый этап компоновки редуктора дал:
l2=65 мм.
7.2.1 Реакции опор (левую опору обозначим индексом “3”)
Плоскость xz:
Rx3=
Rx4=
1
F l 
2l 2 t 2
(55)
1
F l 
2l2 t 2
После подстановки получим:
Rx3=Rx4=
2738
= 1369 (Н)
2
Проверка: Rx3+ Rx4-Ft=1369 +1369 -2738=0
Плоскость yz:
1 
d2 
 Frl2  Fa 
2
2l2 
1 
d2 
Ry4=  -Frl2 -Fa 
2
2l2 
После подстановки получим:
Подпись и дата
Инв. № подл.
(56)
(57)
1
1172 65 ≈ 586(Н)
2  65
1
Ry4=
-1172 65≈ -586 (Н)
2  65
Ry3=
Проверка: Ry3–Ry4 –Fr=586-(-586)-1172=0
7.2.3 Суммарные реакции определим по формулам
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Ry3=
Pr3=
Rx2  Ry2
(58)
Pr4=
Rx2  Ry2
(59)
3
4
3
4
После подстановки получим:
Pr3=
2
2
1369 586 ≈ 1489 (Н)
Pr4=
2
2
1369 586 ≈ 1489(Н)
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
23
7.2.4 Выбираем подшипники
Радиальные шарикоподшипники 110 легкой серии: d=50мм; D=80 мм; B=16мм;
C=21,6 кН; C0=13,2 кН.
Эквивалентную нагрузку определим по формуле (52):
Рэ=V∙Pr4∙Кб∙Кт
В которой радиальная нагрузка где Pr4= 1489Н; при вращении внутреннего
кольца подшипника коэффициент V=1;
по таблице 9.19 Кб=1,1;
по таблице 9.20. температурный коэффициент Кт=1.
После подстановки получим:
Рэ =1489∙1∙1,1∙1≈1638 (H)
7.2.5 Определим расчетную долговечность по формуле (53) млн.об.,
по формуле (54) часов. После подстановки получим:
 21600


L= 

 1638 


Lh=
3
≈ 2293(млн.об.)
2293106 ≈ 89·103(часов)
60 429
Подпись и дата
Расчетная долговечность приемлема.
7.2.6 Находим изгибающие моменты:
Мх1=0, Мх2=-Ry3l2=-586·0,065=-38,1(H·м), Mx3=0,
Инв. № дубл.
Mx2=Ry4l2=-586·0,065=-38,1(H·м).
My1=0, My2=-Rx3l2=-1369·0,065=-89(H·м), My3=0.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Mz=Ft2d2/2=2738·0,21647/2=297(H·м).
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
24
Подпись и дата
Инв. № дубл.
Взам. инв. №
Подпись и дата
Инв. № подл.
Рисунок 6 – Расчетная схема подшипников ведомого вала
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
25
8 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения
8.1 Ведущий вал.
На ведущий вал установим одну шпонку для соединения полумуфты с
выходным концом ведущего вала.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Рисунок 6 – Схема шпоночного соединения
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки:
при диаметре выходного конца вала dв=38 мм, отношение ширины, высоты и
длины шпонки:
b×h×l=10×8×70мм.
Проверим шпонки на напряжения смятия по формуле:
max 
см
2T
 [см ]
d(h t1)(lb)
(60)
где Т-вращающий момент на валу;
d-диаметр вала в сечении, где установлена шпонка;
h-высота шпонки;
t1-глубина паза под шпонку;
l-длина шпонки;
b-ширина шпонки;
[σсм] – максимально допустимое напряжение.
После подстановки получим:
 см 
3
28710
38(85)(7010)
≈25,5(МПа)
Учитывая, что муфта изготовлена из чугуна [σсм]=50…70 МПа, условие
прочности выполнено.
8.2 Ведомый вал.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
26
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки:
при диаметре под колесо dк2=55 мм и длине ступицы Lст=70 мм, отношение
ширины, высоты и длины шпонки:
b×h×l=16×10×63 мм.
После подстановки данных в формулу (60) получим:
 см 
3
229710
55(106)(6316)
Т.к. колесо изготовлено из
условие прочности выполнено.
=57,5 (МПа)
Стали 45 для которй - [σсм]=100…120 МПа,
По таблице 8.9 [1] (ГОСТ 23360-78) определим основные размеры шпонки:
при диаметре выходного конца вала dв2=44мм, отношение ширины, высоты и
длины шпонки:
b×h×l=12×8×70мм.
После подстановки данных в формулу (60) получим:
 см 
3
229710
44(85)(7012)
=77,8 (МПа)
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Т.к. [σсм]=100…120 МПа, условие прочности выполнено.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
27
9 Второй этап компоновки редуктора
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
В развитие 1-й компоновки вычерчиваем валы, с насажанными на них
деталями. Шестерню выполняем заодно свалом.
Между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки редуктора
вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать на 2-3
мм. Для уменьшения числа ступеней мазеудерживающие кольца и подшипники
размещаем на одном и том же диаметре вала. Фиксация мазеудерживающие
колец в осевом направлении осуществляется на валах утолщениями вала с
одной стороны и торцами подшипников с другой. На ведомом валу одно из
мазеудерживающих колец с одной стороны фиксируется распорной втулкой, а
не утолщением вала.
Вчерчиваем крышки подшипниковых камер с уплотнительными прокладками.
Аналогично конструируем узел ведомого вала, обращая внимание на
следующие особенности:
а) для фиксации колеса в осевом направлении предусматриваем бурт вала с
одной стороны и установку распорной втулки с другой.
б) переход вала от 55мм к 50 мм смещаем на 2-3 мм внутрь ступицы колеса,
чтобы ступица плотно упиралась с одной стороны в бурт вала , а с другой в
распорную втулку.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
28
10 Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а
касательные от кручения – по пульсирующему.
10.1 Ведущий вал
Учитывая, что ведущий вал-шестерня изготовлен из Стали 45
нормализованной, примем для изготовления ведомого вала аналогичный
материал и вид термообработки.
Предел выносливости при симметричном
цикле изгиба определим по формуле:
 1  0,43 В ,
(61)
где по таблице 3.3[1] для Стали 45 нормализованной σв=780 МПа.
После подстановки получим:
σ-1=0,43·780=335(МПа)
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
определим по формуле:
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
 1  0,58  1
(62)
После подстановки получим:
τ-1=0,58·335=193 (МПа)
Определять коэффициент запаса прочности во всех сечениях вала не
рационально, достаточно определить его в одном сечении с наименьшим
коэффициент запаса.
Наиболее опасным является сечение вала под шестерней, т.к. в нем действуют
максимальные изгибающие моменты Mxz и Myz и через него передается
крутящий момент Т1=87·103 (Н·мм).
Т.к. шестерня изготовлена за одно целое с валом, то нет смысла определять
коэффициент запаса в сечении под шестерней. Проверим на прочность сечение
под полумуфтой, данное сечение при передаче крутящего момента от
электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрация
напряжений вызвана наличием шпоночного паза.
Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений
определим по формуле:
τa=τm=
Tk
2WКнетто
(63)
где Тk – вращающий момент на ведущем валу;
Wкнетто – момент сопротивления кручению, определяемый по формуле:
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
29
2
3


d
b

t

(
d

t
)
1
1
Wкнетто=
,

16
2d
(64)
где b-ширина шпоночного паза;
d-диаметр вала;
t1-глубина шпоночного паза.
После подстановки получим:
Wкнетто= 3,1438 105(385) =10052(мм3)
3
2
238
16
После простановки данных в формулу получим:
3
τa=τm= 8710 =4,5 (МПа)
210052
Коэффициент запаса прочности сечения определим по формуле:
S  S 
 1
k

,
(65)
 a   m
где по таблице 8.5 kτ=1,59; по таблице 8.8 ετ=0,77; коэффициент ψτ=0,1.
После подстановки получим:
=21,3
193
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
S  S 
1,59
4,50,14,8
0,77
Такое большое значение коэффициента запаса прочности позволяет не
определять его в остальных сечениях.
10.2 Ведомый вал.
Материал вала – Сталь 45 нормализованная: σв=570 МПа,
Пределы выносливости σ-1=0,43·570=246 МПа и τ-1=0,58·246=142 МПа
Наиболее опасным является сечение вала под зубчатым колесом, т.к. в нем
действуют максимальные изгибающие моменты Mxz и Myz и через него
передается крутящий момент Т2=297·103 Н·мм, концентрация напряжений так
же вызвана наличием шпоночного паза. Изгибающий момент определим по
формуле:
Ми= Z 2  ( XZ) 2 ,
(66)
После подстановки получим:
Ми= 97000 (Н·мм)
Находим амплитуду изгибающих напряжений по формуле:
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
30
 a  Mи
,
(67)
Wнетто
где Wнет т о- момент сопротивления изгибу, определяется по формуле:
Wнетто

d 3 bt1(d t1) ,


2d
32
(68)
где b-ширина шпоночного паза; d-диаметр вала; t1-глубина шпоночного паза.
После подстановки получим:
Wнет т о= 3,1455 166(556) =14230(мм3)
32
255
3
2
После подстановки получим в формулу получим :
97103 =6,8 (МПа)
a 
14230
Амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений определим
по формуле:
T
, МПа,
(69)
  

2Wнетто
m
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
где Т – вращающий момент на валу;
Wи нетто - момент сопротивления кручению, определяется по формуле:
3
Wнет т о= d  bt1(dt1) ,
16
2d
(70)
После подстановки получим:
3
2
Wнет т о = 3,1455 166(556) =30555(мм3)
16
255
После подстановки в формулу получим :
 a  m  29710 =4,9 (МПа)
3
230555
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по
формуле:
S 
,
После подстановки получим:
S 
 1
k

 a    m
(71)
где  1  246(МПа),   1,59 ,   0,8
246
 18,1
1,59
 6,8  0
0,8
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
31
Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по
формуле:
S 
1
,
k
      m
 a
(72)
где 1  предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений,  1  142 (МПа).
Подставим значения и получим:
142
S 
 13,1
1,49
 4,9  0,1 4,9
0,7
Результирующий коэффициент запаса прочности сечения определим по
формуле:
S S
(73)
S    S ,
S  S
2
После подстановки получим:
18,113,1
18,12 13,12

10,6
На основе рекомендаций [1] принимаем [S]=2,5...3,0.
Условие прочности выполнено.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
S
2
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
32
11 Подбор муфты
Для соединения вала электродвигателя и вала червяка используем муфту
упругую втулочно-пальцевую (МУВП). Муфту подбираем в зависимости от:
условий работы, диаметров соединяемых валов и величины расчетного
крутящего момента.
Расчетный крутящий момент определим по формуле:
Tр  kTном  [T ] ,
(74)
где k – коэффициент, учитывающий условия работы; k =1,5 По таблице П58[2].
Тном – номинальный вращающий момент на ведущем валу; находим по
формуле:
Расчётный крутящий момент равен:
Tр  1,5  87  130,5 (Н∙м)
Для муфты соединяющей валы диаметром 38мм и 48 мм,
[Т] = 250Н∙м. Условие выполнено.
Проверим резиновые втулки на смятие поверхностей их соприкосновения по
формуле:
2Tр
[ см ],
D1zdв lв
(75)
где D1 – диаметр окружности расположения пальцев; z – число пальцев;
dв– диаметр втулки; lв – длина втулки.
D1 = 120 мм, z = 6, dв= 27 мм, lв = 29мм
2  130,5  103
 0,46 (МПа)
После подстановки получим:  см 
120  6  27  29
Допускаемое напряжение смятия для резины [ см ]  2 МПа.
Условие выполнено.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
 см 
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
33
12 Выбор посадок основных деталей редуктора
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением
вала
k6
Внутренние поверхности редуктора под наружные кольца
подшипников по
H7
Посадка колеса на вал по ГОСТ 25347-82
H7
p6
H7
Посадки распорных втулок и мазеудерживающих колец на
h8
валы
___________________________________________________ _____________
k7
Шероховатость вала в местах посадки зубчатого колеса и
полумуфты Ra1,6
Шероховатость вала в местах посадки подшипников, конические отверстия
под штифты Ra0,8
Поверхности выступов зубьев колес, фаски, нерабочие торцы поверхностей
зубчатых колес Ra 6,3
Согласно ГОСТ 3325-89 допуск торцевого биения заплечников валов не более
25 мкм.
Отклонение от круглости и профиля продольного сечения 4 мкм, посадочных
поверхностей под подшипники.
Отклонение от параллельности шпоночных пазов колес не более 20 мкм и
отклонение от симметричности 160 мкм.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Крышки подшипниковых камер выполняем с отклонением
вала
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
34
13 Смазка редуктора
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в
масло, заливаемое внутрь корпуса до ее погружения в масло примерно на 10
мм.
По таблице 10.8 [1] установим вязкость масла. При σH=358МПа и скорости
υ=4,86 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10 -6 м2/с. По
таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).
Объем масленой камеры определим из расчета (0,5…0,8)дм3 на 1 кВт
мощности редуктора на ведомом валу. При мощности на ведомом валу
P2=12,4кВт, примем объем масляной камеры V=7,5 дм3.
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываемым
в подшипниковые камеры при сборке редуктора. Сорт смазки выбираем по
таблице 9.14 [1] - литол-24 (по ГОСТ 21150-75).
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
35
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора,
начиная с узлов валов.
На
ведущий
вал
устанавливаем
мазеудерживающие
кольца
и
шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ºС.
В ведомый вал закладываем шпонку 16×10×63 мм и напрессовываем зубчатое
колесо, до упора в бурт вала, затем надеваем распорную втулку и
мазеудерживающие
кольца
и
устанавливаем
шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле.
Собранный узел ведомого вала и собранный узел ведущего вала укладываем в
корпус редуктора и надеваем крышку корпуса редуктора.
Для центрировки крышку устанавливаем на корпус с помощью двух
конических штифтов и затягиваем болты.
Закладываем в подшипниковые сквозные крышки резиновые манжеты и
устанавливаем крышки с прокладками.
Регулировку подшипников производим набором тонких металлических
прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Прикручиваем к корпусу крышки подшипниковых узлов.
Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и
фонарный маслоуказатель.
Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с
прокладкой из технического картона.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, устанавливаемой техническим условиями.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
14 Технология сборки редуктора
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
36
Список литературы
1.
2.
3.
4.
5.
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. №
Инв. № дубл.
Подпись и дата
6.
Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для
учащихся машиностроительных техникумов /С.А. Чернавский, К.Н.
Боков, И.М.Чернин и др. М: Машиностроение, 1987 – 414 с.
Детали машин. Проектирование: учебное пособие /Л.В.Курмаз,
А.Т.Скобейда – 2-е изд., испр. и доп.- Мн: УП “Технопром”. 2002 – 290 с.
Устюгов И.И. Детали машин: учебное пособие для учащихся техникумов.
- М: Высш. школа. 1981 – 399 с.
Курсовое проектирование деталей машин. В.Н.Кудрявцев и др. Учебное
пособие для студентов втузов. - Л. Машиностроение, 1984 – 400 с.
Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. Атлас. Детали машин:
Учебное пособие для машиностроительных техникумов/ Под.ред. В.М.
Журавля, 1983 – 164 с.
Боголюбов
С.К.,
Воинов
А.В.
Черчение.
Учебник
для
машиностроительных специальностей средних специальных учебных
заведений. 2-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1981 – 303 с.
Лист
КП2-370106.191.000ПЗ
Изм. Лист
№ докум.
Подпись Дата
37
Документ
Категория
Техника
Просмотров
41
Размер файла
1 136 Кб
Теги
шеврон, 429
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа