Проектирование и сборка редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

39

Введение

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость в приводах от двигателей к рабочей машине и состоящий из зубчатых или червячных передачах, установленных в отдельном корпусе.

Редукторы широко применяют в различных отраслях машиностроения и поэтому они весьма разнообразны по своим кинематическим схемам и конструктивному исполнению. Редукторы бывают с цилиндрическими и коническими зубчатыми колёсами, а также с червячными парами. Зубчатые колёса могут быть с прямыми, косыми, круговыми и шевронными зубьями. Вид и конструкция редуктора определяется типом, расположением и количеством отдельных передач (ступеней).

Различают следующие виды редукторов:

По типу передачи - цилиндрические зубчатые, конические зубчатые, червячные, коническо-цилиндрические зубчатые, червячно-цилиндрические и другие.

По числу ступеней - одно-, двух-, трёхступенчатые и так далее.

По расположению валов и зубчатых колёс - горизонтальные и вертикальные.

Наиболее часто в машиностроении используют двухступенчатые редукторы, для которых передаточное число u?40.

Корпуса редукторов должны быть прочными и жёсткими. Их отливают из серого чугуна, а для червячных редукторов - также из алюминиевых сплавов. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняются разъёмными.

Опорами валов редукторов, как правило, являются подшипники качения.

1. Техническая часть

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД привода

,

где з1=0.98 - КПД пары цилиндрических зубчатых колёс;

з2=0.99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения; з3=0.92 - КПД открытой цепной передачи;

з4=0.99 - КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана.

з=0,98*0,99²*0,92*0,99=0,875.

Определяем мощность на валу электродвигателя

,

Р_б = 2,5*1,3=3,25 кВт.

Определяем требуемую мощность электродвигателя

,

Р_тр= 3,25/0,875=3,71 кВт.

Определяем угловую скорость барабана

,

= 2*1,3/0,4=6,5 с^-1

Определяем частоту вращения барабана

=30*6,5/3,14=62 мин^-1

Определяем номинальную мощность электродвигателя

Pном?Pтр, Pном=4 кВт.

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя

nтр,=nб*u1*u2

где u1=5 - передаточное число для цилиндрического зубчатого редуктора;

u2=3 - передаточное число для цепной передачи.

nтр =62*5*3=930 мин^-1.

Выбираем электродвигатель 4A112МВ6У3

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя

nном=nс(1-S),

где nс =1000 мин^-1 - синхронная частота вращения;

S=5,1% - скольжение

n_ном=1000(1-0,051)=949 мин^-1.

Определяем общее передаточное число

Uобщ=

U_общ=949/62=15,31

Уточняем передаточное число цепной передачи

U2=

U₂=15,31/5=3,06

Определяем частоту вращения валов привода

В промежуточном приводе три вала

n₁=n_ном=949 мин^-1,

мин^-1,

n₃=n₂/u₂=189,8/3,06=62 мин^-1

Определяем угловую скорость валов привода

.

Определяем вращающие моменты на валах

T₁=P_тр/₁=3,71*1000/99,3=37,4н*м

T₂=Т₁*U₁=37,4*5=187н*м

T₃=T₂*U₂=187*3,06=572н*м

1.2 Расчёт зубчатых колёс редуктора

1 Выбираем материал и термообработку колёс

Рекомендуется назначить для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствие термической обработки, так как твёрдость поверхности зубьев шестерни на 20…30 единиц Бринелля выше, чем колеса.

Для шестерни:

Материал - сталь 45; термическая обработка - улучшение; твёрдость HB 230 табл. 3.3 [1]

Для колеса:

Материал - сталь 45; термическая обработка - улучшение; твёрдость HB 200 табл. 3.3 [1]

2 Определяем допускаемые контактные напряжения

Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов; KнK=1 - коэффициент долговечности;

=1,10 - коэффициент безопасности.

Для шестерни:[GН1]=(2HB1+70)KнL/[Sн],

[G_H1]=(2*230+70)*1/1.1=482 МПа

Для колеса: :[GН2]=(2HB2+70)KнL/[Sн],

[G_H2]=(2*200+70)*1/1,1=427 МПа

Определяем расчетное допускаемое контактное напряжение:

[G_н]=0,45*(482+427)=409МПа

Требуемое условие

.,

409<525 - выполнено.

3 Определяем межосевое расстояние зубчатой передачи

где - для косозубых и шевронных колес с. 32 [1];

- передаточное число редуктора;

T2=187 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

- табл. 3.1 [1] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

а_w=43*(5+1)*³187*10³*1,25/409²*5²*0,4=134 мм

Принимаем ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 с. 36 [1]

4 Определяем модуль зацепления, согласно рекомендации с. 36 [1]

Принимаем по ГОСТ 9563-60* с. 36 [1] 2 мм.

5 Принимаем предварительно угол наклона зубьев.

Принимаем для расчета в=10?.

6 Определяем число зубьев шестерни и колеса

Шестерня:

Принимаем Z1=23

Колесо:

7 Уточняем значение угла наклона зубьев

8 Определяем основные размеры шестерни и колеса

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

9 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

10 Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи

11 Определяем коэффициент нагрузки

,

где =1,165 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца табл. 3.5 [1];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями табл. 3.4 [1];

- динамический коэффициент табл. 3.6 [1];

12 Проверяем зубья на прочность по контактным напряжениям

Требуемое условие прочности:

,

369<409 - выполнено.

13 Определение сил, действующих в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

1.2.14 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

,

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму зуба;

- коэффициент компенсации погрешности;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент нагрузки:

,

где 4 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба табл. 3.7 [1];

КF=1,1 - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки табл. 3.8 [1]

Коэффициент следует выбирать по эквивалентному числу зубьев.

У шестерни:

У колеса:

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем коэффициент :

Определяем коэффициент :

,

где - коэффициент торцевого перекрытия

Определяем допускаемое напряжение табл. 3.9 [1]

,

где - предел выносливости (при нулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент безопасности.

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем коэффициент безопасности:

,

где ;

табл. 3.9 [1];

.

Определяем допускаемое напряжение для шестерни:

Определяем допускаемое напряжение для колеса:

Находим отклонение для шестерни:

Находим отклонение для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которых найденное отклонение меньше:

,

,

Условие прочности выполнено.

Таблица 1. - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	140	Угол наклона зубьев	9?42'
Модуль зацепления	2	Диаметр делительной окружности шестерни колеса	46,66 233,34
Ширина зубчатого венца шестерни колеса	61 56
Число зубьев шестерни колеса	23 115	Диаметр окружности вершин шестерни колеса	50,66 237,34
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Контактные напряжения GнМПа	409	369
Напряжение изгиба GF2 МПа	206	65

1.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

В проектируемом редукторе применяем для валов сталь 45.

1 Выбираем допускаемые напряжения на кручение 1.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

В проектируемом редукторе применяем для валов сталь 45.

2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение

3 Определяем геометрические параметры ступеней вала колеса

4 Определяем геометрические параметры вала шестерни.

Определяем диаметр первой ступени вала шестерни:

Гдедопускаемое напряжение на кручение

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала, выбираем для соединения валов муфту УВП.

dДВ=32 мм

Принимаем .

Диаметр второй ступени вала шестерни, под подшипник:

Диаметр третьей ступени вала шестерни:

,

где - фаска подшипника ПЗ [1]

Принимаем по стандартному ряду .

Диаметр четвертой ступени вала шестерни:

Длина первой ступени вала шестерни:

Принимаем по стандартному ряду .

Длина второй ступени вала шестерни:

Принимаем по стандартному ряду .

Длина третьей ступени вала шестерни:

,

где - ширина шестерни

Принимаем по стандартному ряду .

Длина четвертой ступени вала шестерни:

,

где - ширина радиального шарикоподшипника ПЗ [1]

Рисунок 1. - Конструкция ведущего вала

Определяем геометрические параметры ступеней вала колеса

Принимаем по стандартному ряду .

Диаметр второй ступени вала колеса:

Диаметр третьей ступени вала колеса:

,

где - фаска подшипника ПЗ [1]

Принимаем по стандартному ряду .

Диаметр четвертой ступени вала колеса:

Длина первой ступени вала колеса:

Принимаем по стандартному ряду .

Длина второй ступени вала колеса:

Принимаем по стандартному ряду .

Длина третьей ступени вала колеса:

,

где - ширина колеса

Принимаем по стандартному ряду .

Длина четвертой ступени вала колеса:

,

где - ширина радиального шарикоподшипника ПЗ [1]

Принимаем по стандартному ряду .

Рисунок 2. - Конструкция ведомого вала

1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены:

Колесо кованое. Его размеры определены:

1 Определяем диаметр ступицы колеса

Принимаем по стандартному ряду

Определяем длину ступицы колеса

Принимаем

3 Определяем толщину обода колеса

Принимаем

4 Определяем толщину диска колеса

5 Определяем диаметр центровой окружности



,

6 Определяем диаметр отверстия

7 Определяем толщину ребер

8 Определяем фаску

1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

1 Определяем толщину стенок корпуса и крышки

Принимаем

Принимаем

2 Определяем толщину фланцев поясов корпуса и пояса крышки

Толщина верхнего пояса корпуса:

Толщина верхнего пояса крышки:

Толщина нижнего пояса корпуса:

Принимаем

3 Определяем диаметр фундаментных болтов

Принимаем болты с резьбой М16

4 Определяем диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников

Принимаем болты с резьбой М12

5 Определяем диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с резьбой М10

6 Определяем диаметр болтов, крепящих крышку подшипника

Принимаем болты с резьбой М8

1.6 Расчет цепной передачи

редуктор электродвигатель шестерня колесо

1 Определяем шаг цепи

где - вращающий момент на ведущей звездочке;

- расчётный коэффициент нагрузки;

- число зубьев ведущей звездочки;

- допускаемое давление шарниров цепи табл. 7.18[1], задается ориентировочно, как среднее значение.

где - динамический коэффициент;

- коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров;

- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

- коэффициент, при непрерывной смазке;

- коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки;

- шаг однорядной цепи;

Принимаем по табл. 7.15[1]

Цепь ПР-31.75-88.50 по ГОСТ 13568-75, имеющую ; разрушающую нагрузку; массу ; - проекция опорной проекции шарнира.

2 Определяем число зубьев ведомой звездочки

Принимаем

3 Определяем фактическое передаточное число

Отклонение , что допустимо

4 Определяем скорость цепи

5 Определяем окружную силу

1.6.6 Проверяем и уточняем давление в шарнире

,

где табл. 7.18[1]

- условие прочности выполнено

7 Определяем число звеньев цепи

, где

;

Округляем до целого числа Lt=152

8 Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

,

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265*0,004?5 мм.

9 Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

10 Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где - диаметр ролика цепи табл. 7.15[1];

12 Определяем силы действующие на цепь

Окружная сила - определена выше.

От центробежных сил:

,

где табл. 7.15[1].

От провисания:

где при угле наклона 45? с. 151[1].

Расчетная нагрузка на валы:

13 Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса (см. табл. 7.19[1]); следовательно, условие выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки:

Принимаем

Толщина диска звездочки:

,

где - расстояние между пластинками внутреннего звена.

1.7 Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочек относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Таблица 2. - Шарикоподшипники радиальные однорядные

Условное обозначение подшипника		D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм
206	30	62	16	19,5	10,0
208	40	80	18	32,0	17,8

1.8 Проверка долговечности подшипников

1 Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем: и из первого этапа компоновки: .

Реакции опор:

В плоскости XZ:

В плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206 (см. приложение таблицы ПЗ): .

Эквивалентная нагрузка:

,

в которой радиальная нагрузка осевая нагрузка V=1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (см. табл. 9.19[1]); (см. табл. 9.20[1]).

Отношение - этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует

Отношение

;

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

,

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Определяем значения изгибающих моментов:

- от сил, лежащих в горизонтальной плоскости

- от сил, лежащих в вертикальной плоскости

Определяем значение крутящего момента:

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Нагрузка на вал от цепной передачи

Составляющие этой нагрузки:

Из первого этапа компоновки .

Реакции опор:

В плоскости XZ:

Проверка:

В плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции:



Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 311 (см. приложение таблицы ПЗ): .

Отношение - этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует

Отношение X=1 и Y=0. Поэтому

,

где, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.

Расчетная долговечность, млн.об

Расчетная долговечность, ч

;

где - частота вращения ведомого вала.

Определяем значения изгибающих моментов:

- от сил, лежащих в горизонтальной плоскости

- от сил, лежащих в вертикальной плоскости

Определяем значение крутящего момента:

Определяем суммарный изгибающий момент:

- под зубчатым колесом

- под подшипником

1.9 Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки редуктора имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

1.10 Проверка прочности шпоночных соединений

1 Выбор типа шпонки и материала.

Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-88 таблица 8.9 [1].

Материал шпонок - Сталь 45 нормализованная.

2 Проверим шпоночное соединение на смятие

Ведущий вал:

(при длине ступицы полумуфты МУВП=60 мм табл. 11.5 [1]).

Момент .

Для чугуна (материал полумуфты МУВП - чугун марки СЧ20)

,

условие прочности на смятие выполнено.

Ведомый вал:

Из двух шпонок под зубчатым колесом и под звездочкой - наиболее нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под звездочкой; (при длине ступицы звездочки

Вращающий момент .

Материал звездочки - термообработанная углеродистая сталь.

,

условие прочности на смятие выполнено.

1.11 Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения для изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [S]. Прочность соблюдена при S?[S].

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. Сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.3[1] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае ) среднее значение.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

1.11.1 Проверим прочность в сечении первой ступени вала шестерни, проходящим через шпоночный паз.

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Рассчитываем на кручение:

,

где - амплитуда от нулевого цикла;

- среднее напряжение от нулевого цикла;

- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

- коэффициент с .166

При по табл. 8.9[1]

Принимаем табл. 8.5[1]

,

где длина полумуфты

Принимаем табл. 8.5; 8.8[1]

При

Результирующий коэффициент запаса прочности:

,

где - требуемый коэффициент запаса прочности.

Ведомый вал:

Материал вала - Сталь 45, термическая обработка - улучшение.

табл. 3.3[1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А

2 Проверим прочность вала в сечении третьей ступени под колесом.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

При по табл. 8.9[1]

Принимаем табл. 8.5[1], с. 166[1]

При с. 163[1]

табл. 8.5[1]

табл. 8.5[1]

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Условие прочности выполнено.

Сечение К-К

3 Проверим прочность вала в сечении второй ступени под подшипником.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Для касательных напряжений:

Принимаем табл. 8.7[1]

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:

Условие прочности выполнено. Сечение Л-Л

4 Концентрация напряжений обусловлена переходом от =40 к =36: при и.

Коэффициенты концентрации напряжений: и

Масштабные факторы: табл. 8.8[1].

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:

Условие прочности выполнено.

Сечение Б-Б

5 Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5)

и

Изгибающий момент (положим х1=60 мм)

Момент сопротивления сечения нетто при b=10 мм и t1=5 мм

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности

Результат коэффициента запаса прочности для сечения Б-Б

>2,5.

1.12 Вычерчивание редуктора

Редуктор вычерчивается в двух проекциях на листе формата А1 () в масштабе 1:1 с основной надписью и спецификацией.

1.13 Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников

Посадки назначаем в соответствии с указанными данными в таблице 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 10.13 [1].

1.14 Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 к Вт передаваемой мощности:

V=0.25*3.71 =0.9 дм³

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _н=409 МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна. По таблице 10.10 [1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (таблица 9.14 [1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

1.15 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100°С; в ведомый вал закладывают шпонку 18 Ч 11 Ч 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности 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 подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Список литературы

1. Чернавский С.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин» - М: Машиностроение, 1988.

2. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. «Детали машин» - М: Высшая школа, 1987.

3. Федоренко В.А., Шошин А.Н. «Справочник по машиностроительному черчению» - Л: Машиностроение, 1983.

Размещено на Allbest.ru