Редуктор вертолета МИ-1
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
УКРАИНЫ
НАЦИОНАЛЬНЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ
УНИВЕРСИТЕТ
им. Н.Е.ЖУКОВСКОГО
«ХАРЬКОВСКИЙ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ»
кафедра 202
Курсовой проект по дисциплине
"Детали машин".
Харьков 2005г
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
Принятые
обозначения:
.
Кинематический расчет:
. Расчет
второй ступени редуктора
.1 Выбор
материала шестерни и колеса.
.2 РАСЧЕТ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
.3
Определение допускаемых напряжений
.4
Проектировочный расчет
.5 Поверочный
расчет
.6 Геометрический
расчет зубчатых колес
. Расчет
первой ступени редуктора
.1 Расчет
первой ступени редуктора
.2 РАСЧЕТ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
.2.1 Условие
соосности.
.2.2. Выбор
материала
.2.3
Определение допускаемых напряжений
.2.4
Проектировочный расчет
.2.5
Поверочный расчет
.2.6
Геометрический расчет зубчатых колес
. РАСЧЕТ
КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
.1 Выбор
материала
.2
Определение допускаемых напряжений
.3
Проектировочный расчет конической зубчатой передачи
.4
Проверочный расчет конической зубчатой передачи
.5
Геометрический расчет конической зубчатой передачи
.
Проектировочный и проверочный расчет некоторых деталей и узлов
. Компоновка
редуктора
Заключение
СПИСОК
ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ВВЕДЕНИЕ
Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата,
служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих
моментов.
Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.
В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при
курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким
узлом.
Механические зубчатые передачи вертолетов обладают высокими абсолютными и
относительными техническими показателями: надежностью, долговечностью,
прочностью и др. Малая относительная масса, компактность, высокие удельная
плотность и жесткость отличают конструкции этих передач.
Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных
узлов главного редуктора вертолета МИ-1. Расчет на прочность и выносливость
шестерни и зубчатых колес. Подбор и расчет основных узлов валов и подбор
подшипников.
Главный редуктор вертолета МИ-1 предназначен для привода несущего винта
вертолета, хвостового вала, маслонасоса редуктора и датчика тахометра. Редуктор
кратный, двухступенчатый, соосный с неподвижными геометрическими осями зубчатых
колес. Привод хвостового вала осуществляется от конической зубчатой пары.
Принятые обозначения
- тяговое усилие лебедки (H);- скорость тяги лебедки (м/с);
- КПД
редуктора;б - диаметр барабана (мм);б - вращение барабана (об/мин);-
передаточное отношение редуктора;- начальный диаметр шестерни (мм);
-
предел выносливости зубьев (МПа);
SFM - коэффициент безопасности для зубьев;
- предел
контактной выносливости;
- коэффициент ширины зубчатого винца;- число зубьев
шестерни (колеса);- модуль зацепления (мм);- межосевое расстояние (мм);- ширина
зубьев шестерни (колеса) (мм);- расчетная удельная нагрузка (Н);- крутящий
момент на валу (Н*м);- диаметр вала (мм);- время работы передачи (ч);-
передаточное отношение зубчатой передачи;, KFL - коэффициенты долговечности;
, KHV - коэффициенты неравномерности распределения
нагрузки по длине контактных линий;- коэффициент, учитывающий приложение
2-х-сторонней нагрузки;- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной
поверхности зуба;- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к
концентрации напряжений;- число циклов перемены напряжений при изгибе;- число
циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость;
1. Кинематический расчет
Передаточное отношение редуктора:
i=
=
;в=P-Pпр=350-30=320 кВт.
Передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней принимаем равными:
U12=U34=
=
=4.
2. Расчет второй ступени редуктора
.1 Выбор материала шестерни и колеса
Зубчатые колеса для агрегатов аэрокосмической техники изготавливают из
цементируемых, высоколегированных сталей электрошлакового и вакуумного
переплава. Минимальный объем справочной информации по выбираемым материалам
приведен ниже.
Технологический процесс изготовления зубчатых колес состоит из следующих
операций: 1) получение заготовки; 2) обдирка; 3) нормализация для снятия
внутренних напряжений и улучшения структуры металла;
) предварительная механическая обработка посадочных, базовых и других
точных поверхностей и окончательная - вспомогательных поверхностей;
) нарезание зубьев; 6) зачистка заусенцев и скругление острых кромок;
) цементация; 8) механическая обработка нецементируемых поверхностей; 9)
закалка; 10) окончательная механическая обработка;
) зубошлифование, отделка зубьев и контроль.
С целью уменьшения массы и габаритных размеров привода выбираем материалы
с высокими механическими характеристиками.
Таблица 2.1
|
Элемент передачи
|
Заготовка
|
Марка стали
|
Термообработка
|
sв, МПА
|
sт, МПА
|
Твёрдость сердцевины
|
Твёрдость поверхности не
менее
|
Базовые числа циклов
|
|
Шестерня
|
Поковка
|
25ХГМ
|
Улучшение, цементация и
закалка
|
1000
|
800
|
400
|
63 HRC
|
NHD4= 6·107 NFD4= 4·106
|
|
Колесо
|
Поковка
|
40ХН
|
Улучшение и закалка
|
1000
|
750
|
300
|
53 HRC
|
NHD3= 4·107 NFD3= 4·106
|
Исходные данные.
Требуемое передаточное отношение передачи
Частота вращения ведущего вала
Мощность на ведущем валу
Ресурс редуктора
Максимальный крутящий момент Тмах=2.2Tном
КПД передачи
.2 РАСЧЕТ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Число зубьев шестерни и колеса принимаем равными
Уточняем передаточное отношение
Частоты вращения и угловые скорости валов:
ведущего
Ведомого
Крутящие моменты на валах:
на ведущем валу
на ведомом валу
модуль упругости
коэффициент Пуассона
твердость поверхности
предел текучести
Для колеса материал с твердостью
2.3 Определение допускаемых напряжений
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения
зависит от твердости и выбирается по табл.1.1 [1].
Для выбранных материалов
Базовое число циклов
Число циклов нагружения:
Поскольку число циклов нагружения больше базового принимаем коэффициенты
долговечности
Коэффициент безопасности принимается равным
Таким образом допускаемые контактные напряжения:
Допускаемые изгибные напряжения.
Предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения.
Коэффициент безопасности принимается равным
Таким образом допускаемые изгибные напряжения:
Допускаемые пиковые напряжения.
2.4 Проектировочный расчет
Ориентировочная окружная скорость
С учетом рекомендаций принимаем 8-ю степень точности
Для принятой 8-й степени точности и относительной ширины шестерни 
=1 принимаем по графикам кривая 3 при
НВ>350
Значения коэффициентов динамической нагрузки KHV и KFV
При 0
При 0
Тогда коэффициенты расчетной нагрузки при оценке контактной и
изгибной прочности
Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев
будет равен
Коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес
Из условия контактной выносливости определяем делительный диаметр
шестерни.
Модуль зацепления
Уточняем величину модуля в соответствии с ГОСТ 9563-70
Межосевое
расстояние
Уточняем величину aw в соответствии с ГОСТ 2185-66
Уточняем число зубьев
Уточняем величину угла наклона зуба
Делительные диаметры колес:
Ширина шестерни и колеса:
2.5 Поверочный расчет
Уточняем окружную скорость.
Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки.
Удельная окружная динамическая сила.
Окружная сила
Удельная расчетная окружная сила
Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки.
Уточненные коэффициенты:
Расчетная удельная окружная сила
Действующие контактные напряжения.
Недогрузка:
Уточняем напряжения изгиба.
Для нулевых косозубых колес коэффициенты смещения х1=x2=0
Коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса
Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба
Расчетная удельная окружная сила
Действующие напряжения изгиба.
Недогрузка:
Недогрузка:
Действующие пиковые контактные напряжения.
Недогрузка:
Действующие пиковые изгибные напряжения.
Недогрузка:
2.6 Геометрический расчет зубчатых колес
Числа зубьев и модуль
Диаметры делительных окружностей
Окружности вершин зубьев
Окружности впадин
Ширина зубчатых колес
Межосевое расстояние
Остальные размеры зубчатого колеса можно назначать в соответствии с
рекомендациями.
Условные допускаемые напряжения для валов.
Диаметр вала 3
Ширина ступицы
Диаметр обода
Диаметр ступицы
Диаметр, на котором расположены отверстия
Диаметр отверстий
Ширина перемычки
Размер фаски
3. Расчет первой ступени редуктора
3.1 Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные.
Требуемое передаточное отношение передачи
Частота вращения ведущего вала
Мощность на ведущем валу
.2 РАСЧЕТ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.2.1 Условие соосности
Межосевое
расстояние второй ступени .
Определение делительного диаметра шестерни.
,
где
,
- коэффициент ширины шестерни относительно её
диаметра,
тогда
Число
зубьев шестерни и колеса принимаем равными
Уточняем передаточное отношение
Частоты вращения и угловые скорости валов:
Ведущего
Ведомого
Крутящие моменты на валах:
на ведущем валу
на ведомом валу
Для выполнения условия соосности модуль передачи должен быть m=5
Межосевое расстояние
3.2.2 Выбор материала
Для шестерни: сталь 40ХН ГОСТ 4543-81
термообработка улучшение и закалка
заготовка- поковка.
Механические характеристики:
модуль упругости
коэффициент Пуассона
твердость поверхности и предел текучести
Для колеса принимаем тот же материал с твердостью
3.2.3 Определение допускаемых напряжений
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения
зависит от твердости и выбирается по табл.1.1 [1].
Для выбранных материалов
Базовое число циклов
Число циклов нагружения:
Поскольку число циклов нагружения больше базового принимаем коэффициенты
долговечности и коэффициент безопасности
Таким образом допускаемые контактные напряжения:
Допускаемые изгибные напряжения.
Предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения.
Коэффициент безопасности принимается равным
Таким образом допускаемые изгибные напряжения:
Допускаемые пиковые напряжения.
3.2.4 Проектировочный расчет
Ориентировочная окружная скорость
С учетом рекомендаций принимаем 6-ю степень точности.
Для принятой 6-й степени точности и относительной ширины шестерни =0,6 принимаем при НВ<350
Значения коэффициентов динамической нагрузки KHV и KFV
Коэффициенты расчетной нагрузки при оценке контактной и
изгибной прочности
Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев 
будет равен
Коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес
Из условия контактной выносливости определяем делительный диаметр
шестерни.
Модуль зацепления
Уточняем величину модуля в соответствии с ГОСТ 9563-70
Межосевое расстояние
Уточняем величину aw в соответствии с ГОСТ 2185-66
Уточняем число зубьев
Уточняем величину угла наклона зуба
Делительные диаметры колес:
Ширина шестерни и колеса
3.2.5 Поверочный расчет
Уточняем окружную скорость.
Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки.
Удельная окружная динамическая сила.
Выбор коэффициента q0 для динамической нагрузки
Предельное значение WHV и WFV , Н/мм
редуктор колесо зубчатый передача
Окружная сила
Удельная расчетная окружная сила
Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки.
Уточненные коэффициенты:
Расчетная удельная окружная сила
Действующие контактные напряжения.
Недогрузка:
Уточняем напряжения изгиба.
Для нулевых косозубых колес коэффициенты смещения х1=x2=0
Коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса
Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба
Расчетная удельная окружная сила
Действующие напряжения изгиба.
Недогрузка:
Недогрузка:
Действующие пиковые контактные напряжения.
Недогрузка:
Действующие пиковые изгибные напряжения.
Недогрузка:
3.2.6 Геометрический расчет зубчатых колес
Числа зубьев и модуль
Диаметры
делительных окружностей
Окружности вершин зубьев
Окружности впадин
Ширина зубчатых колес
Межосевое расстояние
Остальные размеры зубчатого колеса можно назначать в соответствии с
рекомендациями
Условные допускаемые напряжения для валов.
Диаметры валов
Ширина ступицы
Диаметр обода
Диаметр ступицы
Диаметр, на котором располжены отверстия
Диаметр отверстий
Ширина перемычки
Размер фаски
4. РАСЧЕТ
КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные.
Требуемое передаточное отношение передачи
Частота вращения ведущего вала
Мощность на ведущем валу
Число зубьев шестерни и колеса принимаем равными
Уточняем передаточное отношение
Частоты вращения и угловые скорости валов:
ведущего
ведомого
Крутящие моменты на валах:
на ведущем валу
на ведомом валу
4.1 Выбор материала
Зубчатые колеса для агрегатов аэрокосмической и авиационной техники
изготавливают из цементируемых, высоколегированных сталей электрошлакового и
вакуумного переплава. Минимальный объем справочной информации по выбираемым
материалам приведен ниже.
Технологический процесс изготовления зубчатых колес состоит из следующих
операций: 1) получение заготовки; 2) обдирка; 3) нормализация для снятия
внутренних напряжений и улучшения структуры металла;
) предварительная механическая обработка посадочных, базовых и других
точных поверхностей и окончательная - вспомогательных поверхностей;
) нарезание зубьев; 6) зачистка заусенцев и скругление острых кромок;
) цементация; 8) механическая обработка нецементируемых поверхностей; 9)
закалка; 10) окончательная механическая обработка;
) зубошлифование, отделка зубьев и контроль.
С целью уменьшения массы и габаритных размеров привода выбираем материалы
с высокими механическими характеристиками.
Для шестерни: сталь 45 ГОСТ 4543-81
термообработка цементация с закалкой
заготовка- поковка.
Механические характеристики:
модуль упругости
коэффициент Пуассона
твердость поверхности
предел текучести
Для колеса принимаем тот же материал с твердостью
4.2 Определение допускаемых напряжений
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения
зависит от твердости и выбирается по табл.1.1 [1].
Для выбранных материалов
Базовое число циклов
Число циклов нагружения:
Поскольку число циклов нагружения больше базового принимаем коэффициенты
долговечности и коэффициент безопасности
Таким образом допускаемые контактные напряжения:
Допускаемые изгибные напряжения.
Предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения.
Коэффициент безопасности принимается равным
Таким образом допускаемые изгибные напряжения:
Допускаемые пиковые напряжения.
4.3 Проектировочный расчет конической зубчатой передачи
Шестеня конической зубчатой передачи, как правило, расположена на
консоли, поэтому принимаем
Для принятой 8-й степени точности и относительной толщины шестерни =0,4 принимаем по графикам величину
коэффициента концентрации нагрузки
Значения коэффициентов динамической нагрузки KHV и KFV
При 0
Находим коэффициенты расчетной нагрузки
Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев для рассматриваемого
случая нулевого прямозубого зацепления:
Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых
колес.
Из условия контактной выносливости определяем делительный диаметр
шестерни в срединном сечении.
Ширина зубчатых колес
Модуль зацепления в срединном сечении
Внешний модуль
По ГОСТ 9563-60 назначаем модуль
тогда срединный модуль и срединный диаметр будут равны
Конусное расстояние.
4.4 Проверочный расчет конической зубчатой передачи
Уточняем окружную скорость.
Уточняем коэффициенты
Удельная окружная динамическая сила.
Окружная сила на срединной окружности.
Удельная расчетная окружная сила.
Уточняем коэффициенты расчетной нагрузки.
Уточненные коэффициенты расчетной нагрузки:
Расчетная удельная окружная сила.
Действующие контактные напряжения.
Недогрузка:
Уточняем напряжения изгиба.
Для нулевых колес коэффициент смещения х=0 эквивалентные числа зубьев
Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба
Коэффициенты формы зубьев
Расчетная удельная окружная сила
Действующие напряжения изгиба.
Недогрузка:
Недогрузка:
Действующие пиковые контактные напряжения.
Недогрузка::
Действующие пиковые изгибные напряжения.
Недогрузка:
4.5 Геометрический расчет конической зубчатой передачи
Числа зубьев и модули
Диаметры делительных окружностей во внешнем сечении
Угол делительных конусов
Окружности вершин зубьев
Ширина зубчатых колес и конусное расстояние:
Остальные размеры зубчатых колес можно назначать в соответствии
рекомендациями
Условные допускаемые напряжения для валов.
Диаметры валов
Ширина ступицы
Диаметр обода
Диаметр ступицы
Диаметр, на котором располжены отверстия
Диаметр отверстий
Ширина перемычки
Размер фаски
5. Проектировочный и проверочный расчет
некоторых деталей и узлов
5.1 Расчет валов [6]
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются
достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и
подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала
для валов используют углеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется в четыре этапа:
· Ориентировочный расчет на кручение (было проведено выше);
· Расчет на сложное сопротивление (кручение, изгиб);
· Расчет на выносливость.
За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
-
временное сопротивление разрыву;
- предел
выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;
- предел
выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;
-коэффициенты
чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при
изгибе и кручении.
5.1.1 Расчет валов на сложное сопротивление
Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его
расчетную схему:
разметить точки, в которых расположены условные опоры;
-
определить величину и направление действующих на вал сил: окружной 
, радиальной 
, осевой 
. А также точки их приложения.
Рис 5.1 - Расчетная схема тихоходного вала на сложное сопротивление
Разбиваем вал на участки.= 125мм, l2 = 155мм, l3 = 120мм.
Силы действующие в зацеплении
- окружная Ft = 2·T/d;
- радиальная Fr= Ft · tgα/cosβ;
- осевая Fa= Ft · tgβ;
Для стандартного угла профиля зуба α = 20о имеем tg20о=0,364, β=0.
d1= 140мм, d2= 560мм;= 2·140 /0.3 = 933(H),= 2·560 /0,066= 16970(H),=
933· 0,364 = 340(Н),= 16970· 0,364 = 6175(Н);
Найдем реакции в опорах в плоскости YOZ.
∑Ма = 0;
Найдем
реакции в опорах в плоскости XOZ.
∑Ма
= 0;
Построим эпюры моментов для тихоходного вала:
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
.
.
:
рис.5.2 - Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости для
тихоходного вала
Максимальный
изгибающий момент действует в сечении III - 
.
Изгибающие
моменты в вертикальной плоскости
.
Максимальный
изгибающий момент действует в сечении III -
.
рис.5.3 - Эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости для
тихоходного вала
Построим эпюру крутящего момента для быстроходного вала.
.
рис.5.4 - Эпюра крутящего момента для тихоходного вала
Приведенный момент
Наиболее
опасным является третье сечение.
рис.5.5
- Эпюра приведенного момента для тихоходного вала
5.2 Расчет подшипников на долговечность
Основные
критерии работоспособности подшипников качения - его динамическая и статическая
грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в
случаях, когда частота вращения кольца превышает 
.
Исходя
из конструкции механизма, подбираем:
)
роликовый радиально подшипник (поз.465) номер 32216 ГОСТ 8328-75:
Необходимо
обеспечить номинальную долговечность 
при
условии, что 
а)
Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение 
этому
соответствует [7, табл. 12.26] 
.
Поскольку 
, то 
.
б)
Определяем эквивалентную нагрузку
.
в)
Определяем расчетную долговечность по формуле:
,
где
- показатель степени: 
- для
шарикоподшипников; 
- для роликоподшипников.
Такая
расчетная долговечность приемлема.
)
роликовый однорядный подшипник (поз.45) номер ГОСТ 8328-75:
Необходимо
обеспечить номинальную долговечность при
условии, что
а)
Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение 
этому
соответствует [7, табл. 12.26] .
Поскольку , то .
б)
Определяем эквивалентную нагрузку
.
в)
Определяем расчетную долговечность по формуле:
,
где
- показатель степени: - для
шарикоподшипников; - для роликоподшипников.
Такая
расчетная долговечность приемлема.
5.3 Расчет шлицевого соединения
Проверим шлицевое соединение на тихоходном валу. Расчет шлицевых
соединений выполняется обычно как проверочный по напряжениям смятия:
,
где
Т=3056 (
)- расчетный крутящий момент;
-
средний диаметр шлицевого соединения
(D=112
мм, d=D-2m=102 мм);=10 - число шлицов;-высота поверхности контакта:
,
где
;=5 - модуль соединения, тогда
;
- длина
шлица;
=0.7…0.8
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между
шлицами;
=50…150МПа
-допускаемое напряжение на смятие рабочих
поверхностей.
Тогда
5.4 Проверочный расчет предварительно затянутого болтового
соединения фланцев корпуса редуктора
рис.5.1
- Схема болтового соединения корпуса редуктора
Исходя из конструктивных соображений, выбираем:
-
резьба: 
;
болт:
;
гайка:
.
Для
болта выбираем материал сталь 45 - 
,
, соединяемые детали изготовлены из СЧ 15-32 - 
.
Определяем
гибкость болта и детали по следующим зависимостям:
,
где
- деформированная длина болта.
,
где
- площадь поперечного сечения эквивалентного цилиндра
с наружным диаметром
,
и
внутренним 
.
Определяем
ряд вспомогательных коэффициентов:
-
коэффициент основной нагрузки;
-
коэффициент запаса усталостной прочности. 
;
;
(резьба
болта со срезом впадин по прямой).
-
амплитудное напряжение в болте;
;
, 
;
.
Прочность болтового соединения обеспечена.
6. Компоновка и разработка чертежа редуктора
Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются
компоновочными размерами прямозубых цилиндрических передач, взаимным
расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.
Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных
деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и
всего привода.
Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему
требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.
Заключение
В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием
спроектирован редуктор (главный) вертолета МИ-1.
В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры
деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо,
шестерня, тихоходный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д..
Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны
конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. “Расчет и
проектирование зубчатых передач”, Харьков: ХАИ 1978г.
. Анурьев
В.И. “Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т.” - М.:
Машиностроение, 1980г.
. Дунаев
П.Ф.. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа,
1985, 416с.
. Иванов М.Н.
Детали машин. Учебн. М.: Высшая школа, 1991, 383 с.; 1984, 336с.; 1976, 399 с.
. Решетов
Д.Н. Детали машин. Учебн. М.: Машиностроение,1989, 496с.
6. Киркач
Н.Ф., Баласанян Р.А. “Расчет и проектирование деталей машин” - Харьков: Основа,
1991г.