Проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой

Размещено на http://www.allbest.ru/

Привод червячно-ременной

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные:

Привод нереверсивный

угловая скорость выходного вала привода 5 рад/мин.

частота вращения

об/мин

Мощность на выходном валу 2, 5 кВт.

Срок службы привода 6000 часов.

Оглавление

электродвигатель редуктор вал червячное колесо

Введение

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Расчёт червячного редуктора

Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Геометрические параметры корпуса редуктора

Выбор подшипников качения

Расчет ременной передачи

Проверка долговечности подшипников

Тепловой расчёт редуктора

Проверка прочности шпоночных соединений

Уточнённый расчёт валов

Посадки основных деталей редуктора

Выбор сорта масла

Сборка редуктора

Литература

Введение

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.

Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, от должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 2. 2[5, с. 40] принимаем:

КПД ременной передачи =0, 96;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения =0, 99;

КПД червячной передачи =0, 8;

КПД муфты =0, 98;

Общий КПД привода

= 0, 96Ч 0, 99Ч 0, 8 Ч0, 98=0, 738;

Требуемая мощность электродвигателя

=/ =2, 5/0, 738=3, 39 кВт;

По табл. П3[4, с. 328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А100L4. Его основные параметры:

=4 кВт, п=1500 об/мин, =28 мм, s=4, 7%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения

=п (1-s) =1500 (1-0, 047) =1429, 5 об/мин.

Передаточное отношение привода:

U= =1429, 5 /47, 8=30;

Руководствуясь рекомендациями литературы [4, с. 7], а также

стандартным рядом передаточных чисел, принимаем:

передаточное отношение редуктора =16;

тогда передаточное отношение ременной передачи

= =30/16=1, 9;

Ближайшее стандартное значение - 2;

Погрешность u= [ (2-1, 9) / 1, 9]Ч100% =5, 3% >[u];

[u]=3%;

Итак, принимаем =1, 9; =16;

Определяем частоту вращения,

угловую скорости, крутящий момент на валах привода:

=1429, 5 об/мин;

=1429, 5/1, 9=752, 4 об/мин;

=752, 4/16=47 об/мин;

= 3, 14Ч1429, 5 /30 =149, 6 рад/с;

=149, 6/1, 9=78, 7 рад/с;

=78, 7/16=4, 9 рад/с;

=3390/ 149, 6 =22, 7 Н м;

=22, 7Нм;

=22, 7Ч1, 9Ч0, 96Ч0, 99=40, 99 Н м;

= 40, 99Ч16Ч 0, 99Ч0, 8=519, 4 Н м;

=519, 4Ч0, 98=509 Н м.Расчёт червячного редуктора

Согласно рекомендаций [5, с. 54], принимаем для червяка материал - Сталь45 с закалкой до твёрдости HRC45, шлифование и полирование витков червяка.

Для выбора материала венца червячного колеса определим скорость его скольжения[5, c. 54]:

м/с

Здесь - момент кручения на выходном валу редуктора;

- угловая скорость выходного вала;

При таком значении по табл. 3. 5[5, c. 54]принимаем для венца червячного колеса Бронзу Бр. О5Ц5С5 (отливка в землю).

Допускаемые контактные напряжения по табл. 3. 6[5. c. 55] для данной группы материалов определяем по формуле

МПа;

Межосевое расстояние [5, c. 74]

мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение мм.

Число витков червяка z: по рекомендациям [5, c. 71] при

принимаем

Число зубьев червячного колеса

=2Ч16=32;

Модуль зацепления [5, c. 71]

m=мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение m=8мм.

Коэффициент диаметра червяка [5, c. 72]

q= (0, 212-0, 25) = (0, 212-0, 25) 32=6, 78-8; принимаем q=8;

Коэффициент смещения инструмента

;

Фактическое значение межосевого расстояния

Основные геометрические параметры передачи:

а) основные размеры червяка:

делительный диаметр

8Ч8=64 мм;

диаметр вершин витков

=80 мм;

диаметр впадин витков

=44, 8 мм;

длина нарезаемой части червяка, при 2 червяка

мм;

примем 152 мм;

делительный угол подъема витка при 2 и 8

согласно [5, с. 73]

=arctg (2/8) =14, 03624

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

32Ч8=256 мм;

диаметр вершин зубьев

мм;

диаметр впадин зубьев

=236, 8 мм;

наибольший диаметр колеса

мм;

ширина венца при

мм.

Принимаем мм.

Радиусы закруглений зубьев

мм.

мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2:

;

Окружная скорость червяка

м/с,

где - частота вращения червяка.

Скорость скольжения

м/с

Предположение о величине скорости вращения оказалось верным.

Согласно [4, 9, с. 77], угол трения .

10. КПД червячной передачи [5, c. 74]

;

11. Силы в зацеплении: окружная для червяка и осевая для колеса

Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

Н;

радиальная на колесе и червяке

1476 Н.

Коэффициент нагрузки k=1 при v<3 м/с. [5, c. 74]

Допускаемые контактные напряжения (по уточнённой скорости скольжения)

МПа;

Проверка контактных напряжений

[5, c. 74]

Проверка напряжений изгиба

; [5, c. 74]

Эквивалентное число зубьев колеса

тогда, согласно [5, с. 75], коэффициент формы зуба 1, 64.

Допускаемое напряжение изгиба

; [5, c. 55]

Для Бронзы Бр. О5Ц5С5 МПа, МПа;

Коэффициент долговечности ;

Где =4000000 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующих пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

где w - угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс) ;

для червяка циклов

для колеса циклов

Так как и , то ;

МПа;

Напряжение изгиба =10 МПа, что меньше допускаемого.

Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

1. Червячный вал.

Ориентировочный диаметр выходного конца вала

мм

где - крутящий момент, Нмм;

- пониженное значение допускаемого напряжения на

кручение, МПа. В соответствии с [4, c. 241], пониженное значение напряжения на кручение принимаем, учитывая нагрузку от ременной передачи МПа.

Принимаем мм.

Под подшипниками принимаем мм.

Длина нарезанной части мм (определено ранее).

Расстояние между опорами червяка принимаем мм.

2. Ведомый вал.

В соответствии с [4, c. 241], принимаем =20 МПа;

мм,

примем55 мм;

под подшипниками принимаем d=65 мм.

Под зубчатым колесом =75 мм.

Диаметр ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем мм.

Длина ступицы червячного колеса

мм.

Принимаем мм.

Толщина обода центра колеса

=2Ч8=16 мм.

Принимаем мм.

Минимальная толщина венца

=2Ч8=16 мм. Принимаем мм

Толщина диска колеса

=0, 25Ч60=15 мм.

Принимаем мм.

Геометрические параметры корпуса редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, с. 238] примем материал для корпуса СЧ 15-32 ГОСТ 1412-70.

Размеры основных элементов корпуса согласно [4, с. 242] и [5, c. 216]:

толщина стенки одноступенчатого червячного редуктора:

основания =8, 4 мм;

крышки=7, 12 мм;

Принимаем мм.

толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

=1, 5Ч8=12 мм;

толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

=1, 5Ч8=12 мм;

толщина нижнего пояса корпуса:

=18, 8 мм; Принимаем мм.

диаметр фундаментных болтов

=16, 8-17, 76 мм; принимаем 16мм.

диаметр болтов у подшипников

=11, 2-12 мм; принимаем 12мм.

диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой

=8-9, 6 мм; принимаем 10мм.

Выбор подшипников качения

Согласно кинематической схемы привода предварительно выбираем для червячного вала конические роликоподшипники лёгкой серии, для ведомого вала конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Ведущий вал: 7206 (d=30 мм, D=62 мм, Т=17, 25 мм, С=31 кН, С=22 Кн) ;

здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.

Ведомый вал: 7313 (d=65мм, D=140 мм, Т=36 мм, С=146 Кн, Со=112 Кн.)

Расчет ременной передачи

По номограмме на рис. 7. 3[4, с. 134] при n1=1429, 5 об/мин и Рдв=3, 39 кВт принимаем сечение клинового ремня 0.

Вращающий момент Т1=22, 7 Н м (определён ранее).

Диаметр меньшего шкива

d1= (3-4) = (3-4) =84, 9-113, 3 мм.

По табл. 7. 8[4, с. 132] принимаем d1=80 мм.

Диаметр большего шкива

d2=uремЧd1 (1-) =1, 9Ч80 (1-0, 015) =149, 7 мм.

Принимаем d2=150 мм.

Здесь =0, 015 - относительное скольжение.

Уточняем передаточное отношение

ирем=d2/d1 (1-) =150/80 (1-0, 015) =1, 9.

Итак: d1=100 мм; d2=187 мм.

6. Межосевое расстояние принимаем в интервале

Amin=0, 55 (d1+d2) +T0=0, 55 (80+150) +6=132, 5 мм.

Аmax=2Ч (d1+d2) =2 (80+150) =460 мм;

где Т0=6 мм (высота сечения ремня 0)

Принимаем предварительно близкое к среднему значение а=296 мм.

7. Расчётная длина ремня

L=2Aр+0, 5П (d1+d2) + (d2-d1) /4Aр=

=2Ч296+0, 5Ч3, 14 (80+150) + (150-80) /4Ч296=957, 7 мм

Ближайшее стандартное значение L=1000 мм.

Уточнённое значение межосевого расстояния АР с учётом стандартной длины ремня L

Aр=0, 25Ч[ (L-w+ ];

Где w=0, 5П (d1+d2) =0, 5Ч3, 14 (80+160) =376, 8 мм;

y= (d2-d1) = (150-80) =4900;

Aр=0, 25Ч[ (1000-376, 8) +]=318 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения и увеличения АW:

в меньшую сторону на 0, 01L=0, 01Ч1000=10 мм;

в большую сторону на 0, 025L=0, 025Ч1000=25 мм.

Угол обхвата меньшего шкива

1=180-57Ч (d2-d1) /AР=180-57Ч (150-80) /318=167, 43390

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7. 10 [4, с. 136] ср=1, 0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7. 9 [4, с. 135] СL=0, 92.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата С=0, 92 [4, с. 135].

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче СZ=0, 9 [4, с. 135].

Число ремней в передаче

z=PЧCр / Р0ЧСLЧCЧCZ=3, 39Ч1, 0 / 0, 8Ч0, 92Ч0, 92Ч0, 9=5, 56

здесь Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым

ремнём Р0=0, 8 кВт; принимаем z=6;

Натяжение ветви клинового ремня

F0= (850ЧPЧCРЧСL / zЧvЧC),

где скорость

v=0, 5ЧwдвЧd1=0, 5Ч149, 6Ч0, 08=5, 98 м/с;

F0=[ (850Ч3. 39Ч1Ч0, 92) / (6Ч5, 96Ч0, 92) ] =80. 6 Н;

Давление на валы

FB=2F0ЧzЧsin (/2) =2Ч80. 6Ч6Чsin (167, 4339 / 2) =961. 4 Н;

17. Окружная сила

Ft=РномЧ1000/v=3. 39Ч1000/5, 98=566. 9 Н.

Силы натяжения: ведущий

F1=F0+Ft/2z=80. 6+566. 9/12=127. 8 Н;

ведомый:

F2=F0-Ft/2z=33. 4 Н.

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении

окружная для червяка и осевая для колеса

1281Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

4058 Н;

радиальная на колесе и червяке

1476 Н.

Нагрузка на вал от ременной передачи Rр=566. 9Н.

Из 1-го этапа компоновки имеем: мм, мм, мм.

Реакции опор в плоскости YZ

Н;

Н;

Проверка:

Реакции опор в плоскости XZ

Н;

Н

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7206 (d=30 мм, D=62 мм, Т=17, 25 мм, С=31 кН, С=22 Кн) ; ;

Коэффициент осевого нагружения е=0, 36; коэффициент Y=1, 64; [4, c. 342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

Рассмотрим левый подшипник «1»:

Отношение

;

Осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c. 118]

Рассмотрим правый подшипник «2»:

Отношение

;

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:

Н;

Расчётная долговечность, млн. об.

. об.

Расчётная долговечность, ч

ч;

Полученное значение больше срока службы привода Т=6000ч.,

Изгибающие моменты на ведущем валу:

Мx2=RpЧl0=566, 9 Ч78, 1=44274, 9 Нмм.

Mx1= Rx1Чl1=395, 7Ч125, 1=49502, 1 Нмм

Mx1'= RpЧ (l0+l2) -Rx2Чl2=566, 9 (78, 1+125, 1) +513Ч125, 1=179370, 4 Нмм

My1= Ry1Чl1=640, 5Ч125= 80000Нмм

My2= Ry2Чl2=640, 5Ч125= 80000Нмм

Расчётная схема ведущего вала

Ведомый вал

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении

окружная для червяка и осевая для колеса

1281Н;

окружная для колеса и осевая для червяка

4058 Н;

радиальная на колесе и червяке

1476 Н.

Из 1-го этапа компоновки имеем: мм.

Реакции опор в плоскости ZY

Н;

Реакции опор в плоскости XZ

Н;

Н;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7313 (d=65мм, D=140 мм, Т=36 мм, С=146 Кн, Со=112 Кн

Коэффициент осевого нагружения е=0, 3; коэффициент Y=1, 97; [4, c. 342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

Рассмотрим левый подшипник «1»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c. 118]

Рассмотрим правый подшипник «2»:

Отношение

;

поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:

Н

Здесь для данных условий коэффициенты ; [4, c. 118]

Долговечность рассчитываем для наиболее нагруженной опоры.

Расчётная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчётная долговечность, ч

ч;

Полученное значение больше срока службы привода Т=6000 часов.

Изгибающие моменты на ведомом валу:

Mx3= Rx3Чl3=2088Ч60, 67=126678, 96Нмм

Mx4= Rx4Чl3=612Ч60, 67=37130 Нмм

MZ3= RZ3Чl3=2029Ч60, 67=123099 Нмм

MZ4= RZ4Чl3=2029Ч60, 67=123099Нмм

Расчётная схема ведомого вала

Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности

F=0. 54 кв. м.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

,

где - требуемая мощность электродвигателя;

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи Вт/

Тогда

Допускаемый перепад температур .

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок - сталь45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности

=2T/ d (h-t) (l-b) ;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

=120 МПа;

Ведущий вал: d=25мм, b-h-l=8-7-28 мм; =4 мм; =40, 99 Нм;

=2Ч40990/25Ч (7-4) (28-8) =54, 6 МПа<

Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=75 мм, b-h-l=22-14-63 мм, =9 мм; =519, 4 Нм;

=2Ч519400/75Ч (14-9) (63-22) =67, 6 МПа<

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

d=55 мм, b-h-l=16-10-63; =6 мм;

=2Ч519400/55Ч (10-6) (63-16) =100 МПа<;

Уточнённый расчёт валов

Ведомый вал.

Сечение А-А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. и К; масштабный фактор ==0, 74;

Материал-; сталь45, термообработка-нормализация.

По табл. 3. 3[4, с. 28] предел прочности =590 МПа.

Пределы выносливости:

=0, 43=0, 43Ч590=254 МПа;

=0, 58=0, 58Ч254=147 МПа;

коэффициенты и ;

Крутящий момент =519, 4 Нм;

Изгибающие моменты:

М= Rx3Чl3=2088Ч60, 67=126678, 96Нмм

= RZ3Чl3=2029Ч60, 67=123099 Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

= Нмм;

Момент сопротивления кручению (d=50мм, b=14мм, t=5, 5мм)

==

=3, 14Ч65/16 - 22Ч9Ч (65-9) /2Ч65=49118 Нмм

Момент сопротивления изгибу

==22171 мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

=519400/2Ч49118=5, 3 МПа;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

=176638/22171=7, 96 МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=254/ (1, 9/0, 74) Ч7, 96=12, 4

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=147/ (1, 49/0, 74) Ч5, 3+0, 1Ч5, 3=13, 1

Результирующий коэффициент запаса прочности

n=

Полученное значение превышает допускаемое значение [n]=2, 5;

Червячный вал

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость)

Из предыдущих расчётов имеем:

Диаметр вершин зубьев червяка da=80мм

Диаметр впадин зубьев червяка df=44, 8мм

Модуль червячного зацепления m=8мм

Расстояние между опорами вала червяка =250, 1мм

Радиальная нагрузка на червяке Fr1 =1476Н.

Окружное усилие на червяке Ft1=1281 Н.

Модуль упругости материала вала червяка Е=210000 МПа.

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка

Jпр==

3, 14Ч44, 8/64Ч (0, 375+0, 625Ч80/44, 8) =294686 мм

Стела прогиба

f==мм.

Допускаемый прогиб

[f]= (0, 005-0, 01) m==0, 04-0, 08мм.

Таким образом

f<[f];

Условие жёсткости выполнено.

Посадки основных деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 8. 11[4, с. 169].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 8. 11[4, с. 169]. Рассмотрим характерные виды посадок в проектируемом редукторе

Выбор сорта масла

Смазка червячного зацепления производится окунанием червячного колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже.

Объём масляной ванны

Vм=0, 4ЧРтр=0, 4Ч3. 39=1. 36 дм

По табл. 8. 8[4, с. 164] устанавливаем вязкость масла.

При скорости v=2. 7, м/с рекомендуемая вязкость

= 118 сСт.

По табл. 8. 10[4, с. 165] принимаем масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываются той же смазкой за счёт разбрызгивания.

Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал одевают, роликоподшипники предварительно нагретые в масле до 80-100С.

в ведомый вал закладывают шпонку под червячное колесо и напрессовывают последнее до упора в бурт вала; затем надевают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле, дистанционное кольцо, шлицевую гайку с многолапчатой шайбой.

В основание корпуса устанавливают стакан.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. ; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры нагнетают пластичную смазку.

Далее ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. Проверяют проворачиванием отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки болтами.

Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

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

Заключение

В процессе работы был спроектирован одноступенчатый червячный редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Основные достоинства редуктора:

1. Высокая надежность, долговечность;

2. Относительно небольшие габариты редуктора;

3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ;

4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.

Основные недостатки редуктора:

1. Большой вес редуктора;

2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.

Литература

Анурьев В. И.

Справочник конструктора-машиностроителя.

В3-х т. 6-е изд., перераб. и доп. -М. : Машиностроение, 1982

Детали машин. Атлас конструкций.

Под ред Д. Н. Решетова. 3-е изд. доп. и перераб., -М. :

Машиностроение, 1979.

Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. -4-е изд., перераб. и доп., -М. : Высш. шк., 1985.

Курсовое проектирование деталей машин: / С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др. -2-е изд.,

-М. : Машиностроение, 1979.

5. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин

: -М. : Высш. шк., 1991.

Размещено на Allbest.ru