Расчет привода автоматической двери

1. Расчетно-конструкторский раздел

1.1 Выбор типа передачи

1.2 Общее описание устройства

1.3 Расчет реечной передачи

1.4 Расчет зубчатого редуктора

1.5 Выбор подшипников

1.6 Выбор электродвигателя

1.7 Выбор блока управления двигателем

1.8 Прочностные расчеты деталей привода автоматической двери

Библиографический список

1. Расчетно-конструкторский раздел

Автоматические раздвижные двери могут быть одно-, двух и терхстворчатыми, с управлением как от кнопки или дистанционного пульта, так и от датчика объема, срабатывающего при появлении человека. Для обеспечения безопасного прохода в момент закрытия, двери немедленно вернутся в открытое положение в случае обнаружения препятствия, после чего возобновят закрытие на очень маленькой скорости, проверяя тем самым возможность беспрепятственного закрытия. В случае обнаружения препятствия на пути движения створок в момент открытия, дверь немедленно остановится и после некоторой задержки вернется в закрытое положение.

Привод раздвижных дверей в своей системе управления имеет микропроцессор со встроенным устройством самоконтроля, которое определяет любые сбои и неисправности и принимает необходимые меры для обеспечения безопасного функционирования. Конструкция представляет собой двигатель постоянного тока, блок автоматического управления, передаточный механизм -- электронный аварийный блок и электромеханический замок по желанию заказчика -- все собраны на несущей балке привода. Мотор при помощи зубчатого ремня или рейки приводит в движение створки. Дверные створки с интегрированными или отдельно монтируемыми адаптерами могут регулироваться по высоте и глубине посадки. Стальные ролики и рельса из высококачественной пластмассы дают исключительно гладкое и бесшумное движение.

1.1 Выбор типа передачи

Передача движения от двигателей к створкам дверей данного мехатронного модуля может быть обеспечена с помощью различных преобразователей движения (передач), структура и конструктивные особенности которых зависят от типа двигателя, вида перемещения выходного звена и способа их расположения.

Преобразователи движения предназначены для преобразования одного вида движения в другое, согласования скоростей и вращающих моментов двигателя и выходного звена. Для преобразования движения используют винтовые, реечные, цепные, тросовые передачи, а также передачи зубчатым ремнем, мальтийские механизмы. В связи с тем, что электродвигатели в основном высокооборотные, а рабочие скорости выходных звеньев мехатронных модулей невелики, в них для согласования скоростей используют понижающие передачи: зубчатые цилиндрические и конические, червячные, планетарные, волновые. Тип преобразователя движения выбираем, исходя из сложности конструкции, коэффициента полезного действия, люфта в передаче, габаритных размеров и массы, свойств самоторможения, жесткости, удобства компоновки, технологичности, долговечности, стоимости и т.п. Исходя из данных положений, а также технического задания выбираем реечную передачу.

Реечная передача предназначена для преобразования вращательного движения шестерни в поступательное движение рейки и, наоборот, поступательного движения рейки во вращательное движение шестерни.

1.2 Общее описание устройства

В данной работе рассматривается устройство раздвижных дверей следующей конструкции рис.1. Для реализации поступательного движения створки двери используется привод, включающий себя двигатель постоянного тока(4), редуктор(3) и реечная передача(2). Электродвигатель питается от блока управления(5). Положение створки двери(1) контролируется резистивным датчиком положения (6).



Рис.1. Полная схема конструкции раздвижных дверей.

Для построения и выбора элементов конструкции привода автоматических дверей рассмотрим одну из двух частей, т.к. вторая часть идентичная. Такая схема работы дверей приведена на рис. 2.

Рис.2. Одна из частей конструкции автоматической двери.

1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 - датчик обратной связи; 4 -рейка передачи, УС-устройство сравнения, МК-микроконтроллер, ИП - источник питания, К - ключевая схема электродвигателя.

Конструкция работает следующим образом: управляющий сигнал X^* от источника питания поступает на устройство сравнения (УС). На его выходе формируется напряжение питания, которое корректируется блоком регулятора и поступает на клеммы электродвигателя постоянного тока. В результате вал электродвигателя(1) начинает перемещать через редуктор (2) рейку(4) на величину Д. Датчик положения (3) формирует напряжение, пропорциональное величине смещения(4). Далее это напряжение подается на устройство сравнения и микроконтроллер (МК), который в свою очередь формирует сигнал на ключевую схему электродвигателя (К), осуществляя, таким образом, отрицательную обратную связь (ООС).

Механическая часть состоит из реечной передачи, преобразующей вращательное движение от двигателя, через редуктор, в поступательное движение рейки, которая жестко соединена с створкой двери (рис.2а).

Рис.2а. Конструкция привода одной створки автоматической двери.

1 - двигатель; 2 - колесо; 3 - корпус редуктора; 4 - подшипник скольжения; 5 - шестерня; 6 - дверь; 7 - рейка; 8 - кронштейн крепления.

1.3 Расчет реечной передачи

Основными звеньями реечной передачи (рис. 3) являются шестерня 1 и зубчатая рейка 2, представляющая собой сектор зубчатого цилиндрического колеса, диаметры делительной и однотипных соосных поверхностей которого бесконечно велики, вследствие чего эти поверхности являются параллельными поверхностями, а концентрические окружности -- параллельными прямыми.

Рис. 3. Реечная передача.

Геометрический расчет передачи

Расчет геометрических параметров реечной передачи начинаем с определения делительного диаметра шестерни.

Рассмотрим преобразование вращательного движения шестерни в поступательное движение рейки (рис. 4). Исходными данными для расчета передачи являются: сила сопротивления F₂ = 200 (H) на рейке, перемещение H₂ = 1 (м) и линейная скорость v₂ = 1(м/с) рейки. В этом случае делительный диаметр шестерни 1 на основании условия (3.1)

, (3.1)

равен, мм:

(3.2)

Передаточное отношение реечной передачи при преобразовании вращательного движения в поступательное рекомендуют принимать U_ВП = 10...200 1/м.

Поэтому примем U_ВП =100, тогда

d₁=2000/100=20(мм). (3.3)

Делительный диаметр шестерни можно также найти из условия контактной прочности зубьев, мм:

(3.4)

где К_d = 1.12 - коэффициент прямозубых передач;

F₂ = 200 (H) - сила сопротивления на рейке;

K_Hв = 1.03 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине зуба, определяемый по таблице 1. Данный коэффициент выбираем в соответствии с симметричным расположением шестерни относительно опор. Предположительно, материал с твердостью менее 350 НВ.

Таблица 1.

ш_bd - коэффициент ширины зубчатого венца, равный 0,2…1,6. В мехатронных модулях желательно принимать ш_bd = 0,2…0,8.

Принимаем ш_bd = 0,6.

Е_пр = 200 (МПа) - приведенный модуль упругости материалов шестерни и рейки.

[у]_H - допускаемое контактное напряжение, определяемое как

(3.5)

где индекс Н относится к контактным напряжениям, индекс F к изгибным.

Расчет ведем по контактным напряжениям, т.е. по индексу Н.

у_{lim b} - предел выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, определяемый по таблице 2. Так как твердость зубьев менее 350 НВ, принимаем предел контактной выносливости у_{lim b} = 2НВ+70 (МПа) и вид термообработки - нормализация, улучшение.

Таблица 2.

S - коэффициент безопасности.

При нормализации, улучшении и объемной закалке зубьев S_H = 1,1.

К_С - коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки. Так как нагрузка реверсивная, то принимаем К_С = 1,0.

К_L - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:

(3.6)

где m - показатель степени. При расчете на контактную прочность принимают m = 3.

N₀ - базовое число циклов изменения напряжений, определяемое из таблицы 3.

Таблица 3.

N₀ = 35 млн.циклов.

N_E - эквивалентное число циклов изменения напряжений. При переменных режимах нагружения (рис.4) вращающим моментом или осевой силой эквивалентное число циклов изменения напряжений за один технологический цикл определяемый по формулам:

(3.6)

(3.7)



Рис.4. Переменные режимы нагружения переменным моментом.

где С = 1 - число реек, находящихся в зацеплении с шестерней;

Т_i - вращающий момент на шестерне на i-ом участке циклограммы нагружения.;

Т_max - максимальный вращающий момент на шестерне по циклограмме нагружения;

F_max - максимальная осевая сила на рейке по циклограмме нагружения;

n_i - частота вращения шестерни на i-ом участке нагружения;

v_i - линейная скорость рейки на i-ом участке нагружения;

t_i - длительность i-го участка нагружения;

d₁ - делительный диаметр шестерни;

k - число участков нагружения.

За весь срок работы передачи:

(3.8)

(3.9)

где L_h - долговечность работы передачи;

t_ц - длительность одного технологического цикла:

(3.10)

При постоянном режиме нагружения формулы для определения эквивалентного числа циклов нагружения принимают вид:

(3.11)

(3.12)

Для зубчатых колес и реек из нормализованных и улучшенных сталей твердостью менее 350 НВ коэффициент доловечности находится в пределах К_HL = 1,0…2,6.

Тогда допускаемое контактное напряжение (3.5):

Рассчитываем делительный диаметр шестерни по формуле (3.4):

Изначально делительный диаметр шестерни, рассчитанный по формуле (3.2), составил 20 (мм). Для обеспечения требуемого передаточного отношения необходимо, чтобы делительный диаметр шестерни, полученный по формуле (3.2), был больше делительного диаметра, найденного по формуле (3.4). Условие выполняется, следовательно, делительный диаметр и передаточное отношение шестерня-рейка выбраны верно.

Вращающий момент на шестерне:

, (3.13)

Исходя из расчетов и вида обработки, выбираем материал рейки и шестерни по таблице 4.

Таблица 4.

Выбираем сталь 45 с выделенными в таблице характеристиками материала.

Определяем модуль зубьев из условия контактной прочности:

, (3.14)

где К_m = 6,6 - для прямозубых колес.

Тогда

Полученное значение модуля зубьев округляем до стандартного значения из таблицы 5.

Таблица 5.

Выбираем значение модуля зубьев из первого ряда, как наиболее предпочтительного для мехатронных модулей, принимаем m = 2.

Находим число зубьев шестерни:

(3.15)

где cosв = 0^O - угол наклона зубьев.

Тогда

(3.16)

По значению линейной скорости рейки назначаем степень точности реечной передачи (таблица 6)

Таблица 6.

Так как передача прямозубая и скорость рейки 1 (м/с), то назначаем 9 пониженную степень точности, которая применяется для тихоходных передач с пониженными требованиями к точности.

Независимо от степени точности зубчатых колес, реек и реечных передач устанавливается шесть видов сопряжений в реечной передаче A, B, C, D, E, H и пять допусков на боковой зазор T_jn, обозначаемых буквами a, b, c, d, h (таблица 7).

Таблица 7.

Виды сопряжений и гарантированные боковые зазоры.

Выбираем вид сопряжения - В;

Вид допуска на боковой зазор - b.

Для шестерни диаметр окружности вершин зубьев:

(3.17)

Диаметр окружности впадин зубьев:

(3.18)

Толщина зуба шестерни по делительной окружности, равная толщине зуба рейки по средней прямой:

, (3.19)

S₁ = S₂ = 0,5·3,14·2;

S₁ = S₂ = 3,14 = 3,1 (мм).

Нормальный шаг зубьев шестерни и рейки:

, (3.20)

Р₁ = Р₂ = 3,14·2;

Р₁ = Р₂ = 6,28 = 6,3 (мм).

Минимальная длина нарезанной части рейки:

(3.20)

Минимальное число зубьев рейки:

, (3.21)

Округляем число зубьев рейки до целого числа, т.е. 162 зуба.

Уточняем минимальную длину нарезанной части рейки:

, (3.22)

Ширина зубчатого венца рейки:

, (3.23)

b₂ = 0.6*20;

b₂ = 12 (мм).

Ширина шестерни:

, (3.24)

Примем значение b₁ до 15 (мм).

1.4 Расчет зубчатого редуктора

Зубчатые передачи - наиболее распространенные механизмы приборов, автоматических систем и мехатронных модулей. Основную массу составляют механизмы с постоянным передаточным отношением. Зубчатые передачи обладают рядом существенных достоинств: имеют относительно малые габариты, в любой момент передаточное отношение поддерживается постоянным (круглые колеса) или изменяется по заданной зависимости (некруглые колеса), кпд передач достаточно высок.

Зубчатая передача, в данном случае, выполняет только кинематические функции, так как необходимо передать движение от двигателя к шестерне рейки с определенным передаточным отношением, то рассчитаем ее геометрические размеры исходя из значения модуля, выбранного по некоторым критериям. А именно, разместим, рассчитываемую шестерню редуктора на валу двигателя, а роль колеса будет выполнять шестерня реечной передачи. В выше рассчитанной речной передаче для шестерни рейки был получен модуль m = 2 и делительный диаметр шестерни рейки d₁ = 20 (мм).

Предварительно выбранный двигатель постоянного тока имеет номинальное значение частоты вращения ротора 3000 об/мин или 50 об/с. По техническому заданию скорость рейки 1 м/с, передаточное отношение рейка/шестерня составляет 100 (1/м), т.е. 100 оборотов шестерни рейки, для перемещения рейки на 1 м. Тогда передаточное отношение шестерня/ колесо должно составлять Ѕ, т.е необходимо рассчитать мультипликаторную передачу. Исходя из передаточного отношения и делительного диаметра шестерни рейки d₁ = 20 (мм), найдем делительный диаметр колеса редуктора, т.е.

d₂ = d₁*u; (3.25)

d₂ = 20*2;

d₂ = 40 (мм).

Определяем межосевое расстояние:

(3.26)

a_w = 20/2+40/2;

a_w = 30 (мм).

Ширина колеса:

(3.27)

где ш_а = 0,5 для передач с симметричным расположением,

тогда

b₂ = 0,5*30;

b₂ = 15 (мм).

Суммарное число зубьев:

(3.28)

где cosв = 1 угол наклона зубьев,

тогда

Сделаем проверку для шестерни рейки по формуле:

(3.29)

z₁ = 30/(2+1) = 10.

Материал колеса принимаем тот же, что и для рейки-шестерни, т.е. сталь 45. Термическая обработка - нормализация.

1.5 Выбор подшипников

Т.к. редуктор устанавливается внутри помещения, то с целью уменьшения габаритных размеров редуктора и простоты конструкции выбираем цилиндрические подшипники скольжения, изготовленные из какого-либо антифрикционного материала. Крепление подшипника (втулки) в корпусе осуществляют посадкой с натягом.

Геометрические параметры подшипников.

Для червячного вала[2]:

Рис. 4.1. Втулка червячного вала.

d_п = 8 (мм) - внутренний диаметр втулки,

l = d_п = 8 (мм) - длинна втулки,

д = 0,15d_п = 1,2 ? 1,5 (мм) - толщина стенки втулки.

Для тихоходного вала:

Рис. 4.2. Втулка тихоходного вала.

Выберем материал для подшипников по критерию теплостойкости.

Шестерня[2]:

Выбираем пористый бронзографит у которого [pV] = 1.5 (м/с).

Колесо [2]:

Выбираем пористый бронзографит у которого [pV] = 1.5 (м/с).

Втулки устанавливаются в крышки редуктора посадкой с натягом - М7/h7.

Для втулок приборных устройств применяют как жидкие, так и консистентные смазки. Жидкие смазки используются в основном при больших значениях [d_cp n]. Мы будем использовать консистентную смазку, которая наиболее часто используется в приборных устройствах, в точной механике - ЦИАТИМ-201 (допускает температуру нагрева до 130^о). На практике подшипники и детали передач смазываются одним и тем же маслом (в нашем случае ЦИАТИМ-201).

1.6 Выбор электродвигателя

Мощность и крутящий момент на выходном валу связаны зависимостью:

P_вых=Т_вых·n_вых/9550, (3.30)

где Р_вых - потребляемая мощность привода;

Т_вых -крутящий момент на выходном валу;

n_вых - обороты выходного вала,

Поэтому получаем:

Рвых=15·100/9550= 157 (Вт).

Требуемую мощность электродвигателя определяем по следующей формуле:

Р_э.тр=Р_вых/з_общ, (3.31)

где з_общ=з₁·з₂·з₃…

здесь з₁, з₂, з₃,… - КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

Принимаем в данном случае:

КПД подшипников качения з_п…0,99

КПД реечной передачи з_ч…0,85

КПД зубчатого редуктора з_ред…0,93

получим:

Р_э.тр=179/(0,93·0,99·0,85)= 201 (Вт).

По справочнику выбираем ближайшую стандартную мощность электродвигателя.

Данным требованиям удовлетворяет бесколлекторный двигатель FL86BLS.

Главное преимущество бесколлекторных двигателей - отсутствие вращающихся и переключающихся контактов, как следствие, основные достоинства бесконтактных двигателей:

- высокая надежность работы, поскольку отсутствует щеточный узел;

- большой ресурс электродвигателя ограничен, практически, только ресурсом подшипников;

- линейность регулировочной характеристики и меньший уровень электромагнитного шума по сравнению с коллекторными двигателями постоянного тока;

- применение в конструкции электродвигателя балансировочных колец потенциально может обеспечить стабильность работы при очень высоких скоростях вращения (десятки тысяч оборотов в мин).

Такие бесконтактные электрические машины находят применение в следующих сферах:

Нефтегазовая промышленность - отсутствие искрообразующих элементов и, как следствие, высокая взрывобезопасность делают бесколлекторные идеальным силовым элементом в запорном оборудовании нефте- и газопроводов.

Муниципальная отрасль - низкая стоимость бесколлекторных двигателей и их обслуживания, надежность и долговечность делают их применение чрезвычайно привлекательным в условиях ограниченного бюджета.

Автомобильная промышленность - использование бесколлекторных двигателей при производстве автомобильной фурнитуры (стеклоподъемники, стеклоочистители, подъем и опускание кресел и т.д.) позволяет существенно снизить габариты и массу таких устройств.

Наружная реклама - автоматические жалюзи, презентационная техника, вращающиеся витрины с приводом на основе бесколлекторных двигателей компактны и бесшумны.

Медицинское оборудование - бесшумность и низкий уровень электромагнитных излучений делают его незаменимым в медицинском оборудовании, высокие скорости вращения делают эти двигатели чрезвычайно востребованными в стоматологическом оборудовании.

Системы автоматического управления и робототехника - наличие встроенного датчика угла поворота позволяет создавать обратную связь двигателей и систем управления, что делает бесколлекторный двигатель удобным при построении систем автоматического управления.

Внешний вид двигателя серии FL86BLS показан на рис. 5.

Рис. 5. Внешний вид двигателя серии FL86BLS.

Таблица 8.

Технические характеристики бесколлекторных двигателей серии FL86BLS

Электрическая схема	"звезда"
Расположение датчиков Холла, град.	120
Радиальное биение, мм	0,05
Максимальная допустимая радиальная нагрузка на валу, Н	220
Максимальная допустимая осевая нагрузка на валу,Н	60
Класс изоляции	Class B
Диэелктрическая прочность	500В
Сопротивление изоляции	100

Таблица 9.

Характеристики моделей бесколлекторных двигателей серии FL86BLS

Модель бесколлекторного двигателя	FL86BLS58	FL86BLS71	FL86BLS98	FL86BLS125
Число полюсов	8
Число фаз	3
Напряжение питания, В	48
Номинальная скорость, об/мин	3000
Номинальный крутящий момент, кг*см	3,5	7,0	14	21
Максимальный крутящий момент, кг*см	10,5	21	42	63
Мощность, Вт	110	220	440	660
Максимальный потребляемый ток, А	11	19	33	55
Сопротивление между линиями, Ом	1,05	0,36	0,2	0,16
Индуктивность между линиями, мГн	2,2	1,05	0,48	0,3
Моментный коэффициент, кг*см/А	1,0	1,1	1,3	1,1
ЭДС обратной связи, В/(1000 об/мин)	10,5	11,5	13,5	11,5
Момент инерции ротора, г*см2	400	800	1600	2400
Длина L, мм	58	71	98	125
Масса, кг	1,5	1,85	2,6	4
Блок управления, рекомендованный для использования с двигателем	48ZWSK15	48ZWSK20-B	48ZWSK30-B	48ZWSK50-B



Рис.6. Габаритные и присоединительные размеры бесколлекторного двигателя FL86BLS.

Таблица 3.10

Назначение выводов бесколлекторного двигателя FL86BLS.

Назначение выводов
Красный	Vcc	Питание датчика Холла
Синий	Фаза A	Фазы датчика Холла
Зеленый	Фаза B
Белый	Фаза C
Черный	GND	Заземление датчика Холла
Желтый - Желтый/белый	Фаза U	Фазы двигателя
Красный - Красный/белый	Фаза V
Черный - Черный/белый	Фаза W

1.7 Выбор блока управления двигателем

Заводом-изготовителем рекомендованы блоки управления бесколлекторными двигателями 24ZWSK20, 24ZWSK30, 36ZWSK20, 36ZWSK30, 48ZWSK20, 48ZWSK30, предназначенные для управления трехфазными бесколлекторными двигателями постоянного тока.

Таблица 3.11

Технические характеристики блоков управления бесколлекторными двигателями

	24ZWSK20	24ZWSK30	36ZWSK20	36ZWSK30	48ZWSK20	48ZWSK30
Напряжение (пост.т.), В	24	36	48
Число фаз	3
Максимальный ток, А	20	30	20	30	20	30
Номинальный ток, А	10	15	10	15	10	15
Датчики Холла	3 датчика Холла (120 град., 6,25В)
Время нарастания скорости, с	0,5 - 10
Входные управляющие сигналы	5В TTL или CMOS (6,25 В макс.)
Масштаб сигнала SV	0 - 1,0
Срабатывание защиты по низкому напряжению, В	16	26	36
Габариты, мм	161,5 х 82 х 45
Частота, кГц	15
Вес, кг	0,34
Бесколлекторные двигатели, рекомендованные к использованию с блоком управления	FL42BLS04		FL57BL(S)04		FL57BL(S)03	FL86BLS98



Рис. 7. Габаритные и присоединительные размеры блока управления бесколлекторным двигателем FL86BLS.

Управляющие сигналы блока управления

F/R - направление: высокий уровень сигнала - движение вперед, низкий - реверсивное движение

EN - разрешение: низкий уровень сигнала -разрешение установлено, высокий - разрешение снято

BK - тормоз

SV - скорость (вход 0-5В)

PG - выходная частота, 24 импульса на оборот

ALM - аварийный сигнал

1.8 Прочностные расчеты деталей привода автоматической двери

На современном этапе развития науки и техники уже сложно представить проектирование изделий и конструкций без САПР. Наиболее ответственную роль среди всего многообразия CAD/CAM/CAE-программ играют пакеты конечно-элементного анализа. Круг решаемых ими задач охватывает почти все сферы инженерных расчетов: прочность, колебания, устойчивость, динамика, акустика, гидродинамика, аэродинамика и т.д. Используя один из таких пакетов COSMOSxpress, произведем прочностные расчеты деталей приводов.

Анализ производим по следующему алгоритму:

а) Выбираем тип анализа -> Static (статический), для расчета механических напряжений и деформации;

б) Выбираем материалы, используемые в конструкции;

в) Определяем нагрузки, действующие на конструкцию;

г) Закрепляем конструкцию;

д) Создаем конечно-элементную сетку;

е) Производим анализ и выводим результат.

Задаем материал - чугунная отливка.

Выбираем закрепление кронштейна в стене, по поверхности, указанной стрелкой (рис. 8).

Рис. 8. Закрепление кронштейна.

Так как кронштейн работает на изгиб в плоскости XY рисунка 8., вследствие сил действующих на шестерню и колесо, то нагрузку, действующую на кронштейн, задаем согласно рисунку 9. Величина нагрузки 5 kgf/cm².



Рис.9. Нагружение кронштейна.

Так как метод анализа основан на методе конечных элементов, поэтому необходимо создать сетку данного твердого тела (рис.10).

Рис.10. Результат разбиения твердого тела на элементы.

После проведения анализа кронштейна были получены следующие результаты:

- по напряжениям - предел текучести материала не достигается, соответственно материал детали, а также форма подобраны, верно (рис.11). Наиболее опасные участки отмечены стрелками, но они не достигают предела текучести, вследствие усиления этих зон дополнительными ребрами жесткости.

Рис.11. Результат анализа детали по напряжениям.

- по перемещениям и деформации. Максимальное отклонение составляет приблизительно 2 мм, наиболее удаленного участка кронштейна от крепления, что допустимо в нагруженном режиме работы (рис.12, рис. 13).

Рис. 12. Результат анализа детали по перемещениям.



Рис.13. Результат анализа детали по деформации.

Библиографический список

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985. - 416 с.

2. Красковский Е.Я., Дружинин Ю.А., Филатова Е.М. Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем: Учеб. пособие для приборостроит. спец. вузов. Под ред. Дружинина Ю.А. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1991. - 480 с.

3. Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др. Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч. 1. Детали, соединения и передачи; Под ред. Тищенко О.Ф. - М.: Высш. шк., 1982. - 304 с.

4. Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др. Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч. 2. Приводы, преобразователи, исполнительные устройства; Под ред. Тищенко О.Ф. - М.: Высш. шк., 1982. - 263.

5. Нестерова Н.П, Коваленко А.П., Тищенко О.Ф. Элементы приборных устройств (Курсовое проектирование): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч.2. Конструирование. Под ред. Тищенко О.Ф. - М.: Высш. шк., 1978. - 229.