Расчет зубчатой передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем общий КПД привода

(1.1)

где - КПД цилиндрической зубчатой передачи

- КПД ременной передачи с клиновыми ремнями

- КПД муфты

- КПД пары подшипников качения

1.2 Определяем требуемую мощность двигателя

(1.2)

где - мощность рабочей машины

кВт

1.3 Определяем номинальную мощность двигателя

(1.3)

Выбираем кВт [1, с.406 табл. К9]

1.4 Выбираем тип двигателя

кВт

об/мин

Следуя этим параметрам, выбираем тип двигателя 4АМ112МВ6У3[1, с.406, табл.К9]

об/мин

1.5 Находим передаточное число привода

(1.4)

где - частота вращения при номинальном режиме, об/мин

- частота вращения барабана, об/мин

1.6 Производим разбивку передаточного числа привода

(1.5)

где - передаточное число закрытой передачи

- передаточное число открытой передачи



1.7 Определяем частоту вращения быстроходного вала

(1.6)

об/мин

1.8 Определяем частоту вращения тихоходного вала

(1.7)

об/мин

1.9 Определяем номинальную угловую скорость

(1.8)

1/с

1.10 Определяем угловую скорость быстроходного вала

(1.9)

1/с

1.11 Определяем угловую скорость тихоходного вала

(1.10)

1/с

1.12 Определяем угловую скорость рабочей машины

1/с

1.13 Определяем мощность быстроходного вала

(1.11)

кВт

1.14 Определяем мощность тихоходного вала

(1.12)

 кВт

1.15 Определяем вращающий момент двигателя

(1.13)

1.16 Определяем вращающий момент быстроходного вала

(1.14)

1.17 Определяем вращающий момент тихоходного вала

(1.15)

1.18 Определяем вращающий момент рабочей машины

(1.16)

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112МВ6У3 кВт; об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	закрытая (редуктор)	открытая		двигатель	редуктор	приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Переда- точное число u	4	2,5	Расчетная мощность P, кВт	3,98	3,74	3,55	3,5
			Угловая скорость , 1/с	99,4	39,8	9,95	9,95
КПД	0,96	0,95	Частота вращения n, об/мин	950	380	95	95
			Вращающий момент T,	40	94	357,35	346,7

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ МАТЕРИАЛОВ КОЛЕС ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колеса

а) Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса

шестерня - улучшение

колесо - улучшение

б) Выбираем интервал твердости зубьев шестерни и колеса

269…302

235…262

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса

=

=

-=20…50 (2.1)

285,5-248,5=37

Условие разности средних твердостей зубьев шестерни и колеса соблюдено.

г) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (-диаметр) и колеса ( - толщина обода или диска)

=80 мм

=80 мм

2.2 Определение допускаемых напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости

(2.2)

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

- угловая скорость соответствующего вала, 1/с

= 20000ч - срок службы привода

Методом интерполирования получаем [1, с.55, табл.3.3]

если =285,5; то = циклов

если =248,5; то циклов

циклов

циклов

т.к. , то

т.к. , то

б) Определяем допускаемые контактные напряжения и , соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и

(2.3)

(2.4)

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

(2.5)

(2.6)

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

- число циклов перемены напряжений для всех сталей

т.к. , то

т.к. , то

б) Определяем допускаемые напряжения изгиба и

(2.7)

(2.8)

в) Определяем напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

(2.9)

(2.10)

Таблица 2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали		Термообработка
Шестерня Колесо	Ст 45 Ст 45	80 80	Улучшение Улучшение	285,5 248,5	890 780	380 335	580,9 514,3	294,1 255,9

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Определяем межосевое расстояние

(3.1)

где =43 - вспомогательный коэффициент

=0,36 - коэффициент ширины венца

=1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

мм; принимаем =130 мм

3.2 Определяем модуль зацепления

(3.2)

где =5,8 - вспомогательный коэффициент

- делительный диаметр колеса, мм (3.3)

- ширина венца колеса, мм (3.4)

мм

мм; принимаем мм [1, с.326, табл.13.15]

мм; принимаем m=2 мм

3.3 Определяем угол наклона зубьев косозубой передачи

(3.5)

3.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.5)

; принимаем =128

3.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев косозубой передачи

(3.7)

3.6 Определяем число зубьев шестерни

(3.8)



3.7 Определяем число зубьев колеса

(3.9)

3.8 Определяем фактическое межосевое расстояние

(3.10)

мм

3.9 Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для колеса

а) Делительный диаметр

(3.11)

мм

б) Диаметр вершин зубьев

(3.12)

 мм

в) Диаметр впадин зубьев

(3.13)

мм

г) Ширина венца

(3.14)

мм; принимаем =48 мм [1, с.326, табл.13.15]

3.10 Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни

а) Делительный диаметр

(3.15)

мм

б) Диаметр вершин зубьев

(3.16)

мм

в) Диаметр впадин зубьев

 (3.17)

мм

г) Ширина венца

мм (3.18)

мм

4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Проверяем межосевое расстояние

(4.1)

мм; принимаем мм [1, с.326, табл.13.15]

Дальнейшие расчеты веду по проверочному межосевому расстоянию.

4.2 Проверяем пригодность заготовок колес

; (4.2)

а) Диаметр заготовки шестерни

мм (4.3)

мм мм - допустимо

б) Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

мм (4.4)

мм мм - допустимо

4.3 Проверяем контактные напряжения,

(4.5)

где K=376 - вспомогательный коэффициент

- окружная сила в зацеплении, H (4.6)

H

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Окружная скорость колес

(4.7)

м/с; принимаем м/с

Степень точности - 9

- фактическое передаточное число

- коэффициент динамической нагрузки

536,64>514,3

Перегрузка передачи составляет 4,5% - допустимо

привод двигатель зубчатый передача

4.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

(4.8)

(4.9)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

- коэффициент динамической нагрузки

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса

Эквивалентные числа зубьев

(4.10)

(4.11)



Методом интерполирования получаем [1, с.67, табл.4.4]

=3,824

=3,601

- коэффициент, учитывающий наклон зуба (4.12)

128,56255,9

Недогрузка передачи составляет 49,76% - допустимо

136,52294,1

Недогрузка передачи составляет 53,58% - допустимо

Таблица 3 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	125	Угол наклона зубьев
Модуль зацепления m	2	Диаметр делительной окружности шестерни колеса	51,2 200,86
Ширина зубчатого венца шестерни колеса	50 48
Число зубьев шестерни колеса	26 102	Диаметр окружности вершин шестерни колеса	55,2 204,86
Вид зубьев	косозубые	Диаметр окружности впадин шестерни колеса	46,4 196,06
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения ,	514,3	537,68	перегрузка 4,5%
Напряжения изгиба,		294,1	136,52	недогрузка 53,58%
		255,9	128,56	недогрузка 49,76%

5. ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1 Выбираем сечение ремня

при =3,98 кВт

=950 об/мин

выбираем нормальное сечение ремня A

5.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива, мм

при

нормальное сечение A

мм

5.3 Задаем расчетный диаметр ведущего шкива, мм

Из стандартного ряда выбираем мм [1, с.448, табл.К40]

5.4 Определяем диаметр ведомого шкива, мм

(5.1)

где - передаточное число ременной передачи

- коэффициент скольжения

мм; принимаем мм [1, с.448, табл.К40]

5.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение по заданной u

(5.2)

(5.3)

2%<3% - допустимо

5.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние

(5.4)

где h=8 мм - высота сечения клинового ремня

мм

5.7 Определяем расчетную длину ремня

(5.5)

мм; принимаем l=1000 мм

[1, с.440, табл.К31]

5.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

(5.6)

мм

5.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

(5.7)

5.10 Определяем скорость ремня

(5.8)

м/с

V=4,97 м/с

5.11 Определяем частоту пробегов ремня

(5.9)

где - условное выражение долговечности

5.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

(5.10)

где =0,946 - допускаемая приведенная мощность [1, с.89, табл.5.5]

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы

- коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве

- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой

- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи

5.13 Определяем количество клиновых ремней

(5.11)

; принимаем z=5

5.14 Определяем силу предварительного натяжения

(5.12)

H

5.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней

(5.13)

H

5.16 Определяем силу натяжения ведущей и ведомой ветвей

(5.14)

H

(5.15)

H

5.17 Определяем силу давления ремня на вал

(5.16)

H

5.18 Проверяем точность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

(5.17)

где - напряжение растяжения,

(5.18)

A=81

- натяжение изгиба,

(5.19)

 - напряжение от центробежных сил,

(5.20)

где p - плотность материала ремня,

- для клиновых ремней

9,10510

Таблица 4 - Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	4,97
Сечение ремня	A	Диаметр ведущего шкива	100
Количество ремней z	5	Диаметр ведомого шкива	250
Межосевое расстояние a	211,98	Максимальное напряжение ,	9,105
Длина ремня l	1000	Предварительное натяжение ремня ,	136,2
Угол обхвата малого шкива , град		Сила давления ремня на вал , H	1279,87

6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ВАЛАХ РЕДУКТОРА

6.1 Определяем силы в зацеплении редуктора

а) Окружная сила

на колесе

(6.1)

H

на шестерне

(6.2)

H

б) Радиальная сила

на колесе

(6.3)

H

на шестерне

(6.4)

 H

в) Осевая сила

на колесе

(6.5)

H

на шестерне

(6.6)

H

6.2 Определяем консольные силы для клиноременной передачи

(6.7)

H

6.3 Определяем консольные силы для муфты

(6.8)

H

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

7.1 Выбор материалов валов

Сталь 45; ; ;

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

- для шестерни

- для колеса

7.3 Определение размеров ступеней валов редуктора для шестерни

а) Первая ступень под элемент открытой передачи

(8.1)

где =T - крутящий момент

- допускаемое напряжение на кручение

(8.2)

мм; принимаем мм [1, c.326, табл.13.15]

мм

б) Вторая ступень под уплотнение с отверстием и подшипник

(8.3)

где t=2,5 мм- высота бортика [1, с.112, табл.7.1]

(8.4)

мм; принимаем мм

мм

в) Третья ступень под шестерню

(8.5)

где r=2 мм- координаты фаски подшипника [1, с.112, табл.7.1]

- определяется графически

мм; принимаем мм [1, c.326, табл.13.15]

г) Четвертая ступень под подшипник

(8.6)

(8.7)

После предварительного выбора и расчета шариковых радиальных однорядных подшипников легкой серии выяснилось, что их грузоподъемности недостаточно, поэтому выбираем те же подшипники средней серии.

Основные параметры подшипника: d=40 мм; D=90 мм; B=23 мм; кH; кH

c=1,6 мм

мм

мм; принимаем мм [1, c.326, табл.13.15]

7.4 Определение размеров ступеней валов редуктора для колеса

а) Первая ступень под полумуфту

мм; принимаем мм [1, c.326, табл.13.15]

мм

б) Вторая ступень под уплотнение с отверстием и подшипник

t=2,8 мм

мм; принимаем мм [1, с.432, табл.К27]

мм

в) Третья ступень под колесо

r=3

- определяется графически

мм; принимаем мм [1, c.326, табл.13.15]

г) Четвертая ступень под подшипник

Проводим предварительный выбор подшипников качения для колеса. Выбираем радиальные однорядные подшипники легкой серии, т.к. мм

Основные параметры подшипника: d=50 мм; D=90 мм; B=20 мм; кH; кH

c=2 мм

=50 мм

мм

Таблица 5 - Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал (Сталь 45; ; ; )	Размеры ступеней, мм	Подшипники
					Типоразмер	, мм	Динамическая грузоподъемность ,кН	Статическая грузоподъемность ,кН
Быстроходный	32	40	45	40	308		41	22,4
	32	60	84	25
Тихоходный	42	50	60	50	210		35,1	19,8
	42	75	84	22

8. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА

8.1 Расчет быстроходного вала

Дано:H;H;H;;м;м;м

Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции

;

H

;

H

Проверка::

б) Строим эпюру изгибающих моментов



Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции

;

H

;

H

Проверка::

б) Строим эпюру изгибающих моментов

Строим эпюру крутящих моментов

Определяем суммарные радиальные реакции

H

H

Расчет тихоходного вала

Дано:H;H;H;H;м;;м

Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции

;

H

;

H

Проверка::

б) Строим эпюру изгибающих моментов

Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции

;

H

;

H

Проверка::

б) Строим эпюру изгибающих моментов

Строим эпюру крутящих моментов

Определяем суммарные радиальные реакции

H

H

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

9.1 Проверочный расчет быстроходного вала

(11.1)

(11.2)

(11.3)

9.2 Проверочный расчет тихоходного вала

(11.4)

(11.5)



10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

10.1 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

Характеристики подшипников:об/мин;Н;Н;

Н;Н;Н;V=1;;; ч

а) Определяем отношения , где Н

б) Определяем отношение

e=0,22 [1, стр.143, табл.9.2]

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Н

г) Определяем динамическую грузоподъемность

где - коэффициент надежности

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации



д) Определяем долговечность подшипника

Подшипник пригоден.

10.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

Характеристики подшипника:об/мин;Н;Н;

Н;Н;Н;V=1;;; ч

а) Определяем отношения , где Н

б) Определяем отношение

e=0,22 [1, стр.143, табл.9.2]

в) По отношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Н

д) Определяем долговечность подшипника



Подшипник пригоден.

Таблица 6 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал	Подшипник	Размеры мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
	принят предварительно	выбран окончательно
Б Т	208 210	308 210		38378 28569	41000 35100	22090 36792	20000 20000

11. ВЫБОР МАСЛА И СИСТЕМЫ СМАЗКИ

11.1 Способ смазывания

В зависимости от окружной скорости м/с выбираем картерное смазывание.

11.2 Выбор сорта масла

Сорт масла И-Г-А-68

где И - индустриальное

Г - для гидравлических систем

А - масло без присадок

68 - класс кинематической вязкости

11.3 Определяем количество масла

Из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности определяем

л

11.4 Определяем уровень масла

В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса

где m=2 - модуль зацепления

мм

11.5 Контроль уровня масла

Выбираем крановый маслоуказатель. [1, стр.259, рис.10.66]

11.6 Слив масла

Выбираем пробку с цилиндрической резьбой М161,5. [1, стр.260, табл.10.30]

11.7 Отдушины

Отдушина входит в конструкцию штампованной крышки с фильтром.

11.8 Смазка подшипников

В зависимости от окружной скорости м/с выбираем смазывание пластичными материалами. Для смазки подшипников применяем жировой солидол (ГОСТ 1033 -79).

12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА И ЕГО ЭЛЕМЕНТОВ

12.1 Конструируем подшипниковый узел

Выбираем крышки подшипниковых узлов

Выбираем врезные крышки. Размеры крышек определяем в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.

Параметры крышки для подшипников быстроходно вала:

D=90 мм;мм;мм; h=16 мм;мм; l=10 мм;мм; B=10 мм

Параметры крышки для подшипников тихоходного вала:

D=60 мм;мм;мм; h=14 мм;мм; l=8 мм;мм; B=10 мм

[1, стр.418, табл.К18]

Выбираем уплотнительные устройства

Наружное уплотнение осуществляем резиновыми армированными манжетами.

[1, стр.420-421, табл.К20]

Быстроходный вал: Манжета 1.1 - 4090 - 1 ГОСТ - 79

Тихоходный вал: Манжета 1.1 - 5060 - 1 ГОСТ - 79

Для внутреннего уплотнения используем мазеудерживающие кольца. Зазор между кольцом и корпусом 0,2 мм; выход за торец корпуса 2 мм.

12.2 Конструируем корпус редуктора

Рассчитываем толщину стенок корпуса и ребер жесткости

мм (14.1)

мм

Рассчитываем фланцевые соединения

Конструктивные элементы фланцев принимаем в зависимости от диаметра болтов или винтов. [1, стр.233, табл.10.18]

а) Первый фланец

Для крепления редуктора к станине используем Болт М12 - 8g40,66.029 ГОСТ7808 - 70 [1, стр.398, табл.К2]

Ширина опорной поверхности платика , мм

мм (14.2)

Высота платиков , мм

мм (14.3)

б) Второй фланец

Для крепления крышки используем Винт М10 - 6g25.68.029 ГОСТ 11738 - 84.

Количество винтов на одну сторону корпуса . Высота определяем графически.

в) Третий фланец

Для соединения используем Винт М10 - 6g25.68.029 ГОСТ 11738 - 84. Высота фланца .

г) Четвертый фланец

Размеры присоединительного фланца крышки подшипникового узла

[1, стр.239-240, табл.10.20 и 10.21].

Ширина расточки под врезную крышку быстроходного вала: f=7мм

Ширина расточки под врезную крышку тихоходного вала: f=5мм

д) Пятый фланец

Размеры сторон фланца и устанавливаем конструктивно; высота фланца мм.

Рассчитываем подшипниковые бобышки

а) Рассчитываем наружные диаметры подшипниковых бобышек и

мм (14.4)

мм (14.5)

б) Рассчитываем длину гнезда быстроходного и тихоходного валов

(14.6)

мм

(14.7)

мм

Определяем приблизительный объем редуктора

(14.8)

где L=344 мм - длина редуктора

B=195 мм - ширина редуктора

H=273,435 мм - высота редуктора

Определяем массу редуктора m, кг

(14.9)

где - коэффициент заполнения

кг/ - плотность чугуна

кг

Определяем критерий технического уровня редуктора

(14.10)

Рассчитываем установочные штифты

Выбираем конические штифты диаметром 7мм, располагаемых вертикально. Устанавливаем два штифта.

Рассчитываем отжимные винты

В двух противоположных местах крышки корпуса устанавливаем два отжимных винта диаметром 10 мм.

Рассчитываем проушины

Диаметр отверстия: d=23,5 мм. Толщина ребра: S=15,6 мм.

Рассчитываем отверстия под маслоуказатели и сливную пробку

Для маслоуказания используем крановые маслоуказатели.[1,стр.259,рис.10.66]

Для замены масла предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой. [1, стр.260,табл.10.31]

13. РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

13.1 Шпонка для тихоходного вала, под колесо

Условие прочности:

(15.1)

где Н - окружная сила на колесе

- площадь смятия, (15.2)

- рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (15.3)

Характеристики шпоночного соединения: b=18 мм; h=11 мм; мм; мм; l=56 мм

мм

- допускаемое напряжение на смятие

Шпонка ГОСТ 23360 - 78

13.2 Шпонка для тихоходного вала, под полумуфту

Условие прочности:

(15.4)

где Н - консольная сила на полумуфте

Характеристики шпоночного соединения: b=12 мм; h=8 мм; мм; мм; l=32 мм

мм

Шпонка ГОСТ 23360 - 78

13.3 Шпонка для быстроходного вала, под шкив

Условие прочности:

(15.5)

где Н - окружная сила на шкиве

Характеристики шпоночного соединения: b=10 мм; h=8 мм; мм; мм; l=22 мм

мм

Шпонка ГОСТ 23360 - 78

14. ВЫБОР МУФТЫ

14.1 Определяем расчетный момент

(16.1)

где - коэффициент режима нагрузки

- вращающий момент на тихоходном вале редуктора

T=500 - номинальный момент

14.2 Выбор муфты

Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой

Муфта 500 - 1 - 42 - 1 - 2У3 ГОСТ 20884 - 93

Характеристики муфты:

Материал полумуфт - сталь Ст3 (ГОСТ 380 - 88);

Материал упругой оболочки - резина с пределом прочности при разрыве не менее 10

=170;мм;мм;;;; D=280мм

Ориентировочные соотношения некоторых размеров муфты:

(16.2)

мм

 (16.3)

мм

(16.4)

мм

(16.5)

мм

(16.6)

мм

(16.7)

мм

(16.8)

мм

14.3 Установка муфт на валах

а) Сопряжение с валами

Полумуфту устанавливаем по следующей посадке: O

б) Осевая фиксация и осевое крепление полумуфт

На цилиндрический конец вала - установочным винтом

Винт В.М6 - 6g15,5.14H ГОСТ 1476 - 93

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин - Калининград: Янтарный сказ, 2003, 454 с.

2. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин - М.: Высшая школа, 1987, 383 с.

3. Боголюбов С.К. Черчение - М.: Машиностроение, 1989, 336 с.

4. Устюгов И.И. Детали машин - М.: Высшая школа, 1981, 399 с.

Размещено на Allbest.ru