УПРОЩЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО РЕДУКТОРА

ВВЕДЕНИЕ
Редуктор – это, прежде всего, механизм, преобразующий и передающий
частоту вращающегося момента на другие приборы и инструменты. Это
передаточное звено между вращательными устройствами двигателя внутреннего
сгорания либо электродвигателя к конечному рабочему агрегату. Основные,
характеризующие его показатели – это количество ведомых и ведущих
вращательных валов, КПД и передаваемая мощность. На вращающих
устройствах этого механизма неподвижно закреплены червячные либо зубчатые
передачи, с помощью которых передается и регулируется движение от одного к
другому. В отверстиях корпуса имеются подшипники, на которых расположены
валы.
В работе мною будут приведены:
 Расчеты муфты,
 Расчеты вала (ведомый, ведущий) ,
 Расчеты шпонки.
Выполнены чертежи (после списка литература)
 чертеж цилиндрической зубчатой передачи;
 чертеж ведомого вала редуктора;
 чертеж муфт

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПРИВОДА

Необходимая мощность:

Где P дв – мощность электродвигателя, кВт;

P 2 – мощность на ведомом валу редуктора, кВт;
h - КПД привода.
КПД определяется по формуле

Где – КПД открытой передачи

= 0,95;
=0,99; - КПД муфты;
=0,98; - КПД редуктора;
== 0,98- КПД в опорах валов, n – число валов, n = 2
1.Определение КПД

2.Необходимая мощность по формуле (1):

3.Передаточное число привода

Где – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.;
– частота вращения ведомого вала редуктора, об/мин.(по заданию);

(об/мин).

Расчетные значения Рдв = кВт и nдв = об/мин позволяет выбрать
трехфазный асинхронный электродвигатель типа А02-52-8 с мощностью P дв =
5.5кВт и частотой вращения вала n дв =730об/мин согласно ГОСТ 13859-68

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ, СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
- Вал электродвигателя - ведущий вал редуктора
730 об/мин;
76 Рад/с;

Так как шестерня редуктора находится на валу электродвигателя, то
принимать надо
730 об/мин;
76 рад/с;
- Ведомый вал редуктора
60 об/мин – по заданию;
Уточняемое передаточное число редуктора

6.2

1. Момент на валу электродвигателя определяется по формуле

н
н

2. Момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле

12.10,98 н/м

3. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
Для изготовления шестерни и колеса принимается сталь 45 с
термообработкой – улучшение.
 шестерни твердость 300 , предел текучести
 колёса твердость 270 , предел текучести = 540 н/
3.1. Определяются допускаемые контактные напряжения.
Предварительно, для стали 45[9, с. 49 - таблица 14], найдем:

=2НВ+70, н/
=300, н/
=270, н/

Тогда

[
[

Принимается=913 н/мм =832н/
3.1 Допускаемые напряжения изгиба для стали 45, найдем по формуле:

Тогда

[
[

Принимаем

3.2Определяем межосевое расстояние передачи по формуле

=160 мм
3.3. Определяем ширину зубчатого венца колеса и шестерни по формулам

3.4. Определяем модуль зубьев по формуле
m==4,017мм=4мм
3.5. Определим число зубьев шестерни и колеса

- суммарное число зубьев

- число зубьев шестерни

- число зубьев колеса
Принимаем

3.6. Определим основные геометрические размеры передачи
- делительный диаметр колеса и шестерни:

Принимаем

- диаметр окружностей вершин косела и шестерни

Принимаем

3.7. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле

V=

принимаем V=1 м/с

3.8 Определяем силы в зацеплении:
– окружная сила:

– радиальная сила:

H

- осевая сила:
Fa=

3.9. Расчетное контактное напряжение– проверочный расчет:

Контактная прочность зубьев обеспечена, т.к.

3.11. Определим напряжение изгиба в основании ножки зуба колес – проверочный
расчет

Прочность зуба на изгиб обеспечена так как, т.к.

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА С УКАЗАНИЕМ ИХ РАЗМЕРОВ И СТУПЕНЕЙ

4.1. Расчет ведущего вала
Конструктивная схема ведущего вала представлена на рис. 1.

L
1L

2L

3L
3L
4B
1
L
5
L
T

Рис.1 – Линейные размеры ведущего вала

Упрощенный расчет линейных размеров быстроходного вала
одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:
4.1.1. Определяем диаметр выступающего конца вала (d 1 )

;

где: M 1 – вращающий момент на валу, н м
– допускаемое касательное напряжение, н/мм 2
Для расчета принимаем:
М 1 = 377 н м = 377 х 10 3 н мм 2 , = 20 н/мм 2
40мм

Согласно ГОСТ 6636-80 получаемый результат округляем до значения d 1 =
40 мм.
Отметим, что дальнейшие расчеты параметров ведущего вала
определяются в зависимости от размеров d 1 , которые можно изменить исходя из
конструктивных соображений.
4.1.2. Определяем длину выступающего конца вала (l 1 )
l 1 = (1,1 1,5)d 1 ;

l 1 = 1,5d 1 = 1,5 х 46 = 60 мм
Принимаем: l 1 = 60 мм

4.1.3.Определяем значения диаметра (d 2 ) и длины (l 2 ) вала, предназначенные для
монтажа подшипникового узла.
Значения высоты буртика t, фаски ступицы f, фаски подшипника r
определяем из соотношений, приведенных в таблице 1.
Таблица 1. Значения высоты буртика t, фаски ступицы f, фаски подшипника r
d
D 17…24 25…30 32…40 42…50 52…60 62…70 71…85
T 2 2,2 2,5 2,8 3 3,3 3,5
R 1,6 2 2,5 3 3 3,5 3,5
F 1 1 1,2 1,6 2 2 2,5

d 2 =d 1 +2t;
d 2 = 41 + 1x 2,5 = 45 мм - 310 подшипник
Исходя из конструктивных соображений и целесообразности выбора
подшипников качения одной серии и размеров принимаем d 2 =45 мм.

l 2 =1,5d 2 ;

l 2 = 1,5 х 50= 65 мм
Принимаем: l 2 = 65 мм.
1. Учитывая, что шестерня выполняется за одно целое с валом,
определяем диаметр (d 3 ) и длину (l 3 )
d 3 =d 2 +3,2×r;

d 3 = 56 + 3,2 х 3 = 65мм
Принимаем: d 3 = 65 мм.
Окончательно устанавливаем, что l 3 = d 3 = 65 мм, а ширина шестерни,
определенная по формуле (30), равна в 1 = 60 мм
2. Определяем значения диаметра (d 4 ) и длины (l 4 ) вала, предназначенные
для монтажа подшипникового узла.
d 4 = d 2 = 55 мм
l 4 =(0,51,5)×d 4
l 4 = 56 х 0.93 = 55 мм
Принимаем: l 4 =55 мм.
4.2. Расчет ведомого вала
Конструктивная схема ведомого вала представлена на рис. 2.

L
1L
2L

3L
3L
4L
СТ
L
5
L
T

Рис.2 – Линейные размеры ведомого вала

Упрощенный расчет линейных размеров тихоходного вала
одноступенчатого редуктора осуществляется по аналогии расчета быстроходного
вала. Последовательность расчета следующая:

4.2.1.Определяем диаметр выступающего конца вала (d 1 ) .
Для расчета принимаем: М 2 = 799 н м = 799 х 10 3 н мм, [r] к =35 н/мм 2.
Тогда:

50 мм

Согласно ГОСТ 6636-80 полученный результат округляем до значения d 1 =
54 мм
4.2.2.Остальные параметры ведомого вала определяются по следующим
формулам, т.е.:

l 1 = (1,1 1,5)d 1 = 1,5 x 55 = 34 мм

Принимаем: l 1 = 34 мм

d 2 = d 1 + 2t = 55 + 2 x 3 = 55 мм – 312 подшипник
Принимаем: d 2 = 55 мм, l 2 = 65 мм

d 3 = d 2 + 3,2r = 60 + 3,2 x 3 = 65 мм
Принимаем d 3 = 65 мм
4.2.3.Определяем длину ступицы зубчатого колеса по формуле

l cм =(1,21,5)d 3 ;
l cм = 1,4 х d 3 = 1,5 x 70 =105 мм

Принимаем: l cм = 105 мм

Окончательно устанавливаем:
d 3 = 65 мм
d 4 = d 2 = 55 мм
l 4 = 55 мм
Учитывая опыт проектирования буксовых узлов быстроходных и тихоходных
валов одноступенчатых цилиндрических редукторов средней мощности (до 14
кВт) и значение расчетного диаметра d 2 = 55 мм, принимаем шариковый
радиальный подшипник ГОСТ 831-75.
Принимаем расстояние между точками опор вала равным L m = 120 мм
согласно расчетов и с учетом:
 зазора (8 - 10 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом зубчатого
колеса;
 зазора (4 - 8 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом подшипника; -
расстояния (8 – 12 мм) для установки маслоудерживающих колец.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ И ПОСТРОЕНИЕ
ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

Основными параметрами, определяющими величины реакций в опорах
подшипников и результирующего изгибающего момента сечения вала, являются:
- окружная сила F 1 ,Н
- радиальная сила, F r , Н
- осевая сила, F a , Н
- вращающий момент, передающийся валу от муфты М к , который одинаков
во всех его сечениях.
Общий алгоритм решения поставленной задачи следующий:
1. Строится расчетная схема и показывается силовое нагружение валов.
2. Определяются реакции в опорах подшипников вала в вертикальной и
горизонтальной плоскостях.
3. Производится расчет и построение эпюр изгибающих моментов от
вертикальных и горизонтальных сил.
4. Определяется наибольшее значение эквивалентного момента по
гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)

5.1 Ведущий вал
Рассмотрим ведущий вал редуктора, конструктивная и силовая схемы
которого показаны на рисунке 4

Расчетные параметры:
F 1 = 7656 Н;
F r = 2756 Н;
= 2853 Н;
М к = 99 н м;
F м = 0,25 Н; d 1W = 64 мм; L = 250 мм (размер выбран исходя из конструктивных
соображений)

+

+

+

F
M
R
АУR
AX

R
AX
А

F
t
F
r

F
t
F
r

Z
2

Z
2

Z
1
Z
1

F
M
a)

б)
А
R
АУ

Эпюра М
У , Н м

Эпюра М
х , Н м

Эпюра М
к , Н м
F
a

F
a

R
BУ

R
BУ
R
BX

R
BX
B

B

Рис. 3 – Эпюра расчета ведущего вала

Последовательность решения:
5.1.1.Горизонтальная плоскость действия сил ( рис.3,а)

 определяем реакции сил в опорах подшипников

; ;
17,41 Н
0; ;
1015 Н

Проверка решения:

;
0
0; 0=0
 строим эпюры изгибающих моментов

Участок 1
0 Z 1 L/2; 0 <Z 1 < 0,185 м
; при Z 1 = 0; M 1 = 0
0,125 м 818 н м
Участок 2
0 Z 2 L/2; 0 <Z 2 < 0,125 м
; при Z 2 = 0; M 1 = 0
0,125 м 357 н м
Определяем дополнительный момент от силы
363 н м

5.1.2.Вертикальная плоскость действия сил (рис. 3,б) – определяем реакции сил
в опорах подшипников

; = 0;
828 Н
; = 0;
3828 H

Проверка решения:
;

3828 + 7656 – 3828 = 0; 0 = 0

 строим эпюры изгибающих моментов

Участок 1
0 Z 1 L/2; 0 <Z 1 < 0,188 м
; при Z 1 = 0; M 1 = 0
0,125 м 478,5 н м

Участок 2
0 Z 2 L/2; 0 <Z 2 < 0,125м
; при Z 2 = 0; M 1 = 0
0,125 м 478,5 н м
Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении вала,
по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)

1146 н м

5.2.Ведомый вал
Рассмотрим ведомый вал редуктора, конструктивная и силовая схемы
которого показаны на рис. 4.
Расчетные параметры:
F 1 = 6635 Н; F r = 2756 Н; = 2455 Н; М к = 1108 н м
d 2w = 334 мм; L = 240 мм (выбирается из конструктивных соображений).
5.2.1 Горизонтальная плоскость действия сил (рис.4,а)
 определяем реакции сил в опорах подшипников:

;
0;
2828 Н
;
0;
-72 Н

-
+
-

-

F
a

F
a
F
r
F
t

F
r

R
DУ
R
DУ

R
DX

R
DX

F
t

R
CУ

R
CУ
R
CХ

R
CХ
LL/2

Z
1Z
2

Z
2Z
1

CD

Эпюра М
У, Н м

Эпюра М
Х, Н м

Эпюра М
К, Н м

а)

б)

Рис. 4 – Эпюра расчета ведомого вала

Проверка решения:
;

0;
-72 + 2756 – 2878 = 0; 0 = 0

 строим эпюры изгибающих моментов

Участок 1
0 Z 1 L/2; 0 <Z 1 < 0,185 м
; при Z 1 = 0; M 1 = 0
0,12 м 43 н м
Участок 2
0 Z 2 L/2; 0 <Z 2 < 0,12 м
; при Z 2 = 0; M 1 = 0
0,12 м 357н м
Определяем дополнительный момент от силы
422 н м
5.2.2.Вертикальная плоскость действия сил (Рис. 4,б)
 определяем реакции сил в опорах подшипников

;

3828 Н
;

3828 H
Проверка решения:
;

- 3828 + 7656 – 3828 = 0; 0 = 0

 строим эпюры изгибающих моментов

Участок 1
0 Z 1 L/2; 0 <Z 1 < 0,12 м
; при Z 1 = 0; M 1 = 0
0,12 м - 398 н м
Участок 2
0 Z 2 L/2; 0 <Z 2 < 0,188 м
; при Z 2 = 0; M 1 = 0
0,125 м - 478,5 н м

5.2.3.Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении
вала, по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)

1146 н м

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДИНАМИЧЕСКУЮ И СТАТИЧЕСКУЮ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ

6.1 Расчет на динамическую грузоподъемность
Номинальный срок службы подшипников качения определяется по
формуле:

;

где:
L – номинальная долговечность, млн. оборотов;
с – номинальная динамическая грузоподъемность (Н), которая выбирается
по каталогам;
к – показатель степени;
к = 3 – для шариковых подшипников;
к = - для роликовых подшипников;
р – эквивалентная динамическая нагрузка, которая для радиальных и
радиально – упорных подшипников (шариковых и роликовых) определяется по
формуле

;

где:
Р – эквивалентная динамическая нагрузка, Н
– радиальная нагрузка (Н) действующая на подшипник, которая
определяется из расчета вала на сложное сопротивление

; H
; H

– осевая нагрузка
X – коэффициент радиальной нагрузки;
X = 0,56 - для радиальных однорядных (уголок контакта )
X = 0,45 – для радиально - упорных одно рядных ( угол контакта )
V – коэффициент вращения;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;
V = 1,2 – вращается наружное кольцо подшипника;
У – коэффициент осевой нагрузки;
У = (1,15 2,3) – для радиальных однорядных (уголок контакта )
У = (1,04 1,81) – для радиально-упорных, однорядных (угол контакта )

= (1 1,2) – коэффициент, учитывающий влияние условий работы ( спокойная
работа, легкие толчки, кратковременные перегрузки);
К r = 1 при t 100 o C
Долговечность подшипника в часах определяем по формуле
;

где: L h – долговечность подшипника, час;
n – частота вращения подшипника, об/мин.
Выполнение расчета подшипников быстроходного вала осуществляется в
следующей последовательности:

6.2 Расчет подшипников качения на статическую грузоподъемность
Рассчитаем шариковый радиально-упорный подшипник.
Выполнение расчета подшипника осуществляется в следующей
последовательности:
6.2.1 Определим радиальную нагрузку, действующую на опоры
подшипников, исходя из расчета вала на сложное сопротивление по найденным
величинам реакций в опорах

6.2.2 Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

P =

6.2.3 Из таблицы 13, по значению диаметра вала =55мм, для подшипников
311находим:
C = 37,1*(динамическая грузоподъёмность)
=26,2(статическая грузоподъёмность)
Из кинематического и силового расчёта косозубой передачи
применяем:
300об/мин(ведущий вал)
=2833H(осевая нагрузка)

6.2.4 определим долговечность подшипников (L) в млн. оборотов по
формуле:

6.2.5 Определяем долговечность подшипника в часах:

6.2.6 Определим расчет подшипника на статическую нагрузку по формулам:

где
коэффициенты для однорядных подшипников

При расчете подшипник на статическую грузоподъемность должно
соблюдаться условие

где
– коэффициент надежности при статическом нагружении при высоких

требованиях к легкости вращения

Условие соблюдено

7. ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК
Наибольшее распространение в машиностроении получили призматические
шпонки, обладающие повышенной несущей способностью и позволяющие
осуществить закрепление на валу зубчатых колес (шкивов, звездоче) с малой
длиной ступицы.
Размеры шпонки (ширину в, высоту h, глубину паза вала t1 и ступицы t2)
выбирают в зависимости от диаметра (d’) вала по ГОСТ 23360 -78 (таблица 1).
Таблица 2. Параметры призматических шпонок

b

Диаметр вала d

Сечение шпонки Глубина паза
b b вала t 1 cтупицы
t 2

Размеры, мм
22 до 30 8 7 4 3,3
30 до 38 10 8 5 3,3
38 до 44 12 8 5 3,3
44 до 50 14 9 5,5 3,8
50 до 58 16 10 6 4,3
58 до 65 18 11 7 4,4

Примечание. Длины шпонок l выбирают из ряда: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25,
28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100…, 500.
Длину шпонки конструктивно принимают на (5 10) мм меньше длины
ступицы и согласовывают со стандартом.
Прочность выбранной шпонки проверяют по напряжениям на смятие:

;
где: M к – крутящий момент на валу, н м

d - диаметр вала, мм
h - высота шпонки, мм
t 1 –глубина паза вала, мм
l p = l – в – рабочая длина шпонки, мм
l – длина шпонки, мм
в – ширина шпонки, мм
- допускаемое напряжение на смятие

Напряжение на срез в сечении шпонки определяют из условия прочности:
;

где: = 60 н/мм 2 – допускаемое напряжение на срез.
Выбор и расчет для соединения зубчатого колеса и тихоходного вала и
одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:

7.1. Определяем основные расчетные данные, к которым относятся:
 крутящий момент на тихоходном валу равный М к = М 2 = 1108 н м = 1108 х
10 3 н мм;
 диаметр тихоходного вала равный d 3 = 82 мм;
 ширина ступицы зубчатого колеса равная l cт = 120 мм;

7.2. Согласно ГОСТ 23360-78 для диаметра находим параметры шпонки:
 высота шпонки h = 14 мм
 ширина шпонки в = 22 мм
 глубина паза вала t 1 = 9 мм
 длина шпонки l = 110 мм
 рабочая длина шпонки l р = l – в = 110 – 22 = 88 мм

7.3. Определяем прочность шпонки на смятие по формуле
61 н/мм 2 < 120 н/мм 2

Прочность обеспечена.
7.4. Определяем прочность на срез по формуле
10 н/мм 2 < 60 н/мм 2

Прочность обеспечена.

8. ВЫБОР МУФТЫ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ
Для передачи момента на ведущий вал редуктора применяем упругие
втулочно-пальцевые муфты МУВП (ГОСТ 21424-75)
Сила, с которой муфта давит на ведущий вал редуктора, определяется по
формуле:

где: F M – окружная сила, действующая на ведущий вал редуктора, Н
F 1 –окружная сила, Н
Конструкция муфты представлена на рисунке 5.

dст

dст
d
D

Da

d

da
dn

Рис. 5 – Муфта МУВП

Таблица 3. Основные размеры муфты
1.

d,
мм

2.

D
,
м
м
3.

l m
ax,
м
м

4.

Допуска
емый
5.

Крутящ
ий
6. Момент
М к н. м

7.

Допуск
аемое
8.

n,
об/мин

9.

Остал
ьные
праме
тры

10. 1 11. 2 12. 3 13. 4 14. 5 15. 6
16. 16,
18
17. 20,
22
18. 25,
28
19.

(30)
, 32
(35)
, 36,
(38)
20. 40,
(42),
45
21.

(48)
, 50,
55
22.

28.

9
0
29.

1
0
0
30.

1
2
0
31.

1
4
0
32.
33.

44.

8
1
45.

1
0
1
46.

1
2
5
47.

1
6
5
48.
49.

60. 3, 15
61. 6,3
62. 12,5
63. 250
64.
65.
66. 500
67. 710
68.
69. 1000
70. 2000
71. 4000
72.
73. 8000
74.
75. 16000

76. 6350
77. 5700
78. 4600
79. 3800
80.
81.
82. 3600
83. 3000
84.
85. 2350
86. 2300
87. 1800
88.
89. 1450
90.
91. 1150

92. d cv 2d
93. b = (1
0,8)
d
94. a b
– (0,2
0,3)d
95. K
a/2
96.
97.
98.
99. d н
(0,5
0,3)d;
100.

d n
2d к ;
101.

D (3

60,(
65),
63
24. 70,
(75),
71
25. 80,
(85),
90,
(95)
26. 100,
110,
(120
)
27. 125,
(130),
140,
(150
)

1
7
0
35.

1
9
0

37.

2
2
0
38.

2
5
0
39.

3
2
0

41.

4
0
0

43.

5
0

2
2
5
51.

2
2
6

53.

2
2
6
54.

2
8
8
55.

3
5
0

57.

4
3
2

59.

5
1

3,5)d;
число
пальц
ев х =
6 10

0 5

Выбор муфты осуществляем исходя из следующих соображений:

 расчетами установлено, что выступающий конец быстроходного вала
редуктора имеет диаметр d 1 = 46 мм
 крутящий момент на ведущем валу редуктора равен М 1 = 377 н м
 допускаемый крутящий момент на ведущем валу редуктора
определяется по формуле

Окончательно принимаем муфту МУВП со следующими параметрами [9,c. 90,
таблица 17]:
d = 40 мм
D = 170 мм
L = 285 мм
в = d = 40 мм
= в – 0,2d = 46 – 0,2 x 9 = 31 мм
К = = 31/2 = 15,5 мм
Расчетные параметры соответствуют выбранному элементу из табл. 3…

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной работе выполнены упрощенные расчеты привода, а именно
сделан выбор электродвигателя привода, проведен кинематический и силовой
расчет привода, расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора,
расчет валов редуктора с указанием их размеров.
Проведен анализ реакций в опорах подшипников и построены эпюры
изгибающих и крутящих моментов, сделан расчет подшипников качения на
динамическую и статическую грузоподъемность.
Произведён выбор и расчёт шпонок и выбор муфты для соединения валов.

На основании проведенных расчетов были выполнены следующие чертежи:
 ОПД.03. Х25.002 – чертеж цилиндрической зубчатой передачи;
 ОПД.03.Х25.003 – чертеж ведомого вала редуктора;
 ОПД.03.Х25.004 – чертеж муфты.

ЛИТЕРАТУРА:
ОСНОВНАЯ:
1. Мовнин, М.С. Основы технической механики : учебник / М.С. Мовнин,
А.Б. Израелит, А.Г. Рубашкин ; ред. П.И. Бегуна. - 5-е изд., перераб. и доп. -
Санкт-Петербург : Политехника, 2011. - 288 с. : схем., табл. - ISBN 978-5-
7325-0967-0 То же [Электронный ресурс]. - URL:
http://biblioclub.ru/index.php?page=book&id=125089 (12.10.2018).8).

ДОПОЛНИТЕЛЬНАЯ:
1. Завистовский, В.Э. Техническая механика : учебное пособие / В.Э.
Завистовский, 2. Л.С. Турищев. - Минск : РИПО, 2015. - 368 с. : схем.,
табл., ил. - Библиогр.: с. 354-355. - ISBN 978-985-503-444-6 ; То же
[Электронный ресурс]. - URL:
http://biblioclub.ru/index.php?page=book&id=463706 (12.10.201Библиографическое
описание / Аннотация / Содержание
3. Дукмасова, И.В. Основы технической механики: лабораторный практикум
: учебное пособие / И.В. Дукмасова. - Минск : РИПО, 2018. - 168 с. : схем.,
табл., ил. - Библиогр.:
5. Кудрявцев В. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – СПб:
Машиностроение, 1994.
6. Чернавский С.Л. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:
Машиностроение, 1999.
7. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и
механизмов. – М.: Высшая школа, 1990.
8. Шейиблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград:
Янтарный сказ, 1999.
9.Шашков Н.А. Шашкова Е.Н. Техническая механика. Упрощенные расчеты
привода и проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора
//Руководство к выполнению курсового проекта. – СПБ: Изд. СПбМРК, 2006.
– 138