Разработка гидропривода металлорежущего станка

Размещено на http://www.allbest.ru/

Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Лист

0601С.23.02.000 РР

ГПАС.07/86.000.000.ПЗ

Министерство образования Республики Беларусь

Государственное учреждение высшего профессионального образования

Белорусско-Российский университет

Кафедра "Металлорежущие станки и инструменты"

Курсовая работа по дисциплине

"Гидропривод и гидроавтоматика"

Тема: "Разработать гидропривод металлорежущего станка"

Могилёв 2007

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1. Разработка принципиальной гидравлической схемы

2. Определение размеров гидродвигателей

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления

4. Выбор аппаратуры и трубопроводов

5. Определение потерь и КПД

6. Насосная установка

7. Техника безопасности

Список использованной литературы

Введение

В данной курсовой работе необходимо спроектировать гидропривод станка. Станкостроение относится к тем отраслям, где гидравлические приводы нашли широкое применение.

Сейчас в агрегатных станках гидропривод используется для осуществления как главных, так и вспомогательных движений, в том числе автоматических следящих перемещений исполнительных механизмов, привода рабочих органов, роботов-манипуляторов, зажимных, фиксирующих и транспортных устройств.

Применение гидроприводов позволяет упростить кинематику станков, снизить металлоемкость, повысить точность, надежность и уровень автоматизации.

Широкое использование гидроприводов в станкостроении определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов. Они обладают возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей.

Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работы в динамическом режиме с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

Гидроприводы обеспечивают возможность работы в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту систем от перегрузки и точный контроль действующих усилий.

Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении.

К ним относятся:

- невозможность обеспечить высокоточное перемещения рабочего органа, максимальная точность обеспечиваемая ГП 0,5…1 мм;

- недостаточно высокий КПД из за потерь на трение и утечки;

- нестабильность свойств рабочей жидкости, необходимость использования фильтров для её очищения;

- ограниченный диапазон рабочих температур -20…+170 (при использовании минеральных масел);

- узлы гидропривода трудоёмки в изготовлении.

1. Разработка принципиальной гидравлической схемы

гидравлический металлорежущий привод насосный

Для разработки принципиальной гидравлической схемы необходимо знать структуру гидропривода. В общем случае она должна содержать следующее:

1) гидродвигатель. В основном это гидроцилиндр, причем одноштоковый. Рабочая полость - поршневая, противоположная - для холостых ходов ;

2) гидрораспределители. Реверсируют большие потоки рабочей жидкости, поэтому рабочий золотниковый распределитель управляется гидравлическим путем управляющим гидрораспределителем (пилотом), который в свою очередь переключается за счет механической связи с рабочим органом станка;

3) устройства для регулирования скорости движения. Применяют дроссельное и объемное регулирование скорости движения. Требуется применение регуляторов расхода для поддержания постоянной скорости движения при переменной нагрузке. Следует отдавать предпочтение объемному способу регулирования как более экономичному;

4) устройства дня разгона в начале движения гидроцилиндра и торможения в конце

5) аппаратуру для управления пуском и остановкой гидродвигателя. Применяют обычно для этой цели гидрораспределители с различными видами управления;

6) аппаратуру для предотвращения самопроизвольного опускания штока с рабочим органом при вертикальном его движении;

С учётом этого в данной курсовой работе разрабатывается гидропривод агрегатного станка.

2. Определение размеров гидродвигателей

Исходные данные:

Р_н = 5 МПа ; Р_сл = 0,1 МПа ;

з_м = 0,95; d/D =0,5 .

1) Определение размера гидродвигателя для зажима обеспечивающего сохранение давления:

Находим нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

F₁=10+2,5=12,5 kH

F₂=2,5 kH

Определение диаметра цилиндра.

D = 1,8

D=1,8 = 92,3мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=100мм.

Исходя из соотношения d/D =0,5 находим, что d =100/2=50мм.

Диаметр штока округляем до стандартного значения : d=50мм.

Исходя из соотношения j = 5,5мм при D = 100мм, где j-толщина стенки, составляем пропорцию:

5,5мм - 100мм

j мм- 100мм

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j =5,5мм;

Под действием давления стенки цилиндра деформируются, что может привести к нарушению работы уплотнений поршня. Диаметральная деформация стенок толщиной j, мм, цилиндра с внутренним диаметром D, мм, под действием внутреннего давления p, МПа, находится по следующей формуле: при j 0,1D

D = ;

j=2мм < 0,1D = 10;

После окончательного принятия диаметров D и d находится перепад давлений в цилиндре:

; ,

где F₁ и F₂ - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

МПа;

МПа.

2) Определение размера гидродвигателя схемы препятствующей самопроизвольному опусканию. Находим нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

;

- ускорение разгона и торможения, определяется по формуле:

,

где V - скорость поршня, м/мин;

Х - пути разгона и торможения, мм.

м/c;

=6000,44+6000+4000=10264Н

=6000,44+6000-4000=2264Н

Так как > рассчитываем для :

D = 1,13 =1,13 = 53 мм ;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения : D=56мм.

Исходя из соотношения d/D =0,5 находим, что d = 56/2=28мм.

Диаметр штока округляем до стандартного значения : d=32мм.

Исходя из соотношения j = 5,5мм при D = 100мм, где j-толщина стенки, составляем пропорцию:

5,5мм - 100мм

j мм- 56мм

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j = 4 мм;

Под действием давления стенки цилиндра деформируются, что может привести к нарушению работы уплотнений поршня. Диаметральная деформация стенок толщиной j, мм, цилиндра с внутренним диаметром D, мм, под действием внутреннего давления p, МПа, находится по следующей формуле: при j 0,1D

D = ;

j=4 мм < 0,1D = 5,6

После окончательного принятия диаметров D и d находится перепад давлений в цилиндре:

; ,

где F₁ и F₂ - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

МПа;

МПа

3) Определение размера гидродвигателя схемы переключения двух- венцовых блоков аналогично предыдущим расчётам.

Находим нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

Определение диаметра цилиндра.

D = 1,13;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения.

Исходя из соотношения d/D =0,5 .

Диаметр штока округляем до стандартного значения:

Исходя из соотношения j = 5,5мм при D = 100мм, где j-толщина стенки, составляем пропорцию:

5,5мм - 100мм

j мм- 63мм

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j =4мм;

Под действием давления стенки цилиндра деформируются, что может привести к нарушению работы уплотнений поршня. Диаметральная деформация стенок толщиной j, мм, цилиндра с внутренним диаметром D, мм, под действием внутреннего давления p, МПа, находится по следующей формуле: при j 0,1D

D = ;

После окончательного принятия диаметров D и d находится перепад давлений в цилиндре:

; ,

где F₁ и F₂ - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

4) Определение размера гидродвигателя схемы зажима фрезерной бабки аналогично предыдущим расчётам.

Находим нагрузки, преодолеваемые цилиндрами при разгоне и торможении:

Определение диаметра цилиндра.

D = 1,13;

Диаметр гидроцилиндра округляем до стандартного значения.

Исходя из соотношения d/D =0,5 .

Диаметр штока округляем до стандартного значения:

Исходя из соотношения j = 5,5мм при D = 100мм, где j-толщина стенки, составляем пропорцию:

5,5мм - 100мм

j мм- 90мм

Толщину стенки назначаем из ряда нормальных толщин: j =5 мм;

Под действием давления стенки цилиндра деформируются, что может привести к нарушению работы уплотнений поршня. Диаметральная деформация стенок толщиной j, мм, цилиндра с внутренним диаметром D, мм, под действием внутреннего давления p, МПа, находится по следующей формуле: при j 0,1D

D = ;

После окончательного принятия диаметров D и d находится перепад давлений в цилиндре:

; ,

где F₁ и F₂ - нагрузки, преодолеваемые силами давлений поршневой и штоковой полостями.

5) Определение размера гидродвигателя поворота инструментального магазина:

Поворотные гидродвигатели и гидромоторы развивают момент М, преодолевающий момент от инерционной нагрузки М, момент от нагрузки М и силы трения М:

М= М+ М

Момент Мнаходится по формуле:

H,

Где J-момент инерции, поворотного механизма и гидромотора, приведённый к валу гидромотора, кг.

угловое ускорение

=0,313рад/c

М=0,65+38=38,65 Н

-угол поворота вала гидромотора, на котором происходит разгон или торможения;

-угол поворота вала гидромотора из позиции в позицию.

Требуемый рабочий объём гидромотора

=0,9-механический КПД мотора.

По таб. 2 [2] с учётом V принимаем гидромотор Г15-24р с рабочим объёмом V=80см. Перепад давления на принятом гидромоторе:



Все полученные результаты сводим в таблицу 1.

Таблица1- Определение размеров гидродвигателей

Гидродвигатель	Исходные данные и рассчитанные величины	Принятые величины
	F, Н	М,	D, мм	V0, см3	D, мм	d, мм	, Мпа	, Мпа	V см3	j
Ц1	12500	-	92,3	-	100	50	1,75	1,4	-	5,5
Ц2	4000	-	53	-	56	32	4,6	4,04	-	3,8
Ц3	14000	-	61	-	63	32	4,9	2,9	-	4
Ц4	12000	-	81,1	-	90	45	2,07	1,38	-	5
	-	38,65	-	55	-	-	3,4	3,4	80	-

3. Построение циклограммы работы гидропривода и выбор источников давления

Расходы жидкости для цилиндров определяем по формулам:

- с поршневой полостью ;

- со штоковой полостью ,

где V₁ и V₂ - скорости перемещения поршней в соответствующем направлении.

Для гидромотора:

,

Где Z число позиций; n-частота вращения, мин.

Время перемещения поршня определяем по формуле:

= 0,06 ,

где S - величина хода.

Для зажима обеспечивающего сохранение давления:

л/мин;

л/мин;

с.

2) Для препятствия самопроизвольного опускания:

л/мин;

л/мин;

с.

3) Для переключения двухвенцовых блоков:

л/мин;

л/мин;

с.

4) Для зажима фрезерной бабки:

л/мин;

л/мин;

с.

5) Для поворота инструментального магазина:

л/мин;

с

Z=

Для построения циклограммы работы гидропривода сводим данные в таблицу 2.

Таблица 2 - Данные для построения циклограммы.

Гидродвигатель	Исходные данные	Определяемые Величины
	D, мм	d, мм	V0, см3	S, мм	V1, м/мин	V2, м/мин	n, мин-1	Q1, л/ мин	Q2, л/ мин	, с	, с
Ц1	100	50	-	30	4	4	-	31,5	23,6	0,45	0,45
Ц2	56	32	-	300	4	4	-	9,8	7,4	4,5	4,5
Ц3	63	32	-	50	4	4	-	12,5	9,3	0,75	0,75
Ц4	90	45	-	25	4	4	-	25,5	19,1	0,375	0,375
	-	-	80	-	-	-	25	2,2	2,2	1,2	1,2

По результатам записей в таблице 2 строим циклограмму работы гидропривода.

Рисунок1 - Циклограмма работы гидропривода

Гидродвигатель	№ перехода
Ц1
Ц2
Ц3
Ц4
Суммарный расход масла в гидроприводе л/мин
Давление в напорной линии рп,МПа

Требуемый объём масла в каждом переходе цикла:

1. Для зажима обеспечивающего сохранение давления:

Для остальных участков схемы расчет аналогичен, результаты сводим в таблицу 3.

Требуемый объём масла за весь цикл:

Требуемая подача насоса:

где - время цикла, с.

Исходя из этого выбираем насос пластинчатый Г12-32АМ с номинальной подачей Q_н. = 12,7л/мин.

Объём масла, подаваемый насосом за каждого перехода:

1. Для зажима обеспечивающего сохранение давления:

2 Для препятствия самопроизвольного опускания.

3. Для переключения двухвенцовых блоков

4 Для зажима заготовки.

5 Поворот инструментального магазина.



Определяем разность требуемых объёмов

V = V_Нi - V_Ti.

При V > 0 масло поступает на зарядку аккумулятора, а при V < 0 аккумулятор разряжается.

Результаты вычислений сводим в таблицу 3.

Таблица 3 - Выбор источников давления

Номер перехода	Время перехода, , с	Расход масла, Qi, л/мин	Объём масла, л		Давление в конце перехода, МПа
			Требуемый, VTi	Подаваемый насосом, VНi
1	0,45	31,5	0,23	0,095	-0,135	1,75
2	4,5	9,8	0,735	0,95	0,215	4,6
3	0,75	12,5	0,16	0,16	0	4,9
4	0,375	25,5	0,16	0,08	-0,08	2,07
5	1,2	2,2	0,44	0,254	-0,186	3,4
6	0,45	23,6	0,18	0,095	-0,085	1,4
7	4,5	7,4	0,55	0,95	0,4	4,04
8	0,75	9,3	0,11	0,16	0,05	2,9
9	0,375	19,1	0,12	0,08	-0,04	1,38

Учитывая л выбираем аккумулятор типа АРХ-0,4/320 (р_ном = 32 МПа , V =0,4 дм³).

4. Выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Согласно принципиальной гидросхеме подбираем аппаратуру и другие узлы гидропривода по их функциональному назначению, величине условного прохода и способу исполнения. Для каждого типоразмера аппаратуры из её технической характеристики находим потери давления и утечки. Все данные сводим в таблицу 4 .

Таблица 4 - Выбор аппаратуры

№ Схемы	Наименование.	Тип	Расход пропус-каемый Q, л/мин	Расход номи-нальный Qн, л/мин	Перепад давлений номин. рн, МПа	Перепад давлений рабочий рн, МПа	Утеч-ки, Qут, л/мин
1	Распределители	ПЕ6,574А31-50	31,5	33	0,15	0,06	0,05
2		ПЕ644Г24Н	9,8	28	0,1	0,156	0,01
3		ПЕ6,574А31-50	12,5	33	0,15	0,17	0,006
4		ПЕ644Г24Н	25,5	28	0,13	0,3	0,04
5		ПЕ6,574А31-50	2,2	33	0,15	0,5	0,004
3	Дроссель с обратным клапаном	ДК-12	12,5	25	0,3	0,2	0,18
2		ДК-12	9,8	25	0,05	0,2	0,015
4	Модульный редукционный клапан	КРМ102-0-В3	25,5	40	0,1	0,048	0,1
2	Клапан давления с обратным клапаном	Г54-32М	9,8	10	0,2	0,21	0,015
1	Гидрозамок	ЭПГ57-72	31,5	35	0,2	0,19	0,004
1	Клапан усилия зажима	ПГ57-72	31,5	31	0,1	0,2	0,025
2	Редукционный клапан	ПГ55-22	9,8	40	0,1	0,2	0,1
3	Клапан давления	П6Г54-34	12,5	25,5	0,05	0,05	0
4			25,5				0,001
1	Манометр	МТП-100-2,5	31,5	32	0,001	0,001	0
5	Дроссель	ДС32	2,2	2,5	0,01	0,012	0

Регламентирующая скорость потоков жидкости в трубопроводах V_м = 3,2м/с., в сливных линиях V_м = 2м/с.

Определяем внутренний диаметр трубопровода, через который проходит расход масла:

Минимально допустимая толщина стенки:

где -предел прочности на растяжение материала трубопровода, принимаем для стали 45 равным ф_ВР =589 Мпа.

- коэффициент безопасности, принимаем К_д = 6

1 Определяем внутренний диаметр трубопровода, толщину стенок труб напорной и сливной линий для гидродвигателя перемещения с надежной фиксацией в крайних положениях:

;

Определяем наружный диаметр трубопровода в напорной и сливной линии:

;

Принимаем ;

Принимаем j = 0,3 мм

Тогда пересчитанный внутренний диаметр будет равен:;

2 Определяем внутренний диаметр трубопровода, толщину стенок труб напорной и сливной линий для гидропривода перемещения стола:

;

Определяем наружный диаметр трубопровода в напорной и сливной линии:

;

Принимаем ;

Принимаем j = 0,3 мм

Тогда пересчитанный внутренний диаметр будет равен:; .

3 Определяем внутренний диаметр трубопровода, толщину стенок труб напорной и сливной линий для гидропривода переключения двухвенцовых блоков:

;

Определяем наружный диаметр трубопровода в напорной и сливной линии:

;

Принимаем ;

Принимаем j = 0,3 мм

Тогда пересчитанный внутренний диаметр будет равен:; .

4 Определяем внутренний диаметр трубопровода, толщину стенок труб напорной и сливной линий для гидропривода зажима фрезерной бабки:

;

Определяем наружный диаметр трубопровода в напорной и сливной линии:

;

Принимаем ; . Принимаем j = 0,3 мм

Тогда пересчитанный внутренний диаметр будет равен:; .

5 Определяем внутренний диаметр трубопровода, толщину стенок труб напорной и сливной линий для гидропривода поворота стола:

;

Определяем наружный диаметр трубопровода в напорной и сливной линии:

;

Принимаем ; . Принимаем j = 0,3 мм

Тогда пересчитанный внутренний диаметр будет равен:; .

5. Определение потерь и КПД

Принимаем масло ИПГ-18, кинематическая вязкость минерального масла мм²/с. Для гладких труб R_{е кр} = 2300.

Число Рейнольдса определяется по формуле:

При R_e<R_{e кр} - ламинарный режим, а при R_e>R_{e кр} - турбулентный режим.

Потери давления в трубопроводе:

- при ламинарном режиме течения

- при турбулентном режиме течения

Определяем число Рейнольдса и потери давления в трубопроводе для гидропривода.

1. Зажима заготовки: Для напорной линии:

Для сливной линии:

2. Перемещения стола:

Для напорной линии:

Для сливной линии:

3. Переключения двухвенцовых блоков :

Для напорной линии:

Для сливной линии:



4. Зажим фрезерной бабки:

Для напорной линии:

Для сливной линии:

5. Поворота стола:

Для напорной линии и сливной линии:

Потери давления в различных местных сопротивлениях:

Определяем потери давления в различных местных сопротивлениях для гидропривода для зажима заготовки:

Для напорной линии:

Для сливной линии:

Потери давления в последовательно подключённых аппаратах:

Для напорной линии:

МПа

Для сливной линии:

МПа

Потери давления на преодоление всех видов сопротивлений:

р_i = р_тр + р_м + р_а

Для напорной гидролинии:

р_нп =0,021+0,11+0,451=0,583МПа;

Для сливной гидролинии:

р_сл =0,016+0,06+0=0,475МПа;

Потери давления для напорной и сливной гидролиний определяли раздельно, тогда потери давления в этом случае

р_п = р_нп + р_сл

р_п1 =0,583+0,475=1,058МПа;

Полные потери давления на участке гидропривода:

р = р_п + р_гд = р_п

р₁ =1,058+3,15=4,208МПа;

Расчёты остальных гидросхем производим аналогично.

Полученные данные сводим в таблицы 5 и 6 .

Таблица 5 - Определение потерь давления в напорной гидролинии

Участок гидропривода	Q, л/мин	По длине трубопровода	В местных сопротивлениях	В гидроаппаратуре	Полные
		d, мм	Re	L, м	ртр, МПа		рм, МПа	ра, МПа	рнп, МПа
Ц1	31,5	14,4	2262	4,5	0,057	39	0,075	0,451	0,583
Ц2	9,8	8,4	930	4,7	0,021	43	0,036	0,25	0,307
Ц3	12,5	12,4	1187	4	0,024	60	0,08	0,5	0,604
Ц4	25,5	13,4	2085	5	0,03	80	0,254	0,28	0,564
ГМ	2,2	6,4	405	4,7	0,069	43	0,026	1,1	1,195

Таблица 6 - Определение потерь давления в сливной гидролинии

Участок гидропривода	Q, л/мин	По длине трубопровода	В местных сопротивлениях	В гидроаппаратуре	Полные
		d, мм	Rе	L, м	, МПа		, МПа	,МПа	МПа
Ц1	23,6	16,4	1694	4,5	0,024	39	0,0001	0,451	0,475
Ц2	7,4	12,4	702	4,7	0,016	43	0,001	0,45	0,467
Ц3	9,3	12,4	883	4	0,018	60	0,0001	0,45	0,468
Ц4	19,1	14,4	1562	5	0,024	80	0,0001	0,28	0,304
ГМ	2,2	6,4	405	4,5	0,069	43	0,0001	1	1,069

Гидравлический КПД участка гидропривода:

Определяем гидравлический КПД участка для гидропривода зажима заготовки:

Объёмный КПД участка:

где УQ_УТ - сумма утечек в аппаратуре участка;

- объёмный КПД гидродвигателя, .

Определяем объёмный КПД участка для гидропривода зажима заготовки:



Полный КПД участка:

где - механический КПД участка, .

Определяем полный КПД участка для гидропривода перемещения стола:

Полезная мощность гидроцилиндров:

1. Определяем полезную мощность гидроцилиндра в гидроприводе зажима заготовки:

Аналогично определяем гидравлический КПД участка, объёмный КПД участка, полный КПД участка и полезную мощность гидродвигателя для остальных гидросхем. Для поворотного гидродвигателя полезная мощность :

Полный КПД гидропривода:

где з_н - КПД насоса, з_н =0,85

Полученные результаты сводим в таблицу 7.

Таблица 7 - Определение КПД гидропривода

Участок гидропривода с гидродвигателем	рП			Qут, л/мин	Q, л/мин					РП, кВт
Ц1	4,02	3,15	0,74	0,079	19,29	1	0,998	0,87	0,65	0,83	0,59
Ц2	9,414	8,64	0,91	0,14	37,5	1	0,984	0,87	0,79	0,26
Ц3	8,872	7,18	0,88	0,186	7,8	1	0,985	0,87	0,72	0,93
Ц4	4,31	3,45	0,80	0,141	7,56	1	0,994	0,87	0,69	0,8
ГМ	9,06	6,8	0,75	0,004	3,33	0,9	0,898	0,87	0,58	0,09

6. Насосная установка

Потери мощности в насосе и гидроприводе:

+

Необходимый объём масла в баке:

где t - рекомендуемое превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды, t = 35⁰C.

Принимаем бак вместимостью V=10 л.

При работе в повторно-кратковременном режиме электродвигатель привода насоса подбирается по эквивалентной мощности:

Выбираем электродвигатель: 4А132М8У3 (N = 5,5 кВт, n = 750 об/мин).

7. Техника безопасности

При конструировании гидроприводов необходимо исключать представляющие опасность для обслуживающего персонала перемещения выходных звеньев гидродвигателей в любые моменты цикла работы.

Гидросистемы должны иметь блокировки, исключающие возможность ошибочного включения несовместных движений рабочих органов.

Если снижение давления в системе может создать опасность для работающих или вызвать аварию машины, должна быть предусмотрена блокировка, останавливающая машину при снижении давления ниже значения, установленного в стандартах или технических условиях.

При этом не должны отключаться устройства, перерыв в работе которых связан с возможностью травмирования рабочих.

В станках с механизированным или автоматизированным закреплением заготовок должны быть предусмотрены блокировки, разрешающие включение цикла обработки только после окончания зажима детали.

Для защиты гидроприводов от перегрузок и контроля давления в напорных линиях должны быть установлены клапаны и манометры, причём на шкале или корпусе должны быть нанесены красные метки, соответствующие максимально допустимому давлению.

В линиях, ведущих к манометрам, запрещается проводить отбор рабочей жидкости.

Гидроприводы с аккумуляторами должны иметь также предохранительные устройства, защищающие от перегрузки.

Список использованной литературы

1 Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник - 3-е изд., - М.: Машиностроение, 1995.

2 Методические указания для выполнения курсовой работы студентам специальности 360101 "Технология машиностроения" и 360103 "Технологическое оборудование машиностроительного производства".- Могилёв: Белорусско-Российский университет, 2003.

3 Методические указания для выполнения курсовой работы студентам специальности Т.03.01.00 "Технология, оборудование и автоматизация машиностроения ".- Могилёв : ММИ, 1999.

Размещено на Allbest.ru