Расчет гибкой (клиноременной) передачи

5.1 Данные к расчету

Мощность на ведущем шкиве, Вт – P = 15 000

Частота вращения ведущего шкива, об/мин – n = 1465

Передаточное отношение передач – i = 2,7

Скольжение ремня 𝞮 = 0,01

Режим нагружения передачи – средний равновероятный

Тип передачи – клиновой нормального сечения

5.2

1) По номограмме рис.1 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае n₁= n_дв = 1465 об/мин) и передаваемой мощности P = 15 кВт принимаем сечение клинового ремня B.

Рисунок 1: номограмма клинового ремня

2) Вращающий момент

3) Диаметр меньшего шкива

Согласно тому, что диаметр шкива для ремня сечения B не должен быть менее 200 мм, по ГОСТ 17383-73 принимаем d₁ = 200 мм

4) Диаметр большего шкива

Принимаем по ГОСТ 17383-73 d₂ = 560 мм

5) Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала будет

6) Межосевое расстояние a_p следует принять в интервале

Принимаем предварительно близкое значение a_p = 800 мм

7) Расчетная длина ремня

Ближайшее значение по стандарту L = 2800 мм

8) Уточненное значение межосевого расстояния a_p с учетом стандартной длины ремня L.

, где

9) Угол обхвата меньшего шкива

10) Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи

Для ленточного конвейера при легком режиме работы при числе смен 2: C_p = 1,1

11) Коэффициент режима работы, учитывающий влияние длины ремня : для ремня сечения B при длине ремня L = 2800 мм C_L = 0,95

12) Коэффициент режима работы, учитывающий влияние угла обхвата при

13) Коэффициент режима работы, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передачи будет от 2 до 3, примем C_z = 0,95

14) Число ремней в передачи по формуле

15) Натяжение ветви клинового ремня

Где

коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

16) Давление на вал

17) Ширина шкивов В_ш

Параметры ременной передачи:

Мощность на ведущем шкиве, кВт – 15

Частота вращения ведущего шкива, 1/мин – 1465

Передаточное отношение передач – 2,7

Режим нагружения передачи – средний равновероятный

Тип передачи – клиноременный

Полученные данные:

Диаметры шкивов, мм:

Ведущего d1 – 200

Ведомого d2 – 560

Фактическое передаточное отношение, i – 2,83

Межосевое расстояние, a – 783 мм

Угол между ветвями передачи , градус – 50

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

Ведущего - 153,8

Ремень: клиновой нормального сечения

Обозначения сечения ремня – В

Длина ремня L, мм – 2800

Число ремней – 2

Скорость ремня, V м/с – 15,3

Сила предварительного натяжения ремня F_о, Н – 528,56

Силы действующие на валы передачи F_В, H – 2059,22

Вращающий момент на ведущем валу, Н·м – 98

Число пробегов ремня r, с^–1 – 5,5

Ресурс ремня T_р, ч – 5000

5.13 Эскиз шкива

Эскиз шкива

6 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

6.1 Данные к расчету:

Т₂=178,9 Н∙м

Т₃=678,16 Н∙м

α₀=1,6

α₁=1

α₂=0,6

α₃=0,2

n₂=542,6 об/мин

n₃=135,65 об/мин

γ₁=0,5

γ₂=0,7

γ₃=0,1

6.2 Схема зубчатой передачи

Рисунок 2 ― Зубчатая передача

Расчет произведен с помощью программы APM.

Данные программы: передача – прямозубая внешнего зацепления

Тип расчета – проектировочный

Стандарт расчета ГОСТ

Основные данные

Рабочий режим передачи	Средневероятный
Термообработка колес
Шестерня	Улучшение
Колесо	Улучшение
Расположение шестерни на валу	Симметричное
Нереверсивная передача
Момент вращения на ведомом валу, Нм	678.16
Частота вращения ведомого вала, об./мин.	135.65
Передаточное число	4.00
Ресурс, час	2500.00
Число зацеплений
Шестерня
Колесо

Дополнительные данные

Коэффициент ширины колеса	0.400
Модуль	6.000
Материал Шестерня	40Х
Материал Колесо

Результаты АPМ Trans (Страница 2)

Таблица 1 . Основная геометрия

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Межосевое расстояние	aw	240.000	мм
Модуль	m	6.000	мм
Угол наклона зубьев		0.000	град.
Делительный диаметр	d	96.000	384.000	мм
Основной диаметр	db	90.210	360.842	мм
Начальный диаметр	dw	96.000	384.000	мм
Диаметр вершин зубьев	da	108.000	396.000	мм
Диаметр впадин	df	81.600	369.600	мм
Коэффициент смещения	x	0.000	0.000	-
Высота зубьев	h	13.200	13.200	мм
Ширина зубчатого венца	b	104.000	97.000	мм
Число зубьев	z			-

Таблица 2 . Свойства материалов

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Допускаемые напряжения изгиба	sFa	185.000	195.768	МПа
Допускаемые контактные напряжения	sHa	391.000	МПа
Твёрдость рабочих поверхностей	-	18.0	18.0	HRC
Действующие напряжения изгиба	sFr	50.313	41.382	МПа
Действующие контактные напряжения	sHr	383.545	МПа

Таблица 3 . Силы

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Тангенциальная сила	Ft	3532.083	Н
Радиальная сила	Fr	1285.573	Н
Осевая сила	Fa	0.000	Н
Расстояние от торца колеса до точки приложения силы	B	52.000	мм
Плечо силы	R	48.000	мм

Результаты АPМ Trans (Страница 3)

Таблица 4 . Параметры торцевого профиля

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Угол профиля зубьев в точке на окружности вершин	aa	33.355	24.326	град.
Радиус кривизны профиля зуба в точке на окружности вершин	ra	29.690	81.561	мм
Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке	rp	0.523	52.394	мм

Таблица 5 . Параметры постоянной хорды

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Постоянная хорда зуба	sc	8.322	8.322	мм
Высота до постоянной хорды	hc	4.485	4.485	мм
Радиус кривизны разноимённых профилей зубьев в точках, определяющих положение постоянной хорды	rs	20.845	70.096	мм
Основной угол наклона зубьев	bb	0.000	град.

Таблица 6 . Параметры общей нормали

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Угол профиля	ax	20.000	20.000	град.
Радиус кривизны профиля в точках пересечения с общей нормалью	rw	13.957	69.112	мм
Длина общей нормали	W	27.914	138.224	мм
Число зубьев в общей нормали	znr			-

Результаты АPМ Trans (Страница 4)

Таблица 7 . Параметры по хорде

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Заданный диаметр	dy	96.000	384.000	мм
Угол профиля в точке на заданном диаметре	ay	20.000	20.000	град.
Окружная толщина зубьев на заданном диаметре	sty	9.425	9.425	мм
Угол наклона зубьев на заданном диаметре	bv	0.000	0.000	град.
Половина угловой толщины зубьев	yyv	5.625	1.406	град.
Толщина по хорде зуба	sy	9.410	9.424	мм
Высота до хорды зуба	hay	6.231	6.058	мм

Таблица 8 . Контроль по роликам

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини цы
Диаметр ролика	D0	10.319	мм
Диаметр окружности проходящей через центр ролика	dD	99.779	388.116	мм
Торцевой размер по роликам	M	110.098	398.435	мм
Угол профиля на окружности проходящей через центры ролика	ad	25.297	21.608	град.
Радиус кривизны профиля в точках касания с роликом	rm	16.159	66.302	мм

Таблица 9 . Параметры взаимного положения профилей зубьев

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Шаг зацепления	pa	17.713	мм
Осевой шаг	px	0.000	мм
Ход зубьев	pz	0.000	0.000	мм

Таблица 10 . Проверка качества зацепления

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Мин. число зубьев нарезаемых без подреза при данном смещении	zmin	17.097	-
Угол наклона линии вершины зубьев	ba	0.000	0.000	град.
Нормальная толщина зуба на поверхности вершин	sna	3.994	4.734	мм
Радиальный зазор в зацеплении	c	1.200	1.200	мм
Коэффициент торцевого перекрытия	ea	1.647	-
Коэффициент осевого перекрытия	eb	0.000	-
Коэффициент перекрытия	ec	1.647	-
Угол зацепления	atw	20.000	град.

Результаты АPМ Trans (Страница 5)

Таблица 11 . Допуски колеса и шестерни

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Едини- цы
Минимально возможный зазор	jn min	72.000	мкм
Максимально возможный зазор	jn max	277.200	мкм
Предельное отклонение межосевого расстояния	fa	35.000	мкм
Класс точности	Np		-
Вид сопряжения	-	D	-
Класс отклонений межосевого расстояния	-	III	-
Минимальный возможный угол поворота	Djmin	5' 28.72"	1' 22.18"	-
Максимальный возможный угол поворота	Djmax	21' 5.59"	5' 16.40"	-
Допуск на радиальное биение зубчатого венца	Fr	0.050	0.071	мм
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура	EH	-0.070	-0.110	мм
Допуск на смещение исходного контура	TH	0.090	0.140	мм
Верхнее отклонение высоты зуба	ESH	-0.070	-0.110	мм
Нижнее отклонение высоты зуба	EIH	-0.160	-0.250	мм
Наименьшее отклонение средней длины общей нормали	EWm	-0.061	-0.088	мм
Допуск на среднюю длину общей нормали	TWm	0.040	0.060	мм
Верхнее отклонение средней длины общей нормали	ESWm	-0.061	-0.088	мм
Нижнее отклонение средней длины общей нормали	EIWm	-0.101	-0.148	мм
Наименьшее отклонение длины общей нормали	EW	-0.050	-0.070	мм
Допуск на длину общей нормали	TW	0.060	0.100	мм
Верхнее отклонение длины общей нормали	ESW	-0.050	-0.070	мм
Нижнее отклонение длины общей нормали	EIW	-0.110	-0.170	мм
Наименьшее отклонение толщины зуба с m>=1 мм	Ecs	-0.050	-0.080	мм
Допуск на толщину зуба с m>=1 мм	Tc	0.070	0.100	мм
Верхнее отклонение толщины зуба	ESsc	-0.050	-0.080	мм
Нижнее отклонение толщины зуба	EIsc	-0.120	-0.180	мм

6.17 Эскиз зубчатого колеса

Эскиз зубчатого колеса

1 d₁ = 96 мм; d₂ = 384 мм.

2 d_a=d+2m; d_a1 = 96+2*6 = 108 мм; d_a2 = 384+2*6 =396 мм.

3 d_f=d−2,5m; d_f1 = 96 −2,5*6 = 81,6мм; d_f2 = 384 - 2,5*6 = 369,6 мм.

4 b_ш = 104 мм; b_к = 97 мм.

5 δ=(2,5…4)m δ=15 мм

6 d_ст=(1,6…1,8)d_в d_ст=75 мм d_ст2=105 мм

7 l_ст=(1,2…1,5)d_в l_ст=75 мм l_ст2=105 мм

8 D_e=d_f−2δ D_e1= 81,6 - 30 =51,6мм; D_e2= 369,6 - 30 =339,6мм

9 d_{отв к}=0,25(D_e−d_ст) d_{отв к}=0,25(339,6 - 105)=58,65 мм

10 C=(0,2…0,3)в С=0,2 97 =19,4 мм

11 D_отв=0,5(D_e+d_ст) D_отв=0,5 (339,6+105)=222,3 мм

12 γ=50° R=48 мм.

7 Эскизная компоновка редуктора (1-й этап)

Исходные данные: Р₁=10,1 кВт; Р₂=9,63 кВт; М_кр1=178,9 Н∙м;

М_кр2 = 678,16 Н∙м; u = 4; n₁=542,6 об/мин; n₂ = 135,65 об/мин; d₁ = 96 мм; d₂=384 мм; d_a1 = 108 мм; d_a2 = 396 мм; a=240 мм.

Определим диаметральные размеры валов. Проводим по чистому кручению из условия прочности на кручение.

Wp – полярный момент сопротивления вала

Wp =

[τ_кр] = 20…25 МПа

Диаметр шейки вала

Подбор подшипников – шариковые однорядные радиальные средней серии.

Для 1 вала - № 309 (d_вн=45 мм; d_н=100 мм; ширина – 25 мм)

Для 2 вала - № 213 (d_вн=65 мм; d_н=120 мм; ширина – 23 мм)

Диаметр вала:

.

Подшипники устанавливаются на шейке вала (шипе вала), заглубляются с внутренней стороны редуктора на 10 мм. В этом случае устанавливаются отбойные шайбы или мазеудерживающие кольца.

Смазка колёс осуществляется окунанием. Смазка подшипников осуществляется закладкой консистентной смазки в карманы опор. Чтобы не было размывания, с внутренней стороны устанавливаются кольца.

Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе один к одному или на компьютере. Для подшипников качения диаметр вала умножается на число оборотов:

выбирается жидкая смазка (6.78)

При выбирается пластичная смазка (солидол, литол, циатин) (6.79)

Вал шестерни −45·542,6 = 24 417 мм·об/мин

Вал колеса −65·135,65 = 8 817,25 мм·об/мин

Диаметр ступицы d_ст2 = 1,5∙d_в2 = 1,5∙70 = 105 мм.

Длина ступицы l_ст2 = 1,5∙d_в2 = 1,5∙70 = 105 мм.

Длина хвостовика l_хв = 2∙d_хв; l_хв1 = 2∙35 = 70 мм; l_хв2 = 2∙55 = 110 мм.

Длина ступицы шкива l_{ст.шкива} = 2∙d_хв = 2∙35 = 70 мм.

8 Расчет валов

Исходные данные к расчёту валов:

T_кр1 = 178, 9 Н∙м

T_кр2 = 678, 16 Н∙м

Делительные диаметры зубчатых колес:

d₁ = 96 мм d₂ = 384 мм

F_t1 = F_t2 - окружные силы

Примем F_t1 = F_t2=3532 Н

F_r1= F_r2 – радиальные силы

F_r1= F_r2 = F_t1·tga/cosb

tg50º=1,192

F_r1= F_r2 = 3532 ·tg50º/cos 0º = 4210Н

Ведомый вал

Таблица: Нагрузки

Радиальные силы

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Н	Угол, град
	94.75	1285.57	0.00
	94.50	3532.08	90.00

Моменты кручения

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Значение, Нxм
	96.00	678.00
	225.70	-678.00

Реакции в опорах

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Реакция верт., Н	Реакция гориз., Н	Реакция осевая, Н	Модуль, Н	Угол, град
	14.00	-598.09	-1649.09	0.00	1754.19	-160.07
	165.00	-687.48	-1883.00	0.00	2004.57	-159.94

Ведущий вал

Таблица: Нагрузки

Радиальные силы

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Модуль, Н	Угол, град
	97.00	1285.57	0.00
	97.00	3532.08	90.00

Моменты кручения

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Значение, Нxм
	97.00	178.90
	217.20	-178.90

Реакции в опорах

N	Расстояние от левого конца вала, мм	Реакция верт., Н	Реакция гориз., Н	Реакция осевая, Н	Модуль, Н	Угол, град
	10.00	-577.69	-1587.20	0.00	1689.06	-160.00
	168.00	-707.88	-1944.88	0.00	2069.70	-160.00

Таблица: Собственные частоты

Поперечные колебания

N	Частота, рад/с
	20054.070
	39261.602
	106213.215
	172222.632
	246111.119

Крутильные колебания

N	Частота, рад/с
	51679.700
	86550.086
	122438.767
	160565.283

9 Эскизная компоновка редуктора (2-ой этап)

9.1 Рассчитаем некоторые элементы конструкции корпуса

9.1.1Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

Принимаем: для корпуса δ = 9 мм

для крышки δ₁ = 9 мм

9.1.2 Толщина верхнего фланца корпуса

b = 1,5·δ = 1,5·9 = 13,5 мм

9.1.3 Толщина нижнего пояса крышки корпуса

b₁ = 1,5·δ₁ = 1,5·9 = 13,5 мм

9.1.4 Толщина нижнего пояса корпуса

без бобышки: Р = 2,35·δ = 2,35·9 = 21,15 мм;

с бобышкой: Р₁=1,5· δ=1,5 · 9=13,5 мм;

Р₂ = (2,25…2,75)·δ = 2,5·9 = 22,5 мм.

9.1.5 Диаметр фундаментных болтов

d₁ = (0,03…0,036)·а + 12

d₁ = 0,03·240 + 12 = 19,2 мм

принимаем болт М16

9.1.6 Диаметры болтов

а) у подшипника

d₂ = (0,7…0,75)· d₁

d₂ = 0,7·19,2 = 13,44 мм

принимаем болт М12

б) соединяющих основание корпуса с крышкой по поясу

d₃ = (0,5…0,6)· d₁

d₃ = 0,6·19,2=11,52 мм

принимаем болт М10

9.1.7 Расстояние между осями болтов d₂ у подшипников и d₄ у болтов крепления крышек.

q ≥05·d₂ + d₄

d₄ = болты М8…М12; z = 4…6

q ≥0,5·13,44 + 8 = 15мм

9.1.8 Длина гнезда бобышек

l = δ + с₂ + R_б + 5

R_б = 1,1· d₂ = 1,1· 13,44 = 14,8 мм

с₂ = 18 для М12; К_i = 33

l = 9 + 18 + 14,8 + 5 = 46,8 мм

10 Подбор и проверка шпоночных соединений

Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к насаженной на нём детали и наоборот. Преимущество их в том, что они являются простыми и надёжными соединениями в эксплуатации, но шпоночные соединения ослабляют вал и ступицу шпоночными пазами и вызывают концентрацию напряжений. Для соединения ступицы шкива или полумуфты с хвостовиками валов принимаем призматические шпонки (в зависимости от диаметра хвостовика).

10.1 Проверяем шпонку для хвостовика первого вала:

Исходные данные:

d_хв1 =36 мм; М_кр1 = 178,9 Н∙м l_ст = 75 мм

b×h = 10×8; t₁ =5,0 мм t₂ = 3,3 мм

l_шп = l_ст – (5-10) = 75-10 = 65 мм

l_раб = l_шп – b = 32,5-8 = 24,5 мм

10.1.1 Проверка шпонки по напряжениям смятия:

σ_см = F_t/A_см ≤ [σ_см]

[σ_см] = 100…150 МПа, т.к. шпонка изготовлена из стали Ст 3

10.1.1.1 F_t = 2∙М_кр1/d_хв1, кН

10.1.1.2 А_см=l_р·(h-t₁) = 24.5∙(8-5) = 73.5 мм²

Н/мм² <[σ_см]

10.1.2 Проверка шпонки по напряжениям среза:

τ_ср = F_t/A_ср ≤ [τ_ср]

[τ_ср] = 60…90 МПа

Исходя из представленных выше формул определяем τ_ср

τ_ср = = 40,57 МПа < [ τ_ср]

10.2 Проверяем шпонку для хвостовика второго вала:

Исходные данные:

d_хв2 = 56 мм; М_кр2 = 678,16 Н∙м l_ст =105 мм

b×h = 16×10 t₁ = 6,0 мм t₂ = 4,3 мм

l_шп = l_ст – (5-10) = 105-10 = 95мм

l_раб = l_шп – b = 95-16 = 79 мм

10.2.1 Проверка шпонки по напряжениям смятия:

σ_см = F_t/A_см ≤ [σ_см]

[σ_см] = 100…150 МПа, т.к. шпонка изготовлена из стали Ст – 3

10.2.1.1 F_t = 2∙М_кр2/d_хв2 , кН

10.2.1.2 А_см = l_раб∙(h-t₁) , мм²

σ_см = = 76,6 МПа < [σ_см]

10.2.2 Проверка шпонки по напряжениям среза:

τ_ср = F_t/A_ср ≤ [τ_ср]

[τ_ср] = 60…100 МПа

F_t = 2∙М_кр/d_хв , кН

А_ср = b∙l_раб, мм²

19,16 МПа < [ τ_ср]

11 Подбор и проверочный расчет соединительной муфты

Рисунок 9.1 – Эскиз соединительной муфты

Исходные данные к расчету:

По d_XB = 56 мм и М_кр = 1085,056 Нм выбираем муфту МУВП-63 , для которой

D=220 мм; L=288 мм; D₀=230мм; D₁=240мм; d₁=130 мм; d₂=125 мм; d_п=25 мм; l_п=65 мм; y=10; z =6 мм;

a) Проверка пальцев на изгиб

= 80 .. 120 МПа

б) Проверка резиновых элементов по напряжениям смятия:

А_см = d_n (l_n - у)

= 1,5 .. 2,0 МПа

Тепловой расчет редуктора

n

d

Q1'

c

b

k

Q2

a

Q1

Q2'

m

Q3'

Q3

Редуктор надо проверить на нагрев, так как в процессе работы механическая энергия при передаче превращается в тепловую. Перегрев редуктора влечёт ухудшение смазочных свойств масел и возникает опасность заедания зубчатых пар.Базируется на балансе тепла Q_в = Q_отв

Q_в – тепло, выделяющееся в редукторе;

Q_отв – тепло, которое отводится от поверхности редуктора.

Q_в = Р_{1 потр} ∙ (1 – η_р)

Р_{1 потр} – мощность на первом валу редуктора, Вт;

η_р – КПД редуктора,

η_р = η_з.п. ∙ η²_п.к. = 0,98 ∙ 0,99² = 0,96

Q_отв = k_т ∙ (t_м – t_в) ∙ А_общ = k_т ∙ Δt ∙ А_общ

А_общ – общая площадь отвода тепла;

k_т – коэффициент теплопередачи; k_т = 11…17 Вт/м²∙ºС

t_м – температура масла, t_м = 70…90 ºС

t_в – температура воздуха, t_в = 20…25 ºС

А_общ = Ai , м²

А_общ = 266496 мм²

Δt = =23,4 ºС

Δt = 23,4ºС [Δt] = 60…80 ºС

13 Подбор смазки для зубчатой передачи и подшипников качения

1) Смазка колес

Смазка производится окунанием колеса в масляную ванну на глубину погружения зуба + обода колеса

Максимальное погружение – обод колеса.

Минимальное погружение – головка зуба.

V_общ = 0,5 … 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности

Смазка выбирается в зависимости от скорости в зацеплении, температуры окружающей среды ( t = 20 ºС ), твердости материала колеса НВ < 350 ед. по номограмме

Тип масла – Индустриальное И-30А (вязкость 28-33∙10^-6 м²/с при t = 50 ºС)

2) Смазка подшипников качения

Подшипники смазываются закладкой консистентной смазки в пространство подшипников

( 1/3 – 2/3 объема кармана подшипника ), т.к. V_зац < 2,5 м/с.

ЦИАТИМ 201 или ЦИАТИМ 203 при рабочей температуре от 50 до 100ºС, любые нагрузки

Техника безопасности

Во избежание случаев травматизма при работе на приводе необходимо строго придерживаться правил техники безопасности:

1) Запрещается работать людям, не прошедшим инструктаж по технике безопасности и не ознакомленных с общим устройством и принципами работы привода:

2) Корпус привода и электродвигателя должны быть обязательно заземлены;

3) Все движущиеся и вращающиеся части должны в обязательном порядке защищаться кожухами, а при невозможности их установки должны быть обозначены опасные зоны и по возможности установлены ограждения;

4) Запрещается перегружать транспортер

5) Запрещается работать без спецодежды .

6) При техническом обслуживании привода и транспортера должна быть вывешена табличка «Работают люди» и отключен рубильник питания электродвигателя;

7) Для обеспечения долговечности привода должны соблюдаться сроки проведения мероприятий по техническому обслуживанию привода.

Список литературы

1) Методические указания по кинематическому расчету привода и расчету передач с гибкой связью. Челябинск.:1986.

2) С.А. Чернавский и др. Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984.

3) П.Г. Гузенков. Детали машин, Высшая школа, М.: 1986.

4) В.В. Длоугий и др. Приводы машин. Л.: Машиностроение, 1982.

5) Методические указания по расчету цепных передач. Челябинск, 2003.

6) И.М. Чернин. Расчеты деталей машин. Высшая школа. Минск, 1978.

7) А.В. Кузьмин. Курсовое проектирование деталей машин (Справочное пособие). Высшая школа. Минск, 1982.

8) А.А. Готовцев, И.П. Котенок. Проектирование цепных передач (Справочник). М.: Машиностроение, 1982.

9) А.П. Колпаков, И.Е. Корноухов. Проектирование и расчет механических передач. М.: Колос, 2000.

10) О.А. Ряховский. Детали машин. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2002.

11) Методические указания по расчету зубчатых передач. Челябинск, 1986.

12) Е.Г. Гинзбург. Зубчатые передачи (Справочник). Л.: Машиностроение, 1980.

13) ГОСТ 21354-75. Расчет на прочность. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Государственный стандарт Союза ССР. М.: 1978.

14) Методические указания по подбору подшипников качения. Челябинск, 1999.

15) С.А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей. М.: Машиностроение, 1979.