Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
|
[1] Оглавление [2] ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ [3] ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА [4] РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО РЕДУКТОРА [5] ВАЛЫ [6] КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРЁН И КОЛЁС [7] КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА [8] РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ [9] РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ [10] КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА [11] ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ [12] ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ [13] УТОЧНЁННУЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ [14] ВЫЧЕРЧИВАНИЕ РЕДУКТОРА [15] ПОСАДКИ ЗУБЧПТОГО КОЛЕСА, ЗВЁЗДОЧКИ И ПОДШИПНИКИ [16] ВЫБОР СОРТА МАСЛА [17] СБОРКА РЕДУКТОРА [18] СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ |
Определяем потребляемую мощность (Вт) привода (мощность на выходе)
Где Tн – номинальный крутящий момент на выходном валу привода
nм – номинальная частота вращения выходного вала привода
определяем требующую мощность электродвигателю
(по таблице№1.1 ([1])
Где ηз=0,98 – КПД зубчатой передачи
ηп=0,99 – КПД пары подшипников
ηц=0,95 – КПД цепной передачи
ηр=0,97 – КПД ременной передачи
Подбор электродвигателя по каталогу выбираем электродвигатель 4А80В2У3
Определение действительной частоты вращения вала электродвигателя под нагрузкой, а также частоту вращения ведущего шкива ременной передачи.
об/мин
Общее передаточное число:
Где n5=nм – частота вращения на выходном валу
Uобщ=UрUзUц
Где Uобщ - передаточное число механизма
Uр – передаточное число ременной передачи;
Uз – передаточное число редуктора;
Uц – передаточное число цепной передачи;
Так как редуктор двухступенчатый, то :
U1 = 4 выбрали по ГОСТу 2185-66.
В связи с этим передаточное отношение редуктора меняется и становится равным 16. Поэтому меняем передаточное отношение цепной передачи на 2,4 вместо 2,7.
Проверяем передаточное отношение редуктора после внесённых изменений:
Вращающие моменты на валах
Определяем частоты вращения, мощности и моменты на каждом из валов привода
;
;
;
|
№ вала |
частота вращения n ,об/мин |
Мощность N, кВТ |
Крутящий момент T, Нм |
Угловая скорость,рад/с |
|
1 |
2871 |
1,569 |
5,22 |
300,65 |
|
2 |
1914 |
1,620 |
7,83 |
200,7 |
|
3 |
120 |
1,747 |
125 |
12,58 |
|
4 |
50 |
1,813 |
300 |
5,23 |
Расчет допускаемых контактных напряжений
Принимаем для шестерни и для колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (по табл. 3.3[1])
Для шестерни сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твёрдость НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения по (формула 3.9[1])
[
Где:
(по табл. 3.2[1])
При длительной эксплуатации коэффициента долговечности
Коэффициент безопасности примем [S]=1.15
Тогда допускаемые контактные напряжения:
Для шестерни:
Для колеса:
Находим допускаемое контактное напряжение:
За принимаем , так как оно меньше
;
Межосевое расстояние
для прямозубых колес равен 4950
Где коэффициент концентрации нагрузки,
начальный коэффициент концентрации нагрузки,
Х – коэффициент режима нагрузки.
принимают в зависимости от коэффициента
Где ψba = 0.4
При твердости меньше 350 НВ и коэффициентом принимаем
= 1.8; значит, что
, что больше 1.05
Находим межосевое расстояние:
По ГОСТу 12289-76 ближайшее значение
Определяем нормальный модуль mn в интервале
По ГОСТу 9563-60 выбираем модуль равный 2,5 мм.
Определяем суммарное число зубьев для косозубых колёс:
( β – угол наклона линии зуба, принимаем равным 8о )
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Уточняем передаточное отношение :
Проверяем межосевое расстояние для косозубых колес :
мм
Находим делительные диаметры зубчатого колеса и шестерни:
Проверяем межосевое расстояние:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина зуба:
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8 степень точности.
Проверка контактных напряжений:
В цилиндрической косозубой передачи силу в зацеплении раскладывают на три составляющее :
1) Окружную
2) Радиальную
3) Осевую
Где Р – передаваемая мощность, – окружная скорость, α – угол зацепления в нормальном сечении, β – угол наклона зубьев.
Проверяем зубья по напряжениям изгиба:
Здесь коэффициент нагрузки .
(по табл. 3.7 [1])
( по табл. 3.8 [1])
– коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ( по формуле 3.25 [1]) :
У шестерни :
У колеса :
( стр. 42 [1])
Определяем допускаемое напряжение:
(по табл. 3.9 [1])
Для шестерни :
Для колеса :
и (по табл. 3.9 [1])
Допускаемые напряжения :
Для шестерни :
Для колеса :
Находим отношения :
Для шестерни :
Для колеса :
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найдено меньшее отношение.
Определяем коэффициенты и :
Для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8 степени точности .
Проверяем прочность зуба колеса :
Условие прочности выполнено.
Нагрузки валов
В цилиндрической косозубой передачи силу в зацеплении раскладывают на три составляющее :
1) Окружную
2) Радиальную
3) Осевую
Где Р – передаваемая мощность, – окружная скорость, α – угол зацепления в нормальном сечении, β – угол наклона зубьев.
Расчет валов редуктора
Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Определяем диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении (по формуле 8.16 [1]):
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснение к формуле 8.16 [1]): мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем .
Определяем диаметр ведомого (промежуточного) вала при допускаемом напряжении (по формуле 8.16 [1]) :
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснение к формуле 8.16 [1]): мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом и шестернёй
Определяем диаметр выходного конца ведомого вала при допускаемом напряжении (по формуле 8.16 [1]):
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснение к формуле 8.16 [1]): мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом
Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше: , ,
Зубчатое колесо - кованное , ,
Диаметры ступиц:, , , ; длинны ступиц:, принимаем , , принимаем мм; мм, принимаем , мм, принимаем
Толщина обода , принимаем
Толщина диска .
Диаметр центровой окружности мм.
Диаметр отверстий мм.
Толщина стенок корпуса и крышки:
, принимаем мм, , принимаем мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнего пояса корпуса и пояса крышки
мм; мм.
Нижнего пояса корпуса:
принимаем
Диаметр болтов: фундаментных принимаем болты с резьбой М16.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников , принимаем болты с резьбой М12.
Соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М9.
Крепящих крышку подшипников к корпусу принимаем М7 ([1]).
Выбор сечения ремня по номограмме ГОСТ 1284.3 – 96, для - сечение А (по стр.134[1])
Крутящий момент:
Диаметр ведущего шкива - по эмпирической формуле:
Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 (стр.120[1]) и принимаем .
Диаметр ведомого шкива (эмпирическая зависимость)
Для передач с регулируемым натяжением ремня =0.01
Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 и принимаем .
Уточнение передаточного отношения
Интервал межосевого расстояния
Где -высота сечения ремня(табл7.7[1])
Расчетная длина ремня
стандартное значение по ГОСТ 1284.1 – 80 принимаем .
Уточнение межосевого расстояния
Угол обхвата меньшего шкива
Необходимое для передачи заданной мощности число ремней
,
где - заданная для передачи мощность, кВт;
- мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1,71 кВт;
- коэффициент режима работы – легкий, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1;
(по таблице№7.10[1])
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, по ГОСТ 1284.3-96 для L=800 мм =0,85;
(по таблице№7.9[1])
- коэффициент угла обхвата, по ГОСТ 1284.3 – 96 для =0,97(стр.135 [1]);
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, по ГОСТ 1284.3 – 97 предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент =0,95. (стр 322[1])
Принимаем z = 2
Ширина обода шкива:
Линейная скорость ремня:
Предварительное натяжение ветви одного ремня в ньютонах:
,
где – коэффициент, учитывающий центробежную силу, для сечения А:
=0,1 .
Сила, действующая на валы
Силы, действующие в ременной передаче:
Окружная сила:
Начальная сила:
Сила натяжения ведущей ветви:
Рабочий ресурс передачи:
Вращающий момент на ведущей звёздочке:
Передаточное число было принято ранее:
Число зубьев ведущей звёздочки (стр. 148 [1]):
Число ведомой звёздочки:
Принимаем и
Тогда фактическое значение:
Отклонение: , что допустимо.
Расчётный коэффициент нагрузки (по формуле 7.38 [1]):
Где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); =1- учитывает влияние межосевого расстояния (при ); – учитывает влияние угла наклона линии центров (); учитывает способ регулировки натяжения цепи, при периодическом регулирования натяга цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки (односменная работа).
Среднее значение допускаемого давления при [р]=25МПа.
Подбираем (по табл. 7.15 [1]) цепь ПР 15,875-22,7 по ГОСТ 13568-75, имеющую мм, разрушающую нагрузку кН, массу кг/м, мм.
Скорость цепи:
Окружная сила:
Давление в шарнире проверяем по формуле ( 7.39 [1]):
Уточняем ( по табл. 7.18 [1]) допускаемое давление:
Условие выполнено. В этой формуле 25 МПа – табличное значение допускаемого давления при и мм.
Определяем число звеньев цепи:
Где ; ;
Тогда
Округляем до чётного числа .
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:
Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4% т.е. на 311•0,004 ≈ 1 мм
Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек:
Определяем диаметры наружных окружностей:
Силы, действующие на цепь:
Окружная сила - определена выше.
От центробежных сил
От провисания ; где при угле наклона передачи 45°.
Расчетная нагрузка на валы:
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса , следовательно, условие выполнено.
Размеры ведущей звёздочки:
Ступица звёздочки ; мм, принимаем мм;
Толщина диска звёздочки .
Аналогично определяем размеры ведомой звёздочки.
Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса равным .
Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до ведущего вала и внутренней стенкой корпуса равным .
Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса равным .
Предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники средней узкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм, мм и мм.
|
Условное обозначение подшипника |
d |
D |
B |
Грузоподъёмность, кН |
|
|
Размеры, мм |
C |
C0 |
|||
|
46304 |
20 |
52 |
15 |
17,8 |
9,0 |
|
46305 |
25 |
62 |
17 |
26,9 |
14,6 |
|
46308 |
40 |
90 |
23 |
50,8 |
31,1 |
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса редуктора и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина 10 мм.
Измерениями находим расстояние на ведущем валу мм.
Глубина гнезда подшипника ; для подшипника 46308 мм; мм; принимаем мм.
Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце мм. Высоту головки болта принимаем мм.
Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем, ,
, ; из первого этапа компоновки мм.
Реакции опор:
В плоскости xz:
В плоскости yz:
Проверка:
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиально-упорные подшипники 46304: d= 20 мм; D= 52 мм; B= 15 мм; C= 17,8 кН; C0=9,0 кН
Эквивалентная нагрузка:
В которой радиальная нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); ; коэффициент безопасности дли приводов ленточных конвейеров ; .
Отношение , этой величине соответствует
Отношение ; и .
Расчетная долговечность, млн. об:
Расчётная долговечность, ч:
Что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Промежуточный вал. На колесе вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий на шестерне: , , ; а на шестерне промежуточного вала: ; ; .
Для уменьшения результирующей осевой нагрузки на промежуточном валу следует выбирать направление зубьев колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени одинаковым. При этом осевые усилия и направлены в разные стороны. Также будут направлены в разные стороны и усилия и .
Реакции опор:
В плоскости xz:
Проверка:
В плоскости xy:
Проверка:
Суммарные реакции:
Определяем долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры 2. На эту опору действуют радиальная реакция и внешняя осевая сила . Намечаем радиально-упорные подшипники 46305: d= 25 мм; D= 62 мм; B= 17 мм; C= 26,9 кН; C0=14,6 кН
Эквивалентная нагрузка:
Коэффициент безопасности дли приводов ленточных конвейеров ; и .
Отношение , этой величине соответствует
Отношение ; и .
Расчетная долговечность, млн. об.:
Расчётная долговечность, ч:
Что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Ведомый вал. Силы в зацеплении:; ;
.
Нагрузка на вал от цепной передачи:
Составляющие этой нагрузки:
Из первого этапа компоновки мм, и мм.
Реакции опор:
В плоскости xz:
Проверка:
В плоскости xy:
Проверка:
Суммарные реакции:
Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 2.
Намечаем радиально-упорные подшипники 46308: d= 40 мм; D= 90 мм; B= 23 мм; C= 50,8 кН; C0=31,1 кН
Эквивалентная нагрузка:
В которой радиальная нагрузка ; (вращается внутреннее кольцо); ; коэффициент безопасности дли приводов ленточных конвейеров ; .
Отношение , этой величине соответствует
Отношение ; и .
Расчетная долговечность, млн. об:
Расчётная долговечность, ч:
Что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Выбираем шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности ([1]):
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице .
Ведущий вал:
, , длина шпонки (при длине ступицы 20мм); момент на ведущем валу:
Промежуточный вал:
, , длина шпонки (при ширине колеса 50 мм); момент на ведущем валу:
Ведомый вал:
Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звёздочкой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки ). Проверяем шпонку под звёздочкой: , , длина шпонки (при длине ступицы звёздочки 50 мм); момент на ведущем валу:
Условие выполнено.
Для изготовления всех валов принимаем сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270.
Ведущий вал:
При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Сечение А-А:
Это сечение рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности:
Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
При , :
Принимаем , , .
Коэффициент запаса прочности получился больше стандартного это удовлетворяет условию, следовательно, не имеет смысла проверять остальные сечения, так как их диаметр был увеличен.
Промежуточный вал:
При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Сечение Б-Б:
Концентрация напряжений обусловлена переходом от мм к мм , коэффициенты концентрации напряжений и . Масштабные факторы и , и .
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в вертикальной плоскости:
Суммарный изгибающий момент:
Осевой момент сопротивления сечения:
Амплитуда нормальных напряжений:
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:
Коэффициент запаса прочности получился больше стандартного это удовлетворяет условию, следовательно, не имеет, смыла проверять остальные сечения, так как это самое опасное.
Ведомый вал:
При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение .
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Сечение В-В:
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Принимаем и ; принимаем и .
Изгибающий момент:
Осевой момент сопротивления:
Амплитуда нормальных напряжений:
;
Полярный момент сопротивления:
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:
Коэффициент запаса прочности получился больше стандартного это удовлетворяет условию, следовательно, не имеет, смыла проверять остальные сечения, так как это самое опасное.
Вычерчиваем редуктор в двух проекциях на листе форматом А1 в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.
Посадки назначаем в соответствии с указаниями (данными в таб. 10.13. [1]).
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.
Посадка звёздочки цепной передачи на вал редуктора .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонения отверстий в корпусе под кольца по .
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13. [1].
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масленой ванны V определяется из расчёта масла на 1 кВт передаваемой мощности: .
По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендованная вязкость масла должна быть примерно равна принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-75).
Так как диаметр шестерни меньше диаметра колеса, то устанавливаем ещё одну дополнительную шестерню с разбрызгивающими лопатками для смазки. Её выполняем из полиамида «Hostaform C».
Конструктивные размеры и характеристики шестерни: номинальный модуль , , , угол наклона линии зуба, принимаем равным 8о, , .
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом Литол-24, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тща тельно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С;
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверх ности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в под шипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок;
Регулируют тепловой зазор, подсчитанный. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают вой лочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про кладкой и фонарный маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закреп ляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло виями.
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Разраб.
Пров.
Н. контр.
Утв.
Лит.
Лист
Листов
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
31
Инв. № подл.
Подпись и дата
Взам. инв. № подл.
Взам. инв. № дубл.
Подпись и дата
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
ата
Лист
4
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
9
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
10
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
11
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
12
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
13
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
14
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
15
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
16
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
17
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
18
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
19
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
20
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
21
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
22
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
23
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
24
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
25
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
26
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
27
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
28
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
29
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
30
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
31
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
32
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
33
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
34
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
35
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
36
КР. ДМ. 32.12.00.000 ПЗ