Привод к цепному конвейеру

• 1. Введение
• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой анализ привода
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Определение передаточных чисел механических передач привода
• 1.3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
• 2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
• 2.1 Назначение материала колес, вида термической обработки и твердости зубьев
• 2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес
• 2.3 Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес
• 3. Расчет конических прямозубых передач
• 3.1 Проектный расчет конических прямозубых передач
• 3.2 Проверочный расчет прямозубой конической передачи
• 3.2.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям
• 3.2.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
• 3.3 Геометрические характеристики зацепления
• 3.4 Определение усилий в зацеплении
• 4. Расчет цепной передачи
• 5. Расчет муфты
• 6. Расчет валов
• 6.1 Проектный расчет быстроходного вала
• 6.2 Проектный расчет тихоходного вала редуктора
• 6.3 Расчет валов на выносливость
• 7. Расчет подшипников
• 7.1 Выбор подшипников быстроходного вала
• 7.2 Выбор подшипников тихоходного вала
• 8. Проверочный расчёт шпоночных соединений на смятие
• 9. Выбор смазочного материала
• 10. Список литературы

1. Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые редукторы имеют широкое применение, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, в судостроении и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый привод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом, сравнительно чистом помещении, снабженным подводом переменного трехфазного тока. Привод предполагается нагружать кратковременно-повторно с умеренными нагрузками.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой анализ привода

1.1 Выбор электродвигателя

Электродвигатель должен иметь мощность По ГОСТ 19 523–81 выбираем электродвигатель единой серии 4А стандартной мощности Частота вращения вала электродвигателя

Приводного вала

Выбираем значения передаточных отношений для редуктора и цепной передачи:

Тогда

Наиболее близкая частота вращения стандартного двигателя типа 4А160М6У3

Таким образом

1.2 Определение передаточных чисел механических передач привода

Полученное передаточное число распределяют между типами передач

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями согласно ГОСТ 2185–66

Отклонение от стандартного значения не должно превышать

В нашем случае

привод цепной конвейер редуктор

1.3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу редуктора

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора

Крутящий момент на приводном валу

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

Крутящий момент на валу электродвигателя

С другой стороны

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1 Назначение материала колес, вида термической обработки и твердости зубьев

Производство индивидуальное, выбираем сталь 40Х, вид термообработки — улучшение.

Твердость зубьев принимаем для шестерни на 20…30 НВ больше, чем для колеса.

Для шестерни НВ1=260…280, средняя твердость НВ1=270;

уВ=950 МПа, уТ=700 МПа;

Для колеса НВ2=240…260, средняя твердость НВ2=250;

уВ=850 МПа, уТ=550 МПа;

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес

где — предел выносливости по контактным напряжениям, — коэффициент долговечности, — коэффициент запаса (безопасности).

Коэффициент долговечности изменяется в пределах .

Базовое число циклов

Эквивалентное число циклов нагружения, где — частота вращения колеса , — расчетный ресурс редуктора , — относительно значение крутящего момента на i — той ступени графика нагрузки, — относительная продолжительность действия крутящего момента на i — той ступени графика нагрузки, L — срок службы,

 — годовой и суточный коэффициенты, t — расчетный ресурс редуктора.

Для шестерни

часов.

Так как >, то, Тогда

Для колеса

Так как >, то, , тогда

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

Что не превышает предельного значения :

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

2.3 Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес

где — предел выносливости, — коэффициент запаса.

Для шестерни

, так как передача нереверсивная.

Так как, то, следовательно:

Для колеса

, так как передача нереверсивная.

Так как, то, следовательно:

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

3. Расчет конических прямозубых передач

Исходные данные:

Крутящий момент на колесе

Частота вращения колеса

Передаточное отношение

Расчетные допускаемые контактные напряжения

3.1 Проектный расчет конических прямозубых передач

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса

где — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерни ориентировочно принимают; - эмпирический коэффициент для прямозубых колес.

Принимаем .

При и по ГОСТ 12 289–76 имеем ширину зубчатого колеса ;

2. Число зубьев шестерни

Угол вершине делительного конуса шестерни

>

Принимаем зубьев.

3. Число зубьев колеса

Принимаем

4. Фактическое передаточное число

Относительная погрешность

Относительная погрешность должна составлять не более 4%.

;

5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес

Модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением. Диаметр внешней делительной окружности шестерни

6. Внешнее конусное расстояние

7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца

Коэффициент ширины зубчатого венца находится в рекомендуемых стандартом пределах

8. Среднее конусное расстояние

9. Средний окружной и нормальный модули

10. Средние делительные диаметры

Шестерни

Колеса

3.2 Проверочный расчет прямозубой конической передачи

3.2.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям

1. Условие прочности по контактным напряжениям для стальных колес имеет вид

Все параметры, входящие в выражение, определены на предыдущем этапе расчета в п. 3.1, кроме коэффициентов нагрузки и .

2. — коэффициент концентрации нагрузки находится из таблицы в зависимости от расположения шестерни и твердости колес. При для роликоподшипниковых колес

3. — коэффициент динамичности. Определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре.

Назначаем степень точности: 8. Для прямозубых колес выбираем коэффициент, условно принимая точность на одну степень ниже фактической (9-ю степень точности).

для прямозубой передачи.

4. Эмпирический коэффициент

Значение контактных напряжений:

Перегрузка передачи составляет

что является приемлемым.

3.2.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

1. Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса

Для зубьев шестерни:

2. Вычисляем коэффициент концентрации нагрузки

где принимаем по таблице в зависимости от принятой схемы расположения колес и твердости зубьев

3. Коэффициент динамичности

4. Коэффициент формы зуба и определяют по таблице при эквивалентном числе зубьев

В нашем случае, при этом

5. Эмпирический коэффициент .

Допускаемые напряжения:

Значения напряжений изгиба зубьев колеса

Шестерни

Зубья значительно недогружены по напряжениям изгиба, но уменьшать ширину зуба и прочность материала нельзя, т.к. имеется перегрузка по контактным напряжениям.

6. Проверим зубья на прочность при пиковых перегрузках

Под пиковой перегрузкой понимается возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя .

Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке

<

Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверка изгибной прочности при пиковой перегрузке

<

Общая пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

3.3 Геометрические характеристики зацепления

По ГОСТ 13 754–81 исходный контур имеет параметры:

1. Высота головки зуба в расчетном (среднем) сечении шестерни и колеса соответственно

Внешняя высота головки зуба

2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно

Внешняя высота ножки зуба

3. Угол ножки зуба

4. Угол головки зуба

5. Угол конуса вершин

6. Угол конуса впадин

7. Внешний диаметр вершин зубьев

8. Внешний диаметр впадин зубьев

3.4 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

4. Расчет цепной передачи

Мощность на малой звездочке

Частота вращения малой звездочки

Передаточное число

Характер нагрузки — равномерная, спокойная нагрузка. Угол наклона линии центров передачи к горизонту ;

1. Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа. При принимаем .

2. Число зубьев большой звездочки

3. Уточняем передаточное число

,

4. Назначаем шаг цепи по условию, где — наибольший рекомендуемый шаг цепи. Назначаем в зависимости от и. При

Имеем.

Принимаем

5. Определяем среднюю скорость цепи

6. Рассчитаем окружное усилие

7. Найдем разрушающую нагрузку цепи

где — коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При равномерной, спокойной нагрузке .

— натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках, где — масса 1 м. длины цепи, принимаемая по ГОСТ 13 586–75. — средняя скорость цепи.

— натяжение цепи от провисания холостой ветви, где — коэффициент провисания, зависящий от угла наклона лини центров передач к горизонту и стрелы провисания цепи. При горизонтальном расположении линии центров передач. — межосевое расстояние, .

Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей

Так как силы и малы по сравнению с силой, то ими можно пренебречь. Тогда

По ГОСТ 13 568–75 выбираем цепь с. При назначаем цепь ПР-50,8−227, имеющую принятый шаг p = 50,8 и разрушающую нагрузку .

8. Проверяем давление в шарнирах цепи

где — окружное усилие,; А — проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2.

Для приводных роликовых цепей, где d — диаметр валика цепи. B — длина втулки шарнира цепи.

Для выбранной цепи ПР-50,8−227

Допускаемое давление, где — допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытании типовых передач в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от частоты вращения и шага цепи. При, имеем .

— коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и типовых условий испытаний цепей.

<3,где — Коэффициент динамической нагрузки, при равномерной спокойной нагрузке .

— коэффициент межосевого расстояния а.

при .

— коэффициент наклона передачи к горизонту.

При

— коэффициент регулировки передачи. Предполагая, что регулировка передачи производиться не будет, .

— коэффициент смазки.

При периодической смазке цепи .

Тогда, т. е. находится в рекомендуемых пределах.

Давление в шарнирах цепи

Так как, оставляем цепь ПР-50,8−227.

9. Определяем межосевое расстояние передачи

Межосевое расстояние выбираем в пределах .

Принимаем

10. Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи

Принимаем звена.

11. Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие

Где — число ударов цепи в секунду, — допускаемое число ударов в секунду, выбираемое в зависимости от шага цепи.

При имеем тогда < т. е. цепь будет иметь достаточную долговечность.

12. Уточняем межосевое расстояние передачи

13. Оценим возможность резонансных колебаний цепи

где — частота вращения тихоходного вала редуктора, — масса 1 м длины цепи.

.

Тогда

Следовательно, резонансные колебания цепи отсутствуют.

14. Определяем нагрузку на валы передачи

С достаточной степенью точности можно полагать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет при .

Имеем

15. Диаметры делительных окружностей звездочек

Отсюда

5. Расчет муфты

Исходные данные: муфта упругая, передаваемый момент, режим работы нереверсивный, равномерный, спокойный. Поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Расчетный момент муфты

где — номинальный момент на муфте. , — коэффициент режима работы.

где — коэффициент безопасности, — учитывает характер нагрузки.

При условии того, что поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв .

При спокойной, равномерной нагрузке .

Тогда

2. Муфта выбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие

По ГОСТ 21 424– — 75 примем муфту упругую втулочно — пальцевую типа МУВП со следующими параметрами:, диаметр отверстия под вал, наружный диаметр муфты .

3. Определим силу, действующую со стороны муфты на вал

где — окружная сила на муфте

где — крутящий момент на валу, — расчетный диаметр.

Для МУВП — диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев.

Окружная сила на муфте

Примем .

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора

Расчетный диаметр вала в месте посадки муфты

где .

С достаточной точностью можно пренебречь величиной, и тогда

Допускаемые напряжения

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой

что меньше посадочного диаметра муфты, следовательно, данная муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейшем диаметр вала под муфту принимается .

6. Расчет валов

Исходные данные

6.1 Проектный расчет быстроходного вала

Ориентировочно назначаем длины участков вала:

1. Согласно расчетной схеме определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия

Тогда:

Где

Знак минус означает, что реакция в опоре «В» направлена в противоположную сторону.

Аналогично

Первоначальное направление реакции выбрано верно.

Проверка:

Условие равновесия проекций сил на ось «X»

Следовательно, реакции Вх и Ах найдены верно.

2. Реакции опор в вертикальной плоскости

Знак «минус» говорит о том, что реакция направлена в противоположную сторону.

Первоначальное направление реакции выбрано верно.

Проверка:

Условие равновесия проекций сил на ось «Y»

Следовательно, реакции опор Ву и Ау найдены верно.

3. Радиальная нагрузка на опору «А»

Радиальная нагрузка на опору «B» :

4. Изгибающие моменты в характерных сечениях вала в горизонтальной плоскости для среднего сечения шестерни: под подшипником «В»

под подшипником «А»

Проверка:

Следовательно, моменты найдены правильно.

5. Определяем диаметры вала по зависимости

где; - эквивалентный момент; - суммарный изгибающий момент; - крутящий момент.

где — изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно.

Для обеспечения достаточной жесткости вала рекомендуется принимать в зависимости от материала и диаметра. Принимаем.

6. Определяем расчетный диаметр вала под шестерней.

Тогда:

Учитывая ослабление вала шпоночной канавкой, следует увеличить его диаметр на 10%:

Округляем полученный диаметр вала согласно ГОСТ 6636–69.

Диаметр вала

Проверяем возможность применения насадной шестерни Шестерня делается насадной при условии. У нас, , следовательно,. Условие соблюдается, значит, шестерню можно сделать насадной.

7. Расчетный диаметр вала под подшипником «В»

Тогда

8. Расчетный диаметр вала под подшипником «А»

9. Диаметр вала под муфту Диаметр вала под муфту

Тогда имеем следующие диаметры вала Посадочный диаметр под муфту

Диаметр под подшипником, «А» :

Диаметр под подшипником, «В» :

Диаметр вала под шестерней

6.2 Проектный расчет тихоходного вала редуктора

Назначаем длины участков тихоходного вала

Длина ступичной части вала при ширине вала Принимаем .

Тогда

.

1. Реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка:

следовательно, реакции опор определены верно.

2. Реакции опор в вертикальной плоскости

,

Проверка:

,

Следовательно, реакции опор в вертикальной плоскости определены верно.

3. Определим изгибающие моменты характерных сечений вала колеса

Под подшипником «С» в горизонтальной и вертикальной плоскостях

под колесом в вертикальной и горизонтальной плоскостях

момент на шкиве цепной передачи:

Проверка в вертикальной плоскости

,

Проверка в горизонтальной плоскости:

Следовательно, изгибающие моменты определены правильно.

4. Определим диаметры в характерных сечениях вала

Расчетный диаметр под подшипником «С»

Принимаем

Такой же диаметр принимаем и под подшипником «D»

Определим расчетный диаметр вала под колесом:

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой, увеличивая d на10%, получим

Полученный диаметр округляем с таким расчетом, чтобы диаметр под колесом

т. е.

Принимаем

Диаметр вала под шкивом цепной передачи:

Принимаем

Следовательно, имеем:

Диаметр вала под шкивом цепной передачи

Диаметр вала под колесом

Диаметр вала вод подшипниками «С» и «D»

6.3 Расчет валов на выносливость

1. Быстроходный вал.

[5. с.283]

Где:

суммарный изгибающий момент

— крутящий момент

— осевая сила

— площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

где — коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 ;

следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

2. Тихоходный вал.

Где:

суммарный изгибающий момент

— крутящий момент

— осевая сила

— площадь сечения вала с пазом для призматической шпонки

— моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение. Сечение с пазом для призматической шпонки.

Тогда:

,

Для опасных сечений вала определяем коэффициент запаса сопротивления усталости при совместном действии кручения и изгиба:

где — коэффициент запаса сопротивления усталости по нормальным напряжениям.

> 2 ;

следовательно, пластическая деформация будет отсутствовать.

7. Расчет подшипников

Исходные данные:

Быстроходный вал.

Сила от муфты

Радиальные нагрузки на подшипники

Внешняя осевая нагрузка

Частота вращения быстроходного вала

Посадочный диаметр на муфту

Диаметр под подшипником, «А» :

Диаметр под подшипником, «В» :

Диаметр вала под шестерней

Расстояние между подшипниками

Требуемый ресурс подшипников

Режим работы — спокойная равномерная нагрузка

Температура подшипникового узла

7.1 Выбор подшипников быстроходного вала

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Значение реакции от силы прибавляется к результирующей реакции в опоре «А» :

В опоре «В» от муфты:

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «А» :

Радиальная нагрузка от муфты в опоре «В» :

1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333–79, так как на них действуют радиальные и осевые усилия.

2. Выбираем схему установки подшипников.

Для подшипника «А» :

Назначаем подшипник «А» — роликоподшипник, с установкой враспор.

Аналогично для подшипника «В» :

Назначаем подшипник «В» — роликоподшипник, с установкой враспор.

3. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «А» :

Подшипник «В»

Исходя из этого, назначаем подшипники легкой серии: типоразмер 7211, имеющий, , коэффициент осевой нагрузки, , динамическую грузоподъемность, статическую грузоподъемность .

3. Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок.

Для подшипника «В»

Для подшипника «А»

Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

— продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от .

— требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора .

Тогда

При постоянной нагрузке, , где

Где: — кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас — при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При равномерной нагрузке коэффициент безопасности .

Температурный коэффициент, при .

— радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке .

— коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18 855–82 в зависимости от отношения .

Для подшипника «В» :

Следовательно,

Для подшипника «А»

Следовательно,

Так как подшипник «В» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 102 7309A в опоре «В» :

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>,

что удовлетворяет требованиям.

Следовательно для быстроходного вала оставим два подшипника 1 027 309А тяжелой серии.

7.2 Выбор подшипников тихоходного вала

1. Назначаем роликовые радиально-упорные подшипники с коническими роликами (наиболее распространенный вид подшипников для конических передач), ГОСТ 333–79, так как на них действуют радиальные и осевые нагрузки.

Для подшипника «С» :

Следовательно, [2 c.266] назначаем подшипник «С» — роликоподшипник, с установкой враспор.

Аналогично для подшипника «D» :

Назначаем подшипник «В» — роликоподшипник, с установкой враспор.

2. Назначаем типоразмер подшипников.

Подшипник «C» :

Подшипник «D»

Исходя из этого, назначаем подшипники легкой серии диаметров: типоразмер 72 310А [4. с.504], имеющий, , коэффициент осевой нагрузки, , динамическую грузоподъемность, статическую грузоподъемность

3. Определяем осевые составляющие нагрузок.

Для подшипника «D»

Для подшипника «С»

Следовательно [2. c267]:

4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

Где:

— продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от .

— требуемый срок службы подшипника.

Так как в редукторах не производится смена подшипников, то срок службы подшипника равен сроку службы редуктора .

Тогда

При постоянной нагрузке, , где

Где: — кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника.

У нас — при подвижном внутреннем кольце подшипника.

При наличии цепной передачи, нагрузка не будет равномерной, следовательно.

Температурный коэффициент, при .

— радиальная и осевая нагрузки, действующие на подшипник при номинальной нагрузке .

— коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18 855–82 в зависимости от отношения .

Для подшипника «D» :

Следовательно,

Для подшипника «А»

Следовательно,

Так как подшипник «D» более нагружен, то все дальнейшие расчеты ведем для него.

5. Расчетная долговечность назначенного подшипника 1 027 308А в опоре «В» :

при вероятности безотказной работы

Для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации

Тогда:

>,

что удовлетворяет требованиям.

Следовательно, для тихоходного вала оставим два подшипника 7210А легкой серии.

8. Проверочный расчёт шпоночных соединений на смятие

Расчёт шпонок на смятие проводят по следующей зависимости:

МПа, — необходимое значение коэффициента запаса по текучести, d — диаметр вала в месте установки шпонки (мм), — значение перегрузки, Нм — передаваемый шпоночным соединением момент, , — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений смятия, h, t и — размеры шпонки.

МПа

МПа

следовательно, шпонка выдерживает нагрузки.

9. Выбор смазочного материала

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения шестерни на половину длины зуба.

При контактных напряжениях 470 МПа вязкость масла должна быть. Принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20 799–75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом. Сорт мази — солидол марки УС-2.

10. Список литературы

1. Решетов Д. Н. Детали машин. — М.: Машиностроение, 1989. — 496с.

2. Иванов М. Н. Детали машин. — М., Выш. шк., 1984. — 336с.

3. «Курсовое проектирование деталей машин» В. Н. Кудрявцев и др., Л., Машиностроение, 1984 — 400с.

4. «Конструирование узлов и деталей машин» П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. М., Выс. шк., 1985.416 с.

5. «Конструирование узлов и деталей машин «Чернин И. М. — М., Выш. шк., 1974. — 592с

6. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский. — М.: Машиностроение, 1984. — 560с.