Размещено на http://www.allbest.ru/

Кафедра общетехнических дисциплин

ПРИВОД ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Кинематическая схема привода

1 - электродвигатель;

2 - муфта упругая;

3 - редуктор цилиндрический;

4 - муфта зубчатая;

5 - гидротрансформатор.

Исходные данные:

Р_вых.=3,6кВт

n_вых.=500об/мин

Режим работы:

k_год.=0,8

k_сут.=0,2

t=5 лет

1. РАСЧЕТ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

1.1 Выбор электродвигателя

Выбор электродвигателя производится по ГОСТ 19523-81 в зависимости от рассчитываемой и требуемой мощности и числа оборотов его вала n_дв.

Рассчитываем суммарный КПД:

з_У - общий КПД привода, характеризующий потери мощности при передачи энергии от электродвигателя к исполняющему механизму;

з_м - КПД муфты, з_м = 0,98, а - число пар муфт;

з_п - КПД редукторной передачи, з_п = 0,98, в - количество редукторных передач;

з_пк -КПД одной пары подшипников качения, з_пк = 0,99, с - количество пар подшипников;

Определяем необходимую мощность электродвигателя по формуле:

Определяем оптимальный диапазон частот вращения вала электродвигателя. Для этого находим по табл.1.2, стр.9 методического указания, наименьшее и наибольшее значения передаточных чисел:

По табл. 1.3, методического указания, выбираем электродвигатель с мощностью, большей чем Р_{дв.расч.}: электродвигатель 4А100S2У3 с мощностью Р_дв.=4кВт и частотой вращения n_дв.=2880об/мин.

1.2 Определение основных кинематических и энергетических параметров передач привода

После окончательного выбора электродвигателя, вычисления и согласования разбивки передаточного числа по ступеням привода необходимо перейти к вычислению его основных энергосиловых и кинематических параметров: мощностей, крутящих моментов и частот вращения каждого вала редуктора.

Мощности на валах определяются по формулам:

P₁ = Р_дв.**= 4·0,98·0,99 = 3,88 кВт

P₂ = Р_1·= 3,88·0,98·0,99 = 3,76 кВт

P₃=P_2· =3,76 ·0,98 = 3,69 кВт

Частоты вращения каждого вала редуктора:

 n₁ = n_дв = 2880 об/мин

n₂ = n₁ / = 515 об/мин

n₃ = n₂ = 515 об/мин

Крутящие моменты, передаваемые валами:

Диаметры валов определим из ориентировочного расчета по условию прочности вала на чистое кручение:

где -допускаемое напряжение кручения 15-20МПа:

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ, ТЕРМООБРАБОТКИ, ТВЕРДОСТИ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

привод электродвигатель вал

Расчет производится по номинальной мощности двигателя.

Выбираем для шестерни сталь 40Х, термообработка улучшение с последующей закалкой ТВЧ ,

НВ=280

Выбираем для колеса сталь 40Х, термообработка улучшение с последующей нормализацией.

НВ=250

Каждый зуб шестерни находится под нагрузкой. Разрушение поверхности зуба более вероятнее, чем у колеса.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни [_H1] = 1,8 HВ + 67==1,8*280 + 67=571 МПа.

для колеса [_H2] = 1,8НВ + 67=1,8*250 + 67=517 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения:

для шестерни [_F1] = 1,03 НВ = 1,03*280 = 288 МПа,

для колеса [_F2] = 1,03 НВ=1,03*250 = 258 МПа.

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Межосевое расстояние

K_a = 43 (K_a - коэффициент межосевого расстояния).

= 0,5 ( - коэффициент ширины зубчатых венцов)

По табл. 3.2 [2, с.20] по 2-ому ряду принимаем a_W^станд = 125 мм.

3.2 Модуль зацепления числа зубьев колеса и шестерни

Выбираем из стандартных значений, входящих в диапазон

m=(0.01…0.02)

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-95

m = 1.75 мм.

Суммарное число зубьев передачи:

зубьев, при в=30°

Уточняем угол наклона зубьев:

в = arcos (Z_У·m_n / 2·a_w) = arcos (122·2 / 2·125) = 29,76, следовательно в = 29°43'

Число зубьев шестерни:

зубьев

Число зубьев колеса: Z₂ = Z_У - Z₁ = 122-20 = 102 зуба. По округленным значениям числа зубьев шестерни и колеса, уточним фактическое передаточное число и его отклонение от стандартного значения

Рассчитаем делительные диаметры шестерни и колеса по зависимостям:

Проведем проверку межосевого расстояния

Межосевое расстояние вычисленное по формуле, получилось равным стандартному значению без округления, поэтому считаем, что делительные диаметры выбраны верно.

Рассчитаем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса по формулам

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса

Ширину зубчатого венца колеса найдем по формуле

А ширину зубчатого венца шестерни

делительные окружности:

для шестерни:

для колеса:

3.3 Проверочный расчет зубьев колеса по контактным напряжениям на выносливость

3.3.1 Проверка контактной прочности зубьев

В рассчитываемых формулах будем использовать уточненные значения рассчитываемого крутящего момента. Значения рассчитываемых коэффициентов будем проводить по значению фактической окружной скорости

В соответствии с полученным значением окружной скорости

Передачу следует изготавливать по девятой степени точности, но т.к. в цилиндрических передачах девятую степень точности не назначают, то будем изготавливать передачу по восьмой степени точности.

Коэффициент контактной нагрузки определим по формуле:

К_Н = К_Нб К_Нв К_Нv,

К_Нб - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, КНб = 1,09

К_Нв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса, КНв = 1

К_Нv - динамический коэффициент, К_Нv = 1,1

К_Н = 1,09·1·1,1 = 1,2

Проверка условия

Поскольку _н >[_H2] выполняем расчет недогрузки по контактным напряжениям



Недогрузка может составлять не более 15%, значит условие прочности выполняется.

3.3.2 Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба

Для определения напряжения изгиба в зубе колеса используем формулу:

[_F2] = 258 МПа

Коэффициент формы зуба равен (см. А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин» таблица 4.4 стр. 67):

для шестерни Z₁ = 20 Y_F1 = 3,98

для колеса Z₂ = 102 Y_F2 = 3,6

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

(для косозубой передачи)

K_Fб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [1, рис. 4.2. стр. 66] K_Fб = 1,06;

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; K_Fв = 1;

K_FV - коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 4.3, стр. 65] K_FV = 1,06.

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

Для определения напряжения изгиба в зубе колеса используем формулу:

3.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность по динамическим нагрузкам

Долговечность подшипника в часах определяется по формуле:

Где n- частота вращения вала, об/мин;

m-показатель степени, для шарикоподшипников m=3

Силы действующие в зацеплении:

F_t= 3525 Н, F_r=7885 Н, F_а=2126 Н,

По диаметру вала подбираем шариковые радиальные однорядные легкой серии (стр.433 П3) по ГОСТ 8338-75.

1) Диаметр ведущего вала под подшипник, мм d₁=30

Подшипник №206

2) Диаметр ведомого вала под подшипник, мм d₂=50

Подшипник №210

Определение нагрузок на подшипник.

В результате предварительной компоновки редуктора получили расчетные схемы валов, показанные на компоновке.

Ведущий вал Ведомый вал

Расстояние от оси колеса до оси опоры, мм x₁=57 x₂=58

От оси шкива до оси опоры, мм x₃=57

Определяем опорные реакции,

1)Быстроходный вал.

По оси Оy:

Н

По оси Оz:

Н

Проверка:

;

Н

Н

Проверка:

Н

Строим эпюру изгибающих моментов «М_х»

А)М_х¹=0

Б) М_х²=-R_az*x₁ =-3942.5 * 0,057 = 224,7225 кН * м

В) М_х³=-R_az*(x₁+x₂) + F_r * x₂=-3942,5 * 0,114 + 7885 * 0,057= 499,445 -499,445=0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_z»

А)М_z¹=0

Б) М_z²=-R_ax*x₁ =-1762,5 * 0,057 = -100,9 кН * м

В) М_z³=-R_ax*(x₁+x₂) + F_t * x₂=-1762,5 * 0,114 + 3525 * 0,057= 0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_k»

А)М_k¹=0

М_k¹=R_ak*x₁ =1067,9 * 0,057 = 60,87 кН * м

Б) М_k²=R_ak*(x₁+x₂) =1067,9 * 0,114 = 121,74 кН * м

Б) М_k³=R_ak*(x₁+x₂+x₃) - R_bk * x₃=1067,9 * 0,172 - 3167,063 * 0,058= 0кН * м

Суммарный изгибающий момент «М_u»

А)

кН * м

кН * м

1)Определяем суммарные радиальные нагрузки, Н :

2) Определение эквивалентной нагрузки Р_экв;

При вращении внутреннего кольца: V=1

Коэффициент динамичности (табл.9.19) К_у=1,2

Температурный коэффициент (табл.9.20) К_t=1

Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.

С=19500

Долговечность, млн.об.



Число оборотов вала, об/мин:

Долговечность, часов:

2)Тихоходный вал

По оси Оy:

Н

По оси Оz:

Н

Проверка:

;

Н

Н

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов «М_х»

А)М_х¹=0

Б) М_х²=R_az*x₂ =-3942,5 * 0,055 = -216,3 кН * м

В) М_х³=R_az*(x₃+x₂) + F_r2 * x₂=-3942,5* 0,110 + 7885 * 0,055= 433,675 - 433,675 =0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_z»

А)М_z¹=0

Б) М_z²=R_ax*x₂ =-1762 * 0,055 = -96,93 кН * м

В) М_z³=R_ax*(x₃+x₂) + F_t2 * x₃=-1762,5 * 0,110 + 3525 * 0,055= 0кН * м

Строим эпюру изгибающих моментов «М_k»

А)М_k¹=0

М_k¹=F_k*x₁ =2099,1 * 0,075 = 157,43 кН * м

Б) М_k²=F_k*(x₁+x₂) - R_ak*x₂ =2099,1 * 0,13 - 3530,3 * 0,055 = 78,723 кН * м

Б) М_k³=F_k *(x₁+x₂+x₃) - R_ak *(x₂ +x₃)=2099,1 * 0,185 - 3530,3 * 0,110= 0кН * м

Суммарный изгибающий момент «М_u»

А)

 кН * м

кН * м

1)Определяем суммарные радиальные нагрузки, Н

2) Определение эквивалентной нагрузки Р_экв;

При вращении внутреннего кольца: V=1

Коэффициент динамичности (табл.9.19) К_у=1,2

Температурный коэффициент (табл.9.20) К_t=1

Определение требуемой динамической грузоподъемности подшипника.

С=43600

Долговечность, млн.об.

Число оборотов вала, об/мин:

Долговечность, часов:

Расчет валов на усталостную прочность.

Уточненный расчет вала производится с целью определения прочности вала

При длительной работе по соотношению:

S- эквивалентный коэффициент запаса прочности;

- допустимый коэффициент запаса прочности.

Эквивалентный коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

1)Расчет быстроходного вала в сечении 1-1

Марка стали 40 Х

=320



-коэффициент концентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости;

Амплитудное значение напряжения:

- осевой момент сопротивления сечения вала для сплошного круглого сечения

Так как осевая сила равна F_a=0, тогда

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=200

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.

2)Расчет быстроходного вала в сечении 5-5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=200

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сплошного круглого сечения.

Эквивалентный коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

Полученное значение достаточно

1)Расчет тихоходного вала в сечении 1-1

Марка стали 45

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=150

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:

Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.



1)Расчет тихоходного вала в сечении 5-5

Марка стали 40 Х

коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

=250

-коэффициент концентрации напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости;

Амплитудное значение напряжения:

- осевой момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.

Так как осевая сила равна F_a=0, тогда

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

=150

Коэффициент концентраций напряжений, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости рассчитывается по формуле:



Амплитудное значение напряжения:

- полярный момент сопротивления сечения вала для сечения со шпоночным пазом.

Полученное значение достаточно

Валы	Материал вала	№ подшипника			S
Б	40Х	207	29433,6	31501,3	2888,9	706,5
Т	45	211	29433,6	40211,6	2826	1808,6

4. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПАНОВКА ПРИВОДА

4.1 Расчет вала

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело. А проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала.

Диаметры валов колеса d_к = 45 мм и шестерни d_ш = 26 мм (1-я ступень) нами уже рассчитаны. Данные диаметры рассчитаны под элемент открытой передачи или полумуфту. Остальной расчет будем производить согласно [1, табл. 7.1, стр. 112].

2-я ступень (под уплотнение крышки с отверстием и подшипник):

d_к1 = 45 мм и d_ш1 = 26 мм

d_к2 = d_к1 + 2t = 53 + 2·2,5= 50 мм d_ш2 = d_ш1 + 2t = 26 + 2·2 = 30 мм

d_к2 = 50 мм и d_ш2 = 30 мм

3-я ступень (под шестерню, колесо):

d_к2 = 50 мм и d_ш2 = 30 мм

d_к3 = d_к2 + 3,2r = 75 + 3,2·1,6 = 55,12 мм d_ш3 = d_ш2 + 3,2r = 30 + 3,2·1,6 = 45,12 мм

d_к3 = 56 мм и d_ш3 = 36 мм

4-я ступень (под подшипник):

d_к2 = d_к4 = 50 мм d_ш2 = d_ш4 =30 мм

4.2 Выбор соединений

Редукторы валов испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяем шпонки и посадки с натягом. Выбираем призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали, длину принимаем из стандартного ряда (табл. 13.15), так чтобы она была меньше длины ступиц на 5…10 мм, сечение выбираем по величине соответствующего диаметра вала.

В соответствии с этим, принимаем следующие призматические шпонки:

- под колесо: h=16, b=10, t₁=6 (глубина паза вала), t₂= 4,3 (глубина паза ступицы);

- под муфту (на тихоходном валу): h=14; b=9, t₁=5,5 (глубина паза вала), t₂= 3,8 (глубина паза ступицы);

- под муфту (на быстроходном валу): h=8, b=7, t₁=4 (глубина паза вала), t₂= 3,3 (глубина паза ступицы);

4.3 Конструирование корпуса редуктора

Основными корпусными деталями редуктора являются основание корпуса и крышки. Построение корпуса может быть выполнено по размерам, полученными расчетом по эмпирическим формулам; основные параметры:

- толщина стенки основания и крышки: д =0,04a+2, д1=0,032a+2 (не меньше 8мм);

- диаметр фундаментальных болтов: d1=(0.03…0.036)a+12;

- наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса: А=10.

Диаметры болтов:

1.) фундаментных (их число равно 4) d₁ = (0,03...0,036)*а_w+12

d1 = (0,03...0,036)*140 + 12 = 15,75…16,5 мм. Принимаем болты с резьбой М16.

2.) соединяющих основание корпуса с крышкой

d₂ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6)·16 = 8…9,6. Принимаем большие болты с резьбой М10 и малые болты с резьбой М8.

Для крепления смотрового люка принимаем винты с резьбой М8.

Отжимной болт принимаем с резьбой М12.

Материал корпуса обычно чугун CЧ10 или СЧ15. Стальные конструкции корпусов редукторов из листовой стали применяют редко, основное применение - крупногабаритные редукторы индивидуального изготовления. Толщина стенок стальных корпусов на 20%...30% меньше, чем у чугунных.

Толщину стенки корпуса и крышки корпуса редуктора из чугуна берем одинаковыми и рассчитываем по формуле:

= 0,04*а_w+2; Принимаем = 8 мм (но не менее 8 мм).

4.4 Подбор подшипников

Выбираем подшипники легкой серии шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 831 - 75) согласно [1, табл. К28, стр.]:

для ведущего вала - шестерни: № 36206

Размеры подшипника: d = 30 мм D = 62 мм B = 16 мм

для ведомого вала: № 36210

Размеры подшипника: d = 50 мм D = 90 мм B = 20 мм

4.5 Выбор смазки, смазочных устройств

4.5.1 Выбор сорта масла

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким масло картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 15 м/с.

Устанавливаем вязкость масла: при контактных напряжениях _НР = 479 МПа и скорости v = 3,03 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 68·10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (по ГОСТ 17479.4-87), где И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок, 46 - класс кинематической вязкости.

В цилиндрических редукторах наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. Он оправдывает себя для зубчатых передач при окружных скоростях до 15 м/с. Глубина погружения цилиндрического колеса составляет (0,5...5)m_n соответственно нижнему и верхнему уровням смазки, но не менее 10 мм. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют с помощью различных маслоуказателей (жезловые и т.д.). При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Для слива масла служит отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

4.5.2 Смазка подшипников

При окружных скоростях более 2-х м/с смазка подшипников осуществляется за счет масляного тумана. На ведущий вал - шестерню редуктора устанавливаются маслоотражательные кольца. На ведомый вал устанавливаются такие же кольца.

4.5.3 Смазка колес

На дно корпуса редуктора заливается масло, в масляную ванну погружается зубчатое колесо (глубина погружения составляет 6 - 12 мм). Этот способ называется картерным непроточным. Но существуют и другие способы смазки - струйный, комбинированный. Смазка данного редуктора осуществляется картерным способом.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная со сборки валов: ведущий вал представляет собой вал-шестерню, поэтому шпонку закладывают только на выходной конец вала. Затем напрессовывают шарикоподшипники предварительно нагретые в масле до температуры 80...100С;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и напрессовывают нагретые в масле подшипники.

Так как редуктор горизонтальный, то в основание корпуса укладывается вал с колесом, а затем вал-шестерня. Поверхность стыка крышки и корпуса должна быть предварительно обработана спиртовым лаком. Для фиксации крышки корпуса относительно корпуса используют шпильки.

Далее на валы ставят гайки шлицевые со стопорными многолапчатыми шайбами для регулировки радиально - упорных однорядных подшипников.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки). Крышки закрепляют болтами. Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровой люк крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. После обкатки масло меняется.

Заключение

При выполнении курсового проекта были последовательно решены конструкторские задачи: от анализа схемы привода через многовариантность проектных решений до его воплощения в рабочих чертежах.

Спроектирован одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Его техническая характеристика:

крутящий момент на ведомом валу - 332,6 Н*м;

частота вращения ведомого вала - 290 об/мин;

передача реверсивная, допускается спокойный постоянный режим работы.

Для смазывания зубчатой передачи предусмотрено применение масла И-Г-А-68 (ГОСТ 17479.4-87).

Приобщаясь к инженерному творчеству, осваивая предшествующий опыт, были рассмотрены новые идеи в создании машин, надежных и долговечных, экономичных в изготовлении и эксплуатации, удобных и безопасных в обслуживании.

Проект выполнен в соответствии с заданием.

Список использованной литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Изд. 2 - е, перераб. и доп. - Калининград: Янтар. сказ, 2004. - 454 с.: ил., черт. - Б.ц.;

2. Механика. Раздел 4 «Детали машин и основы конструирования» Методические указания по выполнению курсового проекта для слушателей очной и заочной форм обучения по направлению подготовки 280100 - Безопасность жизнедеятельности по специальности 280104.65 - Пожарня безопасность. - Екатеринбург: Уральский институт ГПС МЧС России, 2008. - 71 с.;

3. Детали машин: Учеб. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Бойко, И.К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. - 2 - е изд., перераб. М.: Изд - во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. - 520 с. - (Сер. Механика в техническом университете; Т.8);

4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. «Детали машин: Атлас конструкций» 1983 г., 575 с.;

5. Решетов Д.Р. (под редакцией) «Детали машин: Атлас конструкций» 1979 г., 367 с.;

6. Механика: Методические рекомендации и типовые задания на курсовое проектирование для слушателей всех форм обучения по направлению подготовки 280100 - Безопасность жизнедеятельности по специальности 280104.65 - Пожарня безопасность. - Екатеринбург: Уральский институт ГПС МЧС России, 2007. - 27 с.;

7. Детали машин. Основные требования стандартов ЕСКД к оформлению курсовых проектов / Сост. В.И. Мальцев - Екатеринбург: Еф АГПС МЧС РФ, 2004. - 56с.

Размещено на Allbest.ru