Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Описание устройства и работы привода

Привод служит для преобразования крутящего момента в соответствии с необходимыми требованиями и его подачи к исполнительному механизму (конвейеру). В данном курсовом проекте исполнительным механизмом является конвейер. Привод состоит из электродвигателя, редуктора, цепной передачи и соединительной муфты.

Электродвигатель преобразует электрическую энергию в механическую энергию, которая через элементы привода передается на исполнительный механизм.

Вал электродвигателя соединяется с ведущим валом редуктора посредством упругой муфты с резиновой звездочкой, которая компенсирует небольшие неточности расположения соединяемых валов. Муфта состоит из двух полумуфт, между которыми находится резиновая звездочка. Вследствие своих свойств данная муфта называется компенсирующей. Такие муфты наиболее предпочтительны для соединения электродвигателей с редукторами.

Редуктор предназначен для согласования выходных параметров электродвигателя (частоты вращения и вращающего момента) с требуемыми параметрами исполнительного механизма. В данном приводе используется двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор с двумя косозубыми цилиндрическими передачами. Такая компоновка редуктора позволяет уменьшить его габариты по длине. Редуктор уменьшает частоту вращения и увеличивает вращающий момент на выходном валу относительно входного. На выходном валу редуктора находится двухрядная звездочка цепной передачи. Цепной передачей крутящий момент передается на четвертый вал.

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Определим КПД привода

- КПД цилиндрической передачи;

- КПД конической передачи;

- КПД муфты;

- КПД подшипников качения

- КПД цепной передачи.

Общий КПД:

Определим требуемую мощность электродвигателя

По табл. 16.7 [1] примем асинхронный электродвигатель переменного трехфазного тока, закрытый обдуваемый ГОСТ 28330 - 89:

Тип электродвигателя: 4А132S4У3;

Мощность электродвигателя:;

Асинхронная частота вращения: Диаметр выходного конца вала электродвигателя 38 мм.

2.2 Определение передаточных чисел

Определим требуемую величину передаточного числа:

;

Общее передаточное отношение привода:

;

Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным

ГОСТ 2185-66 числам на ступени:

Принимаем передаточное число конической передачи ;

передаточное число цилиндрической передачи

Принимаем передаточное число цепной передачи:

2.3 Определение мощностей, частот и передаваемых моментов на валах

Мощности на валах:

Частота вращения валов:

Крутящие моменты на валах:

Таблица 2.1 Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

Вал	Частота вращения n,	Мощность P, кВт	Крутящий момент T, Нм
I/	1455	6,986	45,853
I	1455	6,812	44,711
II	582	6,642	108,988
III	145,5	6,347	416,59
IV	65,0	6	881,538

3. Расчёт передач

3.1 Расчёт конической передачи

3.1.1 Выбор материала зубчатых колёс конической передачи

Для изготовления шестерни и колеса принимаем следующие материалы: Шестерня-сталь 45

Колесо-сталь 45

Термическая обработка материала: улучшение.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

;

;

Расчетная долговечность привода:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

- для колеса

-для шестерни

Коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

;

Где - коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой (стр.42[1]).

Допускаемые контактные напряжения шестерни:

;

.

Расчётные допускаемые контактные напряжения:

Допускаемые изгибные напряжения. Эквивалентное число циклов:

Так как , то принимаем коэффициент долговечности .

Для шестерни, т.к. .

Предел выносливости зубьев при изгибе:

;

.

Допускаемые изгибные напряжения:

;

.

Где коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки (стр.42 [1]);

коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев (cтр.43 [1]).

Дополнительные напряжения при действии максимальной нагрузки:

;

;

;

.

3.1.2 Расчёт геометрических параметров конической передачи

Расчётный диаметр шестерни:

Где -для косозубых передач (стр.50 [2]); -коэффициент ширины шестерни (cтр.50 [2]); -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис.4.2.2 [1]); - коэффициент внешней динамической нагрузки (табл.4.2.9 [1]); коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния (4.2.5,п.1.1 [2]);

коэффициент, учитывающий изменение прочности конических колёс с круговым зубом по сравнению с прочностью цилиндрических колёс (табл. 4.2.13 [2]).

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Действительное передаточное число:

Число зубьев плоского колеса:

Предварительная величина внешнего окружного модуля зацепления:

Предварительная величина внешнего конусного расстояния:

Ширина венца зубчатых колёс:

Предварительная величина среднего конусного расстояния:

Средний нормальный модуль зацепления:

.

Средние делительные диаметры колёс:

Действительные величины углов делительных конусов:

Среднее конусное расстояние:

Внешнее конусное расстояние:

Внешний окружной модуль зацепления:

Внешние диаметры, мм:

--делительные ;

3.1.3 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

;

Окружная скорость колёс:

Назначаем для передачи 8-ю степень точности (табл. 4.2.14 [2]).

Удельная окружная динамическая сила:

;

где =1,07 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 4.2.11 [2]);

где =1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 4.2.7 [2]).

где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, (4.2.1, п.2.8 [2]);

ZE -коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, ZE=190МПа1/2; Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

3.1.4 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила:

;

где =1,22 - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 4.2.11 [2]);

=1,19 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 4.2.7 [2]);

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Определяем эквивалентные числа зубьев колёс:

YFs1=3,73; YFs2=3,75 (рис. 4.2.5 [2]).

.

Дальнейший расчет ведём только для зубьев колеса, т.к. она имеет меньшую величину .

Расчетные напряжения изгиба:

где Yв -коэффициент , учитывающий наклон зуба,

(4.2.1,п.4.8 [2]);

Yе - коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев

(4.2.1,п.4.8 [2]);

- коэффициент , учитывающий изменение прочности конических колёс с круговым зубом по сравнению с прочностью цилиндрических колёс,

(табл. 4.2.13 [2]);

Прочность передачи по напряжениям изгиба обеспечена.

3.1.5 Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения:

Максимальные напряжения изгиба:

.

3.1.6Силы, действующие в зацеплении конических колес

Окружные:

;

Радиальные:

;

;

Осевые:

;

.

;

;

;

;

;

.

3.2 Расчет цилиндрической косозубой передачи

3.2.1 Выбор материала зубчатых колёс цилиндрической косозубой передачи

Для изготовления шестерни и колеса принимаем материал: Шестерня-сталь 45

Колесо-сталь 45

Термическая обработка: улучшение.

Определение допускаемых контактных напряжений

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

;

;

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность,

- для шестерни

-для колеса

Коэффициент долговечности:

Допускаемые контактные напряжения: для шестерни:

;

для колеса:

;

Где - коэффициент запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой (4.1,п.2.5).

Допускаемые изгибные напряжения.

Эквивалентное число циклов:

Так как , то принимаем коэффициент долговечности .

Для шестерни, т.к. .

Предел выносливости зубьев при изгибе:

;

.

Допускаемые изгибные напряжения:

;

.

Где коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки (4.1,п.4.5);

=1,2 , коэффициент, шероховатости поверхности зубьев (4.1,п.5.2);

=1,7 , коэффициент запаса прочности (4.1,п.5.2).

Дополнительные напряжения при действии максимальной нагрузки:

;

;

;

.

3.2.2 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

где =430 МПа1/3 - косозубая (4.2.2,п.1.1);

=0,25 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния;

Предварительный угол наклона профиля зубьев:

Действительное передаточное число:

Погрешность:

Угол наклона профиля зубьев:

Начальные диаметры зубчатых колес:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

3.2.3 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении:

;

Назначаем для передачи 9-ю степень точности (табл.4.2.14 [2]).

Удельная окружная динамическая сила

;

где ? коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку,(табл. 4.2.10 [1]); коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, (табл. 4.2.12 [1]);.

;

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

Расчетные контактные напряжения:

где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления,

;

ZE -коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, ZE=190МПа1/2; Zе - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 4.2.7 [2]);

- коэффициент, коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 4.2.7 [2]);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 4.2.3 [2]);

- коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]).

3.2.4 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила:

,

где коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, (табл. 4.2.11 [1]);



- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев (табл. 4.2.7 [2]); - коэффициент, коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. 4.2.7 [2]);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (рис. 4.2.3 [2]);

- коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]);

Определяем эквивалентные числа зубьев колёс:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YFs1=3,88

YFs2=3,72 (рис. 4.2.5 [2]).

Расчет производим для элемента пары «шестерня-колесо», у которого меньшая величина отношения .

Расчетные напряжения изгиба:

где Yв -коэффициент , учитывающий наклон зуба;

,

Yе - коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев.

Прочность быстроходной передачи по напряжениям изгиба обеспечена.

3.2.5 Проверка прочности зубьев при перегрузках

3.2.6 Силы в зацеплении зубчатой передачи

Окружные силы

Радиальные силы

Осевые силы

3.3 Расчет цепной передачи

3.3.1 Расчет приводной цепи

В данном проекте рассчитывается редуктор от которого к конвейеру идет цепная передача. Выбираем передачу с приводной роликовой цепью.

Число зубьев ведомой звездочки:

z2=z1uц=

Коэффициент эксплуатации:

где кд-коэффициент, учитывающий динамичность передаваемой нагрузки(1,табл.3.3.2) ка- коэффициент, учитывающий длину цепи(1,табл.3.3.3) кр- коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи(1,табл.3.3.4) кн- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту(1,табл.3.3.5) кс- коэффициент, учитывающий качество смазки передачи и условия ее работы(1,табл.3.3.6) креж- коэффициент, учитывающий режим работы передачи(1,табл.3.3.8)



Предварительно выберем двухрядную(=2) цепь с допускаемым давлением на звенья [pц]=32МПа

Шаг цепи:

По полученному шагу из справочника выбираем цепь 2ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75: d=15,88мм

В=15,88мм

m=5кг

F=114кН

tц=25,4мм

Cкорость цепи

Окружное усилие

Удельные давления в шарнирах цепи:

Качество смазки принимаем удовлетворительное ,тип - густая внутришарнирная, пропитка цепи через 120-180 часов.

Межосевое расстояние:

Число звеньев цепи:

Расчетное межосевое расстояние:

Число ударов цепи при набегании ее на зубья звездочки и сбегании с них

Коэффициент запаса прочности цепи

3.3.2 Конструирование звездочек цепной передачи

Диаметры делительных окружностей:



Диаметры окружностей впадин:

где r-радиус ролика цепи

Диаметр окружностей вершин:

Предварительный расчёт валов.

Входной вал

Диаметр входного конца вала.

;

где, - крутящий момент, - допускаемое напряжение на кручение, МПа

Для первого вала принимаем

Промежуточный вал

Для промежуточного вала

Выходной вал

Для выходного вала

4. Выбор муфт

4.1 Муфта упругая с резиновым элементом

Для соединения вала двигателя с валом редуктора выбираем муфту упругую с резиновой звездочкой (ГОСТ 14084-93). Простота изготовления, монтажа и замены резинового элемента дают ей преимущество перед многими другими конструкциями, несмотря на ее недостатки. Эта муфта имеет сравнительно жесткую характеристику из-за небольшого объема деформируемого упругого элемента, достаточно чувствительна к смещениям валов, хотя и допускает радиальное смещение в пределах 0,10 … 0,15 мм, угловое до 1є,осевое до 0,1 мм.

Подбор муфты производится по крутящему моменту на валу. Вал электродвигателя имеет мм, а вал редуктора - мм.

По табл. 14.3.3 [2] находим, что для валов диаметром 28 и 38 подходит муфта с наружным диаметром мм и . Из табл. 14.3.3 [2] выписываем параметры муфты, необходимые для ее построения:

					b
28	44,711	105	22	44	16,5	112

4.2 Муфта упругая с плоскими пружинами

Для центрирования одного из ведомых колес на выходном валу применим упругую муфту с плоскими пружинами. Такие муфты применяют в средненагруженных многопоточных передачах. В зависимости от ширины колеса и его диаметра принимают следующие размеры пластины: Ширина пластины: Длина пластины: Диаметр расположения пазов на колесе:

Толщина пластины из условия прочности и жесткости:

Принимаем h=1мм.

Число пластин в пакете:

Где n =8 - число пакетов.

Толщина пакета:

S=hi=16=6мм.

5. Подбор подшипников качения по долговечности

Вал ведущий:

Из предыдущих расчётов имеем:

;;.

Сила действующую от муфты:

.

Определим реакции в подшипниках.

Горизонтальная плоскость:

Построение эпюр :

Вертикальная плоскость:

Построение эпюр :

Построение эпюр

:

Построение эпюр

:

;

=50…80МПа.

На ведущем валу подшипники шариковые радиально-упорные №36208

С0-статическая грузоподъёмность

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

- температурный коэффициент,

-коэффициент безопасности,

Определим отношение:

то

Расчёт подшипника ведется по более нагруженной опоре. Определим какая из опор является более нагруженной:

-коэффициент надёжности подшипника.

-коэффициент учитывающий свойство метала подшипников совместно с условиями эксплуатации.

-паспортная динамическая грузоподъёмность.

-суммарная эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник.

-частота вращения подвижного кольца.

Вал промежуточный:

Из предыдущих расчётов имеем:

;

;

,

,

;

Определим реакции в подшипниках.

Горизонтальная плоскость:

Построение эпюр :

Вертикальная плоскость:

Построение эпюр :

Построение эпюр :

Построение эпюр :

;

=50…80МПа.

привод электродвигатель подшипник вал

На промежуточном валу подшипник роликовый радиально-упорный 7206

С0-статическая грузоподъёмность

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

- температурный коэффициент,

-коэффициент безопасности,

Расчёт подшипника ведется по более нагруженной опоре. Определим какая из опор является более нагруженной:

-коэффициент надёжности подшипника.

-коэффициент учитывающий свойство метала подшипников совместно с условиями эксплуатации.

-паспортная динамическая грузоподъёмность.

-суммарная эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник.

-частота вращения подвижного кольца.

Вал ведомый:

Из предыдущих расчётов имеем:

;;

Определим реакций в подшипниках.

Горизонтальная плоскость:

Построение эпюр :

Вертикальная плоскость:

Построение эпюр :

Построение эпюр :

Построение эпюр :

;

=50…80МПа.

На ведомом валу подшипники роликовые радиальные 2212

С0-статическая грузоподъёмность

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле:

- температурный коэффициент,

-коэффициент безопасности,

Расчёт подшипника ведется по более нагруженной опоре. Определим какая из опор является более нагруженной:

-коэффициент надёжности подшипника.

-коэффициент учитывающий свойство метала подшипников совместно с условиями эксплуатации.

-паспортная динамическая грузоподъёмность.

-суммарная эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник.

-частота вращения подвижного кольца.

6. Расчёт валов на выносливость (основной расчёт валов)

Данный расчёт, называемый уточнённым, выполняют как проверочный. Часто разрушение валов носит усталостный характер, поэтому расчёт вала на усталость является основным. Он сводится к определению расчётных коэффициентов запаса прочности для предположительно опасных сечений валов.

Все валы изготовлены из материала Сталь 45

(табл.17.2.1 [2])

Коэффициент перегрузки КП = 1,3 ( из графика нагружения редуктора).

Расчет входного вала

Опасное сечение В-В

Расчет на статическую прочность

Изгибающий момент:

Осевой момент сопротивления сечения:

Эквивалентные напряжения:

Коэффициент запаса прочности по текучести:

Статическая прочность вала обеспечена.

Расчет на сопротивление усталости

Амплитуда напряжений цикла нормальных и касательных напряжений:

, где

7. Расчет заклепочных соединений

где =45МПа - напряжения среза для алюминия

Принимаем диаметр заклепки d=5мм.

8. Выбор квалитетов точности, шероховатостей поверхностей, допусков формы и расположения поверхностей

Переходные посадки

Посадка предохранительной муфты на входной вал (с использованием шпонки) - H7/n6, посадки зубчатых колес на валы (с использованием шпонки) - H7/n6.

Посадки подшипников

Поле допуска вала при посадке шариковых радиальных подшипников - k6, поле допуска отверстия при посадке шариковых радиальных подшипников - L0.

Шероховатость поверхностей

По [7, табл. 7.11., с. 233] шероховатость рабочих контуров деталей, поверхностей после литья, несопрягаемых поверхностей оснований, кронштейнов, корпуса, отверстия под проход болтов имеют шероховатость Ra=80 мкм (без снятия материала), и Ra=12,5 мкм (со снятием материала). Нерабочие концы валов, втулок, несопрягающихся поверхности колес имеют шероховатость Ra=1,25 мкм. Нерабочие торцы зубчатых колес и поверхности канавок имеют шероховатость Ra=3,2 мкм. Шероховатость Ra=1,25 мкм у поверхностей резьбы, посадочных поверхностей зубчатых колес, привалочных плоскостей корпусных деталей, присоединительных плоскостей крышек и фланцев. У посадочных мест под подшипники и конических отверстий под штифты шероховатость Ra=0,8 мкм

9. Расчет основных элементов корпуса

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъем, также выполняем горизонтальной.

Для соединения крышки с корпусом используются винты с наружной шестигранной головкой, диаметр которых определяется по формуле:

мм;

принимаем винт М12. Расстояния между соседними винтами .

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Минимальная толщина стенок крышки и основания корпуса:

по ( [8], с. 217]) принимаем = 8 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса мм.

Расстояние между вершинами зубьев колес и корпусом

Остальные размеры назначаются исходя из расчетов предварительно сделанных для передач, а также назначенные из конструктивных соображений, для обеспечения простоты и технологичности изготовления.

10. Выбор типа смазки для передач и подшипников

Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждения зубчатых колес, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяются смазывание зубчатых зацеплений.

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем способ смазывания - окунанием. По [1, стр. 441] принимаем для смазывания масло И-30А (по ГОСТ 20799-75). Количество масла определяем из расчета 0,6 л на 1 кВт передаваемой мощности, т.е. 4,5 л. Уровень масла находится в пределах 1,5...42 мм от дна корпуса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой посредством установленной на крышку отдушины. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки корпуса.

11. Описание сборки редуктора

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

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

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; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

Затем ввёртывают пробку сливного отверстия с прокладкой и вставляют маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровоё 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. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982.-Т.2. -584 с.; Т.3. - 576 с.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1998. - 448 с.

3. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. - 399 с.

4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. - 511 с.

5. Кузьмин А.В. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. - 334 с.

6. Курсовое проектирование деталей машин/В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, Ленингр. от-ние, 1984. - 400 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие/А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Вышэйшая школа, 1985. - Ч.1. - 208 с.; Ч.2. -334 с.

8. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. Пособие. Изд-е 2-е, перераб. И дополн. -Калининград: Янтар. Сказ, 1999. -454с.: ил., черт. -Б.ц.

Размещено на Allbest.ru