Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ

Оглавление

Оглавление 2

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ 3

Основная часть 4

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода 4

1.1 Необходимая мощность электродвигателя 4

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты

вращения валов 4

2. Расчет редукторной передачи 5

2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты 5

2.2 Расчет цилиндрической передачи 5

3. Расчет валов, подбор подшипников 9

3.1 Предварительный расчет валов 9

3.2. Эскизная компоновка валов 9

3.3 Проверочный расчет валов 10

3.4 Расчет подшипников 14

4 Подбор и проверка шпонок 16

5 Подбор муфты 17

6. Подбор смазки редуктора 17

Список литературы 18

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод элеватора

[pic]

Исходные данные:

Усилие на ленте элеватора F = 3 кН

Скорость ленты элеватора v = 1,3 м/с

Диаметр барабана элеватора D = 275 мм

Основная часть

1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода

1.1 Необходимая мощность электродвигателя

КПД редуктора:

( = (пк2 (зц (к = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92

Где

(пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304]

(зп = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи

(к = 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304]

Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]

N = F(v/(= 3 * 1,3 / 0,92 = 4,24 кВт

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты

вращения валов

1.3.1 Подбираем электродвигатель серии

4А ГОСТ 1923-81:

Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,

Частота вращения при номинальной нагрузке

nном= 730 об/мин.

1.3.2 Передаточное отношение привода:U=nном/nт=730/90,28=8,09

Где

Частота вращения тихоходного вала редуктора -

nт = 60v/((D) = 60 ( 1,3 /((( 0,275 ) = 90,28 об/мин

Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55 [1, с. 51]. Принимаем

передаточное отношение клиноременной передачи Uк = 2,24

Фактическое передаточное отношение редуктора

Uф = Up(Uк = 3,55 ( 2,24 =7,95 ( U

1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:

nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 об / мин

nт = nб/Uр= 325,89 / 3,55 = 91,80 об / мин

2. Расчет редукторной передачи

2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты

2.1.1 Мощности, передаваемые валами

Nб = N*(к = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт

Nт = N*( = 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт

2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:

Т = 9555 N/n [2, с. 129]

Где N - передаваемая мощность, кВт

n - частота вращения, об/мин

Тб = 9555 ( 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм

Тт = 9555 ( 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм

2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты

долговечности

Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и

колеса согласно рекомендациям [2, §8]

Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ

Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение

Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл.

4.5]:

|Сталь |НВ сердцевины|HRC |(в, МПа |(т, МПа |

| | |поверхности | | |

|35 ХМ |269 - 302 |48 -53 |920 |790 |

|40 Г |235 - 262 |50 - 60 |850 |600 |

Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты

долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между средними твердостями

материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля,

лимитирует колесо [1].

Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [(Н] = (Н lim b/SН

Где (Н lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости

SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]

[(Н] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа

Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]

[(F] = (F lim b/SF

Где (F lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям

изгиба

SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]

[(F] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа

2.3.2 Коэффициенты нагрузки

Kh = Kh( Kh( Khv

Kf = Kf( Kf( Kfv

Предварительное значение окружной скорости:

[pic]

Где Cv = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]

?a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]

Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]

Kh( = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kf( = 1 [1, с.92]

b/d1 = (a(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Kh(0 = 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]

Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]: Kh( = Kh(0 = 1,2

Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kf( = Kf(0 = 1,2

Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]

Коэффициенты нагрузки

Kh = 1,1* 1,2 *1,01 ( 1,33

Kf = 1* 1,2 *1,01 ( 1,21

2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи

Расчетный крутящий момент [1] с. 98:

Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33 ( 541,18 Нм

Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]

[pic]

где К = 270 - для косозубых передач

103 - численный коэффициент согласования размерностей

Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],

а = 140 мм

Ширина колеса: b2 = a (a = 140 *0,4 = 56 мм

Принимаем b2 = 56 мм

Фактическая окружная скорость:

V = 2a(n1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *(* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c

Уточняем Kh по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kh( ( 1,1

Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98

[pic]

условие контактной прочности выполняется

Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]: [pic]

Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]: [pic]

Где К = 3,5 [1] с. 99

Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn = 1,125 мм

Принимаем угол наклона линии зуба (=12(

Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:

Z( = Z1+Z2 = (2a/mn)cos(() = (2* 140 / 1,125 )*cos(12() = 243,45

Принимаем Z(= 244; Число зубьев шестерни и колеса:

Z1 = Z(/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1= 54;

Z2 = Z( - Z1 = 244 - 54 = 190

Уточняем угол наклона линии зуба:

[pic]

Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:

(f = Yf Y( Ft KfД Kf / (b mn)

Где Yf - коэффициент формы зуба

Y( - коэффициент наклона зуба

Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:

Zv = Z2 / cos3( = 190 /cos3(11,38() = 201

Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]

Y( = 1 - (/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93

Где ( - в градусах и десятичных долях градуса

(f = 3,6 Y( Ft 1 Kf / (b2 mn)

(f = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

|Наименование |Расчетная формула |Величина (мм) |

|Делительный диаметр |d = mnZ / cos ( |d1 |61,97 |

| | |d2 |218,03 |

|Диаметр окружности |da = d + 2mn(1 + X) |da1 |64,22 |

|вершин | | | |

| | |da2 |220,28 |

|Диаметр окружности |df = d - 2mn(1,25 - X) |df1 |59,16 |

|впадин | | | |

| | |df2 |215,22 |

Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и

колеса Х = 0.

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно

[1] § 4.9 с. 109

Осевая сила Fa = Ft tg(() = 3716 * tg( 11,38 () = 747,64 H

Радиальная сила

Fr = Ft tg(()/cos(() = 3716 *tg(20()/cos( 11,38 () = 1380 H

3.3.6 Силы в ременной передаче

Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива

D = 100 мм: Vр = ( nном D/60 = (( 730 (0,1/60 = 3,82 м/с.

Угол охвата (1 = 150(, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q

= 0,18 кг/м.

Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].

Коэффициент охвата С( = 0,92 [2, табл. 6.13].

Коэффициент режима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].

Сила натяжения одного клинового ремня:

F0 = 780 N CL/(Vр C( Cp Zр) + q Vр 2 =

= 780( 4,24 ( 0,92 /( 3,82(0,92(1(3) + 0,18(3,822 = 288,36 Н

Сила, действующая на вал:

Fp = 2 F0 Z sin((1/2) = 2( 288,36 (3(sin(150/2) = 1671 Н

3. Расчет валов, подбор подшипников

3.1 Предварительный расчет валов

Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение.

Материал валов - сталь 40Х ГОСТ 4543-88.

d = (T*10 3/0,2 [(k]) 0,33 (5.1)

Где [(k] = 45 МПа - допускаемое касательное напряжение [2, стр. 249]

d - в мм

Хвостовик первичного вала:

dхв.1 = (118,08*10 3/0,2*45) 0,33 = 23,59 мм. Принимаем диаметр хвостовика

быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя

d1 = 25 мм.

Хвостовик тихоходного вала:

dхв.3 = (405,93*10 3/0,2*45) 0,33 = 35,60 мм. Принимаем диаметр хвостовика

тихоходного вала 38 мм.

Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем

согласно [1, §11.2]:

d > (16 T / ( [(]) 1/3

Где Т - крутящий момент в Н/мм

[(] = 16 МПа [1]

d1 > (16* 118,08 /(*16)1/3 = 33,50 мм, принимаем d1 = 38 мм

d2 > (16* 405,93/(*16)1/3 = 50,56 мм, принимаем d2 = 55 мм

3.2. Эскизная компоновка валов

Выполняем эскизную компоновку валов при разработке сборочного чертежа

редуктора. Принимаем предварительно для быстроходного вала подшипники 7207

ГОСТ 333-79, для тихоходного вала редуктора подшипники 7210 ГОСТ 333-79.

3.3 Проверочный расчет валов

3.3.1 Схема приложения сил к валам

[pic]

3.3.2 Определяем реакции опор и изгибающие моменты быстроходного вала

Реакции опор:

RAH = (Fp(a+b+c)+Fr1*c-Fa1*0.5 d1)/(b+c) =

=(1671(0,094+0,061+0,061)+1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 3459

Н

RAV = Ft1*c/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBH = (Fp*a-Fr1*b-Fa1*0,5 d1)/(b+c) =

= (1671*0,094-1380*0,061-747,64*0,5*0,062)/(0,061+0,061) = 407,91Н

RBV = Ft1*b/(b+c) = 3716*0,061/(0,061+0,061) = 1858 Н

RBr = Fa1 = 747,64 Н

Радиальное давление на подшипники:

FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = ( 34592 + 18582)0,5 = 3926 Н

FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = ( 407,912 + 18582)0,5 = 1902 Н

Изгибающие моменты:

МАН = Fp*a = 1671* 0,094 = 157,09 Нм

МСН1 = RBH*c = 407,91* 0,061 = 24,88 Нм

МСН2 = RBH*c + Fa*0,5*d1 =407,91*0,061+747,64*0,5*0,062 = 48,05 Нм

МСV = RBV*c = 1858*0,061 = 113,35 Нм

Эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

[pic]

3.3.3 Определяем реакции опор тихоходного вала

RAH = (0,5*d2*Fa2 - Fr*b) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,061)/(0,062+

+0,062) = 5894 Н

RВH = (0,5*d2*Fa2 + Fr*a) /(a+b) = (0,5*218,03*747,64-1380*0,062)/(0,062+

+0,062) = 7263 Н

RAV = Ft*b/(a+b) =3716 *0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RAV = Ft*а/(a+b) = 3716* 0,062/(0,062+0,062) = 1858 Н

RBr = Fa2 = 747,64 Н

Радиальное давление на подшипники:

FrA = (RAH2 + RAV2)0,5 = (58942 +18582)0,5 = 6180 Н

FrB = (RВH2 + RВV2)0,5 = (72632 +18582)0,5 = 7497 Н

3.3.4 Выполняем проверочный расчет быстроходного вала

Принимаем материал вала сталь 45 ГОСТ 1050 - 88

(в = 800 МПа; (т = 650 МПа; (т = 390 МПа; (-1 = 360 МПа; (-1 = 210 МПа;

(( = 0,1; (( = 0,05 [3]

Проверяем сечение вала в месте посадки зубчатого колеса

Осевой момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

Wос = 0,1dзк3 = 0,1* 383 = 5487 мм3

Максимальное нормальное напряжение:

(max = (MСН22+МСV2) 0,5 / Woc + 4Fa1/(dзк 2 =

= (48,052+113,352)0,5*103/5487мм3+ 4*747,64/(* (38мм)2= 47,49 МПа

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР = 0,2dзк3 = 0,2* 383 = 10970 мм3

Максимальное касательное напряжение:

(max = Тб / WР = 118,08*103/ 10970 = 10,76 МПа

В месте шпоночного паза по табл. [2, табл. 8.15, 8.17]

К( = 2,15; К( = 2,05 для изгиба Кd = 0,85; для кручения Кd = 0,73

Коэффициент влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18],

коэффициент влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4)

[2]:

К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,15 / 0,85 + 1,08 - 1)/1 = 2,61

К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,05 / 0,73 + 1,08 - 1)/1 = 2,89

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному

циклу, т. е. (а = (max = 47,49 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

(а = ( m = 0,5( max = 0,5*10,76 = 5,38 МПа

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса

прочности по нормальным напряжениям

S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 360/(2,61*51,77+0,1*47,49) = 2,57

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 210/(2,89*5,38+0,05*10,76) = 13,06

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = S(S(/(S(2+S(2)0,5 = 2,57*13,06/(2,572+13,062)0,5 = 2,52

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше

[S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала

обеспечены.

Проверяем сечение вала в месте посадки подшипника

Осевой момент инерции вала в месте посадки подшипника:

Wос = 0,1dп3 = 0,1*353 = 4287 мм3

Максимальное нормальное напряжение:

(max=MАН/WОС+4Fa1/(dзк 2=157,090,5*103/4287+4*747,64 /(*352= 37,42 МПа

Полярный момент инерции вала в месте посадки зубчатого колеса:

WР = 0,2dп3 = 0,2*353 = 8575 мм3

Максимальное касательное напряжение:

(max = Тб / WР = 118,08*103/8575 = 13,77 МПа

В месте посадки подшипника табл. [2, табл. 8.20] определяем

интерполированием значения отношений К(/Кd = 3,49; К(/Кd = 2,9. Коэффициент

влияния шероховатости поверхности: Кf = 1,08 [2, табл. 8.18], коэффициент

влияния поверхностного упрочнения КV = 1 (без упрочнения).

Находим коэффициенты снижения пределов выносливости по формулам (8.4)

[2]:

К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (3,49 + 1,08 - 1)/1 = 3,57

К(D = (К(/Кd + Кf -1)/КV = (2,9 + 1,08 - 1)/1 = 2,98

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному

циклу, т. е. (а = (max = 37,42 МПа,

а касательные напряжения по отнулевому, т. е.

(а = ( m = 0,5( max = 0,5*13,77 = 6,89 МПа

Используя формулы (8.1)…(8.4) [2], определяем коэффициент запаса

прочности по нормальным напряжениям

S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 360/(3,57* 37,42 +0,1* 47,49 ) = 2,62

Коэффициент запаса по касательным напряжениям

S( = (-1/(K(D(a+(((m) = 210/(2,89*6,89+0,05*13,77) = 10,20

Результирующий коэффициент запаса прочности

S = S(S(/(S(2+S(2)0,5 = 2,62*10,20/(2,622+10,202) 0,5 = 2,54

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше

[S] = 1,5…1,8. Таким образом, прочность и жесткость промежуточного вала

обеспечены.

3.4 Расчет подшипников

3.4.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7207

ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA = 3926 Н; FrB = 1902 Н; Fa1 = 747,64 Н; nб = 325,89 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 38500 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,62

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

F(A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37* 3926= 1206 Н

F(B = 0,83 е FrВ = 0,83*0,37* 1902= 584,22 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = F(А = 1206 Н

Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр = 1*3926+ 0* 1206 = 3926 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр = Fa1 + F(B = 747,64 +584,22 = 1332 Н

Так как FaВр/ FrВ = 1332 / 1902 = 0,7 > е, то X = 0,4; Y = 1,62

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4* 1902 + 1,62 * 1332 = 2919 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

Базовый расчетный ресурс подшипника:

[pic]

Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час.

Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по

конструктивным соображениям.

3.4.2 Рассчитываем подшипники тихоходного вала

Вычисляем базовый расчетный ресурс принятого роликоподшипника 7210

ГОСТ 8328-75

Исходные данные:

FrA = 6180 Н; FrB = 7497 Н; Fa2 = 747,64 Н; nт = 91,80 об/мин;

Базовая динамическая грузоподъемность [3, табл. П.10]: Cr = 57000 кН

Факторы нагрузки [2, табл. П.10]: e = 0,37; Y = 1,6

При установке подшипников в распор осевые составляющие:

F(A = 0,83 е FrA = 0,83*0,37*6180 = 1898 Н

F(B = 0,83 е FrВ = 0,83* 0,37 * 7497 = 2302 Н

Расчетная осевая сила для опоры А: FaАр = F(А = 1898 Н

Так как FaАр/ FrА < е, то X = 1; Y = 0

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры А:

PrА = X FrА + Y FaАр = 1*6180 + 0*1898 = 6180 Н

Расчетная осевая сила для опоры В:

FaBр = Fa2 + F(B = 747,64+2302 = 3050 Н

Так как FaВр/ FrВ = 3050/7497 = 0,41 > е, то X = 0,4; Y = 1,6

Эквивалентная динамическая нагрузка для опоры В:

PrВ = X FrВ + Y FaВр = 0,4*7497+1,6*3050 = 7879 Н

Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре

Базовый расчетный ресурс подшипника:

[pic]

Полученное значение значительно больше минимально допустимого - 20 000 час.

Однако, использование подшипника меньшего типоразмера нецелесообразно по

конструктивным соображениям.

4 Подбор и проверка шпонок

Размеры поперечного сечения шпонки выбираем в зависимости от диаметра

вала.

Для крепления шестерни выбираем призматическую шпонку

10 х 8 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

Размеры шпонки:

Высота h = 8 мм; глубина паза вала t1= 4,5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 10 мм

Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 10 = 53 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие

Допускаемое напряжение смятия [(см] = 50…60 МПа [2, с. 252]

[pic]

Где Т - передаваемый момент, Н/м, остальные размеры в мм

Для крепления колеса выбираем призматическую шпонку

18 х 11 х 63 по ГОСТ 23360 - 78 [2, табл. 7.7]

Размеры шпонки:

Высота h = 11 мм; глубина паза вала t1= 5 мм;

длина L= 63 мм; ширина b= 18 мм

Расчетная длина шпонки: Lр= L - b = 63 - 18 = 45 мм

Проверяем выбранную шпонку на смятие

[pic]

5 Подбор муфты

По таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ

21424-93 по значению момента на тихоходном валу Тт = 405,93 Нм и

конструктивным соображениям с диаметром под вал 45 мм.

Муфта втулочно-пальцевая М=500 Нм, d=45мм, ГОСТ 21424-75.

6. Подбор смазки редуктора

Принимаем, что цилиндрическая передача редуктора смазывается

погружением колеса в масляную ванну на глубину 20…30 мм, а подшипники -

масляным туманом.

Выбираем масло ИТП - 200 с кинематической вязкостью 220…240 мм2/с [2,

табл. 8.30]. Согласно рекомендациям [2, с. 333] принимаем объем масляной

ванны 0,35…0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем объем масляной

ванны 2 л.

Список литературы

1. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для

втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др. - М.:

Машиностроение, 1984.

2. Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов

технологического оборудования. - М.: Машиностроение, 2002.

-----------------------

[pic]

9