Материалы сайта
Это интересно
Одноступенчатый косозубый редуктор
ЗМІСТ с Завдання___________________________________________________________4 Вихідні дані________________________________________________________4 1. Кінематичний розрахунок________________________________________5 1.1. Вибір кінематичної схеми редуктора__________________________5 1.2. Вибір електродвигуна ______________________________________5 1.3. Вибір передавального числа редуктора ________________________5 1.4. Похибка передавального числа_______________________________6 1.5. Число обертів тихохідного вала ______________________________6 2. Розрахунок на міцність зубчастої пари _____________________________6 2.1. Вибір матеріалу колеса _____________________________________6 2.2. Вибір допустимих напружень________________________________6 2.3. Коефіцієнт ширини колеса __________________________________7 2.4. Коефіцієнт навантаження ___________________________________7 2.5. Номінальний момент, що крутить на веденому валу_____________7 2.6. Ширина коліс _____________________________________________7 2.7. Нормальний модуль зубчастої пари___________________________7 2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса_____________________7 2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців _______________________8 2.10. Визначення коефіцієнту Y? ___________________________________________8 2.11. Визначення геометричних розмірів колес______________________9 3. Розрахунок валів на міцність______________________________________9 3.1. Зусилля в зачепленні _______________________________________9 3.2. Швидкохідний вал _________________________________________9 3.2.1. Вибір матеріалу вала __________________________________9 3.2.2. Вибір муфти, визначення зусилля від муфти_______________9 3.2.3. Наближена оцінка вала________________________________10 3.2.4. Опорні реакції та згинальний момент у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні _________________________11 3.2.5. Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площині ____________________________________________12 3.2.6. Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестірні____________________________________________ 12 3.2.7. Опорні реакції і згинальні моменти від сили, що діє в муфті 12 3.2.8. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестірні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти_______________________________12 3.2.9. Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала________________________________________________12 3.2.10. Діаметр вала під шестірнею___________________________12 3.2.11. Діаметри вала під підшипники________________________ 12 3.3. Тихохідний вал___________________________________________13 3.3.1. Вибір матеріалу вала_________________________________ 13 3.3.2. Опорні реакції та згинальні моменти у вертикальній пло- щині від сил, що діють у зачепленні_____________________13 3.3.3. Опорні реакції та згинальні моменти у горизонтальній площині від сил, що діють у зачепленні__________________13 3.3.4. Результуючий загальний момент від сил, що діють у зачепленні, у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса______________________________________13 3.3.5. Приведений (еквівалентний) момент у небезпечному пере- різі, що проходить через середину колеса________________13 3.3.6. Діаметр вала під колесом______________________________13 3.3.7. Розмір діаметру вала на опорах А та В___________________13 3.4. Виконання шестірні_______________________________________ 15 4. Підбор підшипників кочення_____________________________________15 4.1. Швидкохідний вал_________________________________________15 4.1.1. Радіальне навантаження на підшипники, тобто опорні реакції на сили, що діють у зачепленні та в муфті________________15 4.1.2. Осьове навантаження_________________________________15 4.1.3. Еквівалентне динамічне навантаження__________________ 15 4.1.4. Номінальна довговічність_____________________________ 15 4.2. Тихохідний вал___________________________________________ 16 4.2.1. Визначення радіальних навантажень на підшипники_______16 4.2.2. Осьове навантаження_________________________________16 4.2.3. Еквівалентне динамічне навантаження__________________ 16 4.2.4. Номінальна довговічність_____________________________ 16 5. Вибір шпонки_________________________________________________ 16 6. Змащування редуктора__________________________________________17 6.1. Вибір системи змащування зачеплення та підшипників кочення__ 17 6.2. Необхідна в’язкість та сорт масла____________________________17 6.3. Глибина занурення колеса в олію____________________________ 17 7. Корпус редуктора______________________________________________ 17 7.1. Матеріал корпуса редуктора________________________________ 17 7.2. Розміри корпуса___________________________________________17 7.2.1. Товщина стінки корпуса______________________________ 17 7.2.2. Товщина масляної ванни______________________________ 17 7.3. Кріплення корпуса________________________________________ 17 7.4. Гнізда кріплення підшипників_______________________________17 8. Кришки підшипників___________________________________________ 18 Список використаної літератури______________________________________19 ЗАВДАННЯ Спроектувати одноступінчастий косозубий мікроредуктор для привода стрічкопротягувального механізму. ВИХІДНІ ДАНІ Діаметр барабана D = 30 мм Швидкість барабана V = 950 мм / с Окружне зусилля барабана P = 60 Н Умови роботи: обертання нереверсивне, навантаження нерівномірне, задане графіком (Рисунок 1.). [pic] Рисунок 1. – Графік нерівномірного навантаження Термін служби - 5 років при однозмінній роботі 7 годин на добу. Число робочих днів у році - 250. 1. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК 1. Вибір кінематичної схеми мікроредуктора (Рисунок 1.1) [pic] Рисунок 1.1 – Кінематична схема мікроредуктора 1.2. Вибір електродвигуна а) Для приблизного визначення ККД мікроредуктора приймемо орієнтовно ККД однієї пари зубчастих коліс при роботі в масляній ванні [pic], а також однієї пари підшипників кочення [pic]. Тоді ККД микроредуктора дорівнює: [pic] Вт б) Потужність на ведучому валу: [pic] , де [pic] Вт [pic] Вт в) Вибираємо електродвигун серії 4А, номінальна потужність якого Nдв.=60 Вт, число обертів nдв=2700об./хв. 1.3. Вибір передавального числа мікроредуктора i = [pic], де n1 – число обертів ведучого вала, об./хв.; n2 – число обертів веденого вала, об./хв. [pic] об./хв. Отже : [pic] Відповідно до ДСТУ приймаємо і=4.5 1.4. Похибка передавального числа [pic] , що не перевищує допустимого значення . 1.5. Число обертів тихохідного вала [pic] об./хв. 2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ЗУБЧАСТОЇ ПАРИ 2.1. Вибір матеріалу колеса Матеріал зубчастих коліс повинен витримувати дотичні та згинальні напруження зубців. Дотичні напруження визначаються тільки твердістю поверхні матеріалу, а згинальні залежать також від твердості серцевини колеса. Найкращим матеріалом, що відповідає вищезазначеним вимогам, є термічно оброблена сталь. Матеріал коліса: сталь 45Х Матеріал шестірні: сталь 40Х, термообробка забезпечує поліпшення її характеристик до твердості НВ = 246ч280 ; ?міц = 1000 Мпа ; ?тек=800 МПа[pic] 2.2 Визначення допустимого дотичного напруження Допустиме дотичне напруження зубчастого колеса залежить від строку служби і режиму роботи передачі. При розрахунку на витривалість : [pic] , де ?Hlimb – базова межа дотичної витривалості поверхні зубців; ZR – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні та вибирається залежно від класу її шорсткості (для нашого проекту приймаємо 7-й клас та ZR=1); SH – коефіцієнт безпеки, який для об’ємно-зміцнених зубців приймають 1,1, а для поверхнево-зміцнених – 1,2; KHL – коефіцієнт довговічності, який для нашого випадку приймаємо рівним 1; При незмінному числі обертів ni = n тривалість роботи tі є відношенням до загальної кількості годин роботи передачі, яка дорівнює добутку кількості годин роботи за зміну, кількості змін за добу, кількості робочих днів на рік та кількості років роботи передачі: t=7?1?250?5=8750 годин Для колеса: [pic] Для шестірні: [pic]Для нашого проекту ?н=5000 кгс/см2 =500 Мпа 2.3.Коефіцієнт ширини колеса В одноступінчастому мікроредукторі опори симетричні щодо колес, тому обираємо ?а= 0,2 . 2.4. Коефіцієнт навантаження Розрахункове навантаження визначається як добуток двох коефіцієнтів [pic] , де [pic] - коефіцієнт концентрації навантаження [pic] [pic] - коефіцієнт динамічності [pic] тому [pic] 2.5. Номінальний момент, що крутить, на веденому валу [pic] = 0.92 Н?м Визначаємо міжосьову відстань: [pic] , де [?к]=500 МПа – контактна напруга між шестірнею і колесом [pic]см Приймаємо а =25 мм. 2.6. Ширина коліс b2 = ?а?a = 0,2?25= 5 мм Конструктивно приймаємо: b2 = 7 мм b1 = b2 + 1 = 7+ 1 = 8 мм 2.7. Нормальний модуль зубчастої пари mn = (0,01…0,02)?a = 0.01.40 = 0,25 мм Значення модуля приймаємо : mn = 0,25 мм. 2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса Приймаємо попередньо кут нахилу зубців ? = 10°: [pic] Приймаємо Z1 = 36 Число зубців колеса визначаємо за формулою: Z2 = Z1?i = 36?4.5 = 162 Приймаємо Z2 = 162 Визначимо остаточне значення кута нахилу зубців. [pic] тобто ? = arccos? = 8.6° Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута [pic] >1,1 2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців Визначимо еквівалентні числа зубів [pic] За значенням еквівалентних чисел зубів виберемо значення коефіцієнтів форми зубів: Yf1 = 3,73; Yf2 = 3,75 2.10. Визначення коефіцієнту Y? Коефіцієнт Y? враховує нахил дотичної лінії до основи зубця, нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як балки. [pic]=0.95 Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами [pic] , де [pic]>1,1 таким чином [pic] Визначимо дійсні місцеві напруження згину в зубцях. Через те що матеріал шестірні міцніший, ніж матеріал колеса, а зубець шестірні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок роблять по тому з зубчастих коліс, у якого менше відношення: [pic] ; [pic]. Розрахунок виконуємо по колесу [pic] ?f2 = 64 МПа ?f2 < [?f2] = 160 МПа Умови міцності дотримуються. 2.11. Визначення геометричних розмірів коліс a) Коловий модуль: [pic] мм приймаємо mt=0,25 мм b) Початкові діаметри: Шестірня : [pic] мм Колесо : [pic] мм c) Перевіряємо правильність підрахунку початкових діаметрів: [pic] мм d) Діаметри кола виступів: Шестірня : da1 = d?1+2·mn=9 + 2?0,25 = 9,5 мм Колесо : da2 = d?2 + 2?mn = 40,5+ 2?0,25 = 41 мм e) Діаметри западин: Шестірня : df1 = d?1 - 2,5?mn = 9- 2,5?0,25 = 8,5 мм Колесо : df2 = d?2 - 2,5?mn = 40,5 - 2,5?0,25 = 40 мм 3. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ НА МІЦНІСТЬ 3.1. Зусилля в зачепленні Колове зусилля : [pic] Н де Мкр.1 – крутильний момент, що передається швидкохідним валом. [pic]Н м Радіальне зусилля: [pic] Н Осьове зусилля: [pic] Н 3.2. Швидкохідний вал Схема навантаження вала представлена на Рисунку 3, а розрахункова схема епюри моментів швидкохідного вала – на Рисунку. 4. 3.2.1. Вибір матеріалу вала Приймаємо сталь 45, поліпшену з наступними механічними характеристиками. ?міц = 560 Мпа ; ?т = 280 Мпа ; ?т = 150 Мпа ; ?-1 = 250 МПа ; ?-1= 150 МПа ; ??=0 ; ??=0 Допустиме напруження [?]згIII=55 МПа 3.2.2. Вибір муфти, визначення зусилля від муфти [pic] Рисунок 3. – Схема навантаження швидкохідного валу Відповідно до крутильного моменту Мкр1=0,2 Н?м обираємо мембранну муфту. Потрібна нам характеристика цієї муфти : D3 =38 мм Зусилля від муфти, що діє на вал: [pic] Н 3.2.3. Наближена оцінка вала Відстань між опорами вала для приблизного розрахунку : l ’ 2?b2 = 2?7 = 14мм Довжина консольної ділянки вала орієнтовано : l1 ’ 1,5?b2 = 1,5?7 = 10,5мм 3.2.4.Опорні реакції та згинальний момент у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні [pic] 22,25 Н Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні: [pic] Рисунок 4. – Розрахункова схема й епюри швидкохідного валу [pic]= 0,16 Н?м 3.2.5. Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площині [pic] = 10,5 Н [pic] = 6Н Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні. [pic] = 0,075 Н?м 3.2.6. Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестірні [pic] Н?м 3.2.7. Опорні реакції і згинальні моменти від сили, що діє в муфті [pic] Н [pic] Н Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А: Мзг.АРм = РМ?l1 = 3?0,0105 = 0,032 Н?м Згинальний момент у перетині, що проходить через середину шестірні. МзгРм = 0,5?Мзг.АРм = 0,5?0,032= 0,016 Н?м 3.2.8. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестірні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти М? = Мрез + МзгРм =0,18 + 0,016 = 0.2 Н?м 3.2.9. Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала а) Що проходять через середину шестірні: [pic] Н?м де ?- коефіцієнт, що враховує різницю в режимах навантаження (?=0,58 ) б) Що проходять через середину опори А: [pic]Н?м 3.2.10. Діаметр вала під шестірнею [pic]см = 3,5 мм Отриманий діаметр dc вала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів: dc= 0,35?1,1=0,385 см , приймаємо dc = 4мм 3.2.11. Діаметри вала під підшипники [pic]см = 2,8 мм Приймаємо стандартне значення діаметра вала під підшипники: da = 3 мм 3.3. Тихохідний вал Схема навантаження тихохідного вала представлена на Рис. 5, а розрахункова схема й епюри моментів тихохідного вала – на Рисунку 6. 3.3.1. Вибір матеріалу вала Для тихохідного вала обираємо ту ж сталь 45, що й для швидкохідного вала. Механічні характеристики й допустимі напруження ті ж самі. 3.3.2. Опорні реакції та згинальні моменти у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні, Вони мають ті ж значення, що й для ведучого вала [pic] Н; [pic] Н?м 3.3.3. Опорні реакції та згинальні моменти у горизонтальній площині від сил, що діють у зачепленні [pic] Н [pic] Н Максимальний згинаючий момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса: [pic] Н?м 3.3.4. Результуючий загальний момент від сил, що діють у зачепленні, у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса [pic] Н?м 3.3.5. Приведений (еквівалентний) момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса [pic] Н?м 3.3.6. Діаметр вала під колесом [pic] мм Отриманий діаметр dс вала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів, враховуючи при цьому необхідність одержання ступінчастої конструкції вала: dc=0,47 ? 1,1=0,52 см =5.2мм , приймаємо dс =6 мм 3.3.7. Розмір діаметру вала на опорах А та В Для одержання ступінчастої конструкції приймаємо 4 мм, що відповідає розмірам внутрішніх кілець стандартних підшипників кочення [pic] Рисунок 5. – Схема навантаження тихохідного валу [pic] Рисунок 6. – Розрахункова схема й епюри тихохідного валу 3.4. Виконання шестірні Через те, що [pic] , приймаємо конструкцію вал – шестірня. ВИЗНАЧЕННЯ КОНСТРУКТИВНИХ РОЗМІРІВ ЗУБЧАСТИХ КОЛІС. ШЕСТІРНЯ. У даному випадку виконуємо конструкцію «вал – шестірня». Зниження розмірів валу під підшипники в зв'язку з заміною стали марки 45 на більш міцну 40х поки до вибору підшипників не робимо, тому що останні можуть виявитися недостатньо довговічним. Вал – шестірня [pic] КОЛЕСО [pic] Рис.4.2. Колесо Розміри колеса. Розміри елементів колеса визначаються за наступними електричними залежностями. Це враховує досвід виробництва й експлуатації зубчастих коліс. Товщина диска: C = (0,2...0,3)b2=0,3(7=2.1мм Товщина обода: ( = (2...3,3)mt=3(0,25=0.75мм Діаметр обода: D0 = df2 - 2(( = 40- 2(0,75 = 38.5 мм Діаметр маточини: dст = (1,5...1,8)dc=1,6(6=9.6мм Довжина маточини: L = (0,7...1,8)dc=1,2(5=7мм Діаметр отворів: d0 = = [pic]=10.2 мм Діаметр центрів отворів: dц = [pic] = 23.3 мм 4. ПІДБОР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ При виборі типу і розмірів підшипника враховуються наступні фактори: 1) величина і напрям навантаження на підшипник; 2) характер навантаження; 3) число обертів підшипника; 4) необхідний термін роботи підшипника; 5) вимоги до підшипника, зумовлені конструктивними особливостями вузла машини. З огляду на невелику величину осьового навантаження, для ведучого і відомого валів вибираємо шарикоподшипники радіальні однорядні. 4.1. Швидкохідний вал 4.1.1. Радіальне навантаження на підшипники, тобто опорні реакції на сили що діють у зачепленні та в муфті [pic] Н [pic] Н 4.1.2. Осьове навантаження Fа = Q = 6.5 Н 4.1.3. Еквівалентне динамічне навантаження Еквівалентне динамічне навантаження для радіальних шарикопідшипників і радіально-наполегливих шарико- і роликопідшипників: [pic] де Fr – радіальне навантаження, кгс; Fa – осьове навантаження, кгс; X – коефіцієнт радіального навантаження; Y – коефіцієнт осьового навантаження; V – коефіцієнт обертання, у нашому випадку він дорівнює 1 Kб – коефіцієнт безпеки, що враховує вплив динамічного навантаження на довговічність підшипника; KТ – температурний коефіцієнт, що враховує вплив температури на довговічність підшипника, вводиться тільки при підвищеній робочій температурі t>100(. Розрахунок ведемо по більш навантаженому підшипнику Визначаємо: [pic] тобто менше за будь-яке значення параметра е для підшипників типу 0000. Розрахунок ведемо на дію наче одного радіального навантаження, тобто приймаємо X=1 , Y=0: Р1 = X?V?Fr1?kб?kт де kб=1,1...1,3 , а kт=1 , тому Р1 = 1?1,3?30?1?1 = 39 Н На підставі розрахунку швидкохідного вала на міцність приймаємо підшипник № 1000093, у якого : d=3мм ; D=8 мм ; B=3мм ; С=440 Н . 4.1.4. Номінальна довговічність [pic] мільйонів обертів [pic] годин Підшипники будуть працювати беззмінно більше, ніж гарантований строк служби редуктора (8750 годин). 4.2. Тихохідний вал 4.2.1.Визначення радіальних навантажень на підшипники Тобто визначимо опорні реакції [pic] Н [pic] Н 4.2.2. Осьове навантаження Fа = Q = 34,1 Н 4.2.3. Еквівалентне динамічне навантаження [pic] Еквівалентне динамічне навантаження для радіальніх шарикопідшипників і радіально наполенливих шарико і роликопідшипників: P=(XVFr + YFa)KTK? Розрахунок ведемо на дію одного радіального навантаження, тобто приймаємо X=1, Y=0. Р2 = X?V?Fr2?kб?kт = 1?1?29?1,3?1= 38 Н На підставі розрахунку тихохідногоохідного вала на міцність, обираємо однорядний шарикоподшипник типу 1000094. Розміри підшипника наступні: d=4мм ; D=11мм ; B=3мм ; C=750 Н . 4.2.4. Номінальна довговічність [pic] мільйонів обертів [pic] годин Підшипники будуть працювати беззмінно значно більше, ніж гарантований строк служби редуктора (8750 годин). 5. ВИБІР ШПОНКИ Шпонка веденого вала під колесом За значенням діаметра вала під колесом d=5мм, обираємо шпонку призматичну з наступними характеристиками: l = 7 мм; b = 2мм; h = 2мм. Перевіримо шпонку на зминання: (см ( [(]см [(]см = 100 МПа [pic] МПа 53 МПа <100 МПа Дана шпонка задовольняє умовам міцності. 6. ЗМАЩУВАННЯ РЕДУКТОРА 6.1. Вибір системи змащування зачеплення та підшипників кочення У редукторах загального призначення з коловою швидкістю коліс до 15м/с змащування зачеплення звичайно здійснюється зануренням зубчастих коліс у масляну ванну. Визначимо колову швидкість колеса: [pic] м/с Оскільки колова швидкість колеса менше 15м/с, приймаємо систему змащування зубців занурюванням у мастильну ванну. 6.2. Необхідна в’язкість та сорт масла Змащування підшипників кочення здійснюються розбризкуванням, тому що колова швидкість колеса менше 3 м/с. Для змащування зачеплення і підшипників кочення обираємо змащування «Літол- 24» . 6.3. Глибина занурення колеса в олію Ємність масляної ванни для одноступінчастих редукторів обирається в межах (0,15...0,7) л на 1квт подоланій потужності V = 0,15?N2 = 0,15?0,057 = 0,00855 л = 8.6 см3 h = 2,25mn = 2,25?0,25 = 0,56 мм 7. КОРПУС РЕДУКТОРА 7.1. Матеріал корпуса редуктора Відповідно до рекомендацій, корпус виготовляємо литтям із силуміну ЧЕРВОНИЙ-9 . 7.2. Розміри корпуса 7.2.1.Товщина стінки корпуса ? = 0,025?а + 2 = 0,025?25 + 2 ’ 2.63 мм 7.2.2.Товщина масляної ванни [pic] мм 7.3. Кріплення корпуса Діаметр отворів під гвинт кріплення редуктора до фундаменту d = 4,2 мм. Діаметр отворів для кріплення корпусних кришок d1 = 3,2 мм. Болт має різьблення М3, тому, згідно ДСТУ, обираємо болт М3 х 10 Діаметр отворів для кріплення кришок підшипників d = 2,7 мм. Гвинт має різьблення М2,5, тому, згідно ДСТУ, обираємо гвинт М2,5 х 4 Діаметр штифта d = 2 мм, тому, згідно ДСТУ, обираємо штифт 2 х 8 7.4. Гнізда кріплення підшипників Внутрішні діаметри підшипників Для швидкохідного вала: D1 = 8 мм Для тихохідного вала: D1'= 11 мм Діаметри центрів отворів під гвинт кріплення кришок підшипників : Для швидкохідного вала: D2 = D1 + 2,5 ? d1 = 11 + 2,5 ? 2,5 = 14.25 мм Для тихохідного вала: D2'=D1' + 2,5 ? d1 = 11 + 2,5 ? 2,5 = 17.25 мм Зовнішні діаметри приливкових гнізд: D3 = D1 + 5 ? d1 = 8 + 5 ? 2,5 = 20.5 мм D3' = D1' + 5 ? d1 = 11 + 5 ? 2,5 = 23.5 мм Глибина нарізки під кришковий болт. L = (1,8...2)?d1=2 ? 2,5 = 5 мм 8. КРИШКИ ПІДШИПНИКІВ. Товщина фланцв bk та завзятих кілець ? дорівнює: bk = d1 = 2,5 мм ? = 0,5 ? bk = 0,5 ? 2,5 = 1,25 мм Розміри сальникового ущільнення. . Ведучий вал Внутрішній діаметр – 3мм; Зовнішній діаметр – 8мм; Товщина – 1,5мм . Відомий вал Внутрішній діаметр – 4мм; Зовнішній діаметр – 11 мм. СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ 1. Осипова О. М. Методические указания к выполнению курсового проекта по расчету и конструированию зубчатых передач. – Д.: ДГУ, 1978. 2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. – М.: Машино- строение, 1980. 3. Плюснин А. К., Ердаков В. И., Пин Л. Г. Проектирование механических передач приборов. – М.: Высшая школа, 1967. 4. Спицын Н.А. и др. Расчёт и выбор подшипников качения. Справочник. – М.: Машиностроение, 1974. 5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1975.