Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический расчет привода

Рис. 1

Дано: Р_вых = 3,5 кВт; n_вых = 30 об/мин. 1.Электродвигатель 2.Ременная передача 3.Конический редуктор 4.Цилиндрическая косозубая передача

Решение. 1.1 Определяем расчетную мощность двигателя

;

кВт.

1.2 Выбор электродвигателя. Прежде, чем выбрать двигатель по найденной мощности , необходимо определить , приемлемое для данного привода. Для этого вычислим общее передаточное отношение привода:

.

Первоначально примем величины передаточных отношений из таблицы методом подбора: ; ; ; ;

из формулы

,

определим об/мин.

Тогда принимаем двигатель 132S6/960 кВт; об/мин.

Теперь уточняем передаточное отношение привода с об/мин:

.

Пересчитываем передаточное отношение открытой передачи (можно ременной):

;

.

Окончательно, ; ; .

1.3 Определяем мощность на каждом валу

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

1.4 Определяем обороты каждого вала

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

1.5 Определяем угловую скорость каждого вала

с¹;

с¹;

с¹;

с¹.

1.6 Определяем моменты на валах

Нм;

Нм;

Нм;

Нм.

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

2.1 Твердость материала шестерни должна быть на 2030 единиц выше твердости колеса .

Принимаем материал сталь 40Х.

Шестерня: мм; ; улучшение.

Колесо: мм; ; улучшение.

2.2. Пределы выносливости по контактным напряжениям вычисляются по формулам

; .

МПа;

МПа.

2.3. Вычисляем допускаемые контактные напряжения:



,

где требуемый коэффициент безопасности. При улучшении или нормализации ; коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима передачи. Для базового числа циклов ().

МПа;

МПа.

Расчет прямозубых передач ведут по меньшему значению .

Косозубые передачи рассчитывают по суммарному контактному напряжению:

;

МПа.

2.4. Пределы выносливости по изгибным напряжениям вычисляются по формулам

; .

МПа;

МПа.

2.5. Вычисляем допускаемые изгибные напряжения:

где ? для литых колес; для поковки; для базового числа циклов.

МПа;

МПа

3. Выполнить расчет закрытой прямозубой конической передачи

Дано: ; кВт; c¹; Нм;

МПа; МПа; МПа.

Решение:

3.1. При консольном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке принимаем коэффициент ширины венца колеса по делительному диаметру . Коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию вычисляется по формуле

.

3.2. Принимаем коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине зуба [1]: при несимметричном расположении шестерни и , .

3.3. Вычислим средний делительный диаметр шестерни

,

где Т₁ ? крутящий момент на шестерне, Нм; ? меньшее допускаемое контактное напряжение, Па.

Принимаем мм.

3.4. Вычислим ширину зубчатого венца

мм 40 мм.

3.5. Вычислим внешний делительный диаметр колеса

мм.

3.6. При числе зубьев шестерни рекомендуемые значения производственного модуля

мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 956360 [1] = 5 мм.

3.7. Вычисляем число зубьев колеса

, принимаем .

3.8. Пересчитываем фактическое значение :

мм,

отклонение от до 2 %.

3.9. Вычисляем число зубьев шестерни

,

принимаем .

3.10. Вычисляем передаточное число

,

отклонение от передаточного отношения i нет.

3.11. Вычислим углы делительных конусов:

шестерни ; ;

колеса .

3.12. Вычислим основные геометрические размеры передачи:

а) внешний делительный диаметр шестерни:

мм;

б) внешний делительный диаметр вершин зубьев:

шестерни мм;

колеса мм;

в) внешнее конусное расстояние

мм;

г) среднее конусное расстояние

мм.

3.13. Проверим следующие рекомендации

; ;

; 40 < 50, условия соблюдаются.

3.14. Определим средний модуль зацепления

мм.



3.15. Вычислим фактический средний делительный диаметр шестерни

мм.

3.16. Вычислим среднюю окружную скорость зубчатых колес:

м/с.

Принимаем 8-ую степень точности [1].

3.17. Вычислим окружную силу

Н.

3.18. Определим коэффициенты динамической нагрузки для прямозубых передач при НВ 350 и скорости v 5 % ; .

3.19. Вычислим расчетное контактное напряжение

= 411 МПа 435 МПа = []_Н .

недонапряжение составило 5,5 %, что допустимо.

3.20. Вычислим эквивалентное число зубьев

шестерни ;

колеса .

Находим коэффициенты ; [1].

3.21. Определим напряжение изгиба в основании зуба шестерни и колеса

94,5 МПа 211 МПа = []_Н .

МПа.

Условие прочности выполняется.

4. Выполнить расчет клиноременной передачи

Дано: ; кВт; c¹; Нм.

Решение.

4.1 Принимаем тип ремня по таблице 1

Таблица 1

Передаваемая мощность, кВт	Тип ремня при скорости, м/с
	5	5 -10	10
1 1 - 2 2 - 4 4 - 7,5 7,5 - 15 15 - 30 30 - 60 60 - 120 120 - 200 200	0, А 0, А, Б А, Б Б, В В - - - - -	0, А 0, А 0, А, Б А, Б, Б, В В Г, Д Д Д, Е -	0 0, А 0, А А, Б, Б, В В, Г В, Г Г, Д Г, Д Д, Е

При мощности 4,07 кВт и при скорости 5 м/с v 10 м/с выбираем ремень типа Б. Этот ремень имеет мм; r = 10,5 мм; мм²; мм (табл. 2)

Таблица 2

Тип ремня	Размеры сечения, мм	А0 , мм2	Расчетная длина l ремня, мм
			h
0 А Б В Г Д Е	10 13 17 22 32 38 50	8,5 11 14 19 27 32 42	6 8 10,5 13,5 19 23,5 30	47 81 138 230 476 692 1170	400 - 2500 560 - 4000 800 - 6300 1800 - 10600 3150 - 15000 4500 - 18000 6300 - 18000

Примечание: Стандартный ряд предпочтительных расчетных длин l в мм:400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100, 8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000.

4.2 Принимаем диаметр малого шкива по таблице 3. Для получения передачи с минимальными размерами принимаем мм.

Таблица 3

Диаметр малого шкива D1 ,мм	Тип ремня
		При	При
71 80 90	0	1,42 1,54 1,62	1,59 1,71 1,82
100 112 125	А	1,48 1.58 1,67	1,64 1,76 1,87
140 160 180	Б	1,48 1,64 1,71	1,64 1,84 2,01
200 224 250 280	В	1,48 1,66 1,80 1,87	1,64 1,85 2,03 2,20
320 360 400 450	Г	1,48 1,69 1,87 1,88	1,64 1,89 2,12 2,20
500 560 630	Д	1,48 1,69 1,88	1,64 1,89 2,20
800 900 1000	Е	1,48 1,70 1,88	1,64 1,91 2,20

4.3 Скорость ремня

м/с.

Выбранный ремень типа Б при этой скорости допускается.

4.4 Принимаем коэффициент скольжения .

Диаметр большого шкива

мм.

Диаметр выбирают из ряда (мм): 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450 ,500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2250, 2500, 2800, 3150, 3350, 4000.

Принимаем мм.

4.5 Фактическое передаточное отношение i

,

отклонение от заданного 3,8 %.

4.6 Ориентировочно принимаем минимальное межосевое расстояние

мм.

4.7 Расчетная длина ремня

Из стандартного ряда принимаем l = 1400 мм.

4.8 Число пробегов ремня в секунду

с¹ < [U] = 10 с¹ для клиновых ремней.

4.9 Уточняем межосевое расстояние



Полученное межосевое расстояние соответствует рекомендации

,

990 мм = 291,5 мм 282,75мм.

4.10 Вычисляем угол обхвата ремнем малого шкива

> [] = 120.

4.11 По таблице 3 принимаем МПа и [] = 1,48 МПа.

4.12. Принимаем поправочные коэффициенты по таблице 3 интерполированием ;

по формуле ;

по таблице 4 .

по таблице 5 .

Вычисляем допускаемую удельную окружную силу

МПа.

4.13 Ширина ремня

4.14 Окружная сила

Н.

4.15 Площадь сечения и число ремней z:

мм²;

, принимаем z = 4.

4.16 Сила предварительно натяжения ремней

Н.

4.17. Сила давления на вал

Н.

коэффициент угла обхвата, , определяется интерполированием для соответствующего угла обхвата по таблице 4;

Таблица 4

Угол обхвата	180	170	160	150	140	130	120
	для плоских ремней для клиновых ремней	1,00 1,00	0,97 0,98	0,94 0,95	0,91 0,92	- 0,89	- 0,86	- 0,83

коэффициент нагрузки и режима работы (табл. 5), при умеренных колебаниях;

Таблица 5

Характер Нагрузки	Спокойная 1,0	С умеренными колебаниями 0,9	Со значительными колебаниями 0,8	Ударная и резко неравномерная 0,7



коэффициент, учитывающий вид передачи и ее расположение (табл. 6), при вертикальном расположении передачи.

Таблица 6

Передача	Угол наклона линии центров шкивов передачи к горизонту ,0
	0 - 60	60 - 80	80 - 90
Открытая Перекрестная	1,0 0,9	0,9 0,8	0,8 0,7

5. Расчет на изгиб открытой цилиндрической косозубой передачи

Дано: ; кВт; c¹; Нм;

кВт; c¹; Нм; МПа;

МПа.

Решение:

5.1. Принимаем число зубьев шестерни z₁ = 22.

Число зубьев колеса вычисляем

5.2. Вычисляем передаточное число открытой передачи

5.3. Вычисляем фактическую угловую скорость передачи

Отклонение от ₂ допускается до 2%.

5.4 Принимаем коэффициенты формы зуба. Для этого вычисляем эквивалентное число зубьев. Принимаем (угол наклона зуба).

- шестерни

- колеса

По таблице 6 выбираем коэффициент формы зуба по эквивалентному числу зубьев

- шестерни _F1 = 3,92, при z₁ = 22 (табл. 6);

- колеса _F2 = 3,6, при z₂ = 88.

5.5 Вычисляем сравнительную характеристику прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб

- шестерни

- колеса

Расчет передачи на изгибную прочность необходимо вести по шестерне, зубья которой менее прочны.

5.6. Принимаем расчетные коэффициенты

а) коэффициент ширины венца колеса _bd = 0,4, для консольного расположения шестерни (табл. 1).

б) коэффициент неравномерности нагрузки К_F = 1,37, для консольного расположения шестерни и шарикоподшипников (табл. 2).

5.7 Вычисляем модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб

,

где Т₁ ? крутящий момент на шестерне, Нм; ? допускаемое изгибное напряжение материала колеса, Па.

По ГОСТ (табл. 4) принимаем m = 4,5 мм.

5.8 Вычисляем основные геометрические размеры передачи:

а) диаметры делительных окружностей

б) диаметры окружностей вершин

в) межосевое расстояние

г) ширина венца

- колеса Принимаем ширину венца колеса b₂ = 40 мм;

- шестерни

5.9 Вычисляем окружную скорость зубчатых колес

По табл. 5 принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колес.

5.10 Вычисляем окружную силу

5.11 Вычисляем расчетное напряжение изгиба в ножке зуба колеса ( и косозубой передачи).

Недонапряжение составило 9%, что допустимо.

5.12 Вычисляем расчетное напряжение в ножке зуба шестерни

Недонапряжение составило 10%, что допустимо.



6. Схема сил в зацеплении

7. Эскизная компоновка

8. Предварительный расчет валов

Дано: Нм; Нм; Нм.

Определяем диаметры выхода для валов по крутящим моментам и допускаемым касательным напряжениям:

Для второго вала принимаем МПа.

мм

По стандартным диаметрам подшипников принимаем мм.

Для третьего вала принимаем МПа.

мм

По стандартным диаметрам подшипников принимаем мм.

Для четвертого вала принимаем МПа.

мм

По стандартным диаметрам подшипников принимаем мм.



9. Предварительное конструирование валов

2 вал

3 вал

10. Первоначальный подбор подшипников качения

10.1 Для 2-го вала рекомендуются подшипники легкой серии. Так как редуктор конический - то подшипники конические роликоподшипники (Радиально-упорные):

7207А ГОСТ 27365-87

Размеры:

d=35мм; D=72мм; Т_изгб=18,5мм; B=17мм; с=15мм; r=2мм;

Грузоподъемность:

С_r=48,4кН; C₀=32,5кН

Расчетные параметры:

е=0,37; Y=1,6; Y₀=0,9

10.2 Для 3-го вала рекомендуются подшипники средней серии.

7311А ГОСТ 27365-87

Размеры:

d=55мм; D=120мм; Т_изгб=32мм; B=29мм; с=25мм; r=3мм; r₁=1мм

Грузоподъемность:

С_r=134,0кН; C₀=110,0кН

Расчетные параметры:

е=0,35; Y=1,7; Y₀=0,9

11. Конструирование зубчатых колес

11.1 Определение размеров зубчатых металлических колес.

Диаметр ступицы стальных колес

мм

Длинна ступицы

мм

Толщина обода конических колес

мм

Толщина диска штампованных конических колес

мм

Диаметр центровой окружности

мм

Диаметр отверстий



мм

Толщина ребер

s=0,8C=14,192мм

Фаска

мм

12. Расчет третьего вала

Дано: T₃ = 295,23 Нм; Н; Н; Н;

Нм; Н; Н; Н;

Нм; l₄ = 0,145 м; l₅ = 0,097 м; l₆ = 0,062 м.

d₁=102 мм; d₂=293 мм



Рис 2

12.1 Составляем расчетную схему вала со всеми действующими на него силами (рис. 2, а).

12.2 Составляем расчетную схему от сил, действующих в вертикальной плоскости. Подшипники заменяем шарнирными опорами: одна подвижная, другая ? неподвижная (рис. 2, б).

а) вычисляем величину опорных реакций в вертикальной плоскости:

;



;

Н.

;

Н.

Для проверки правильности определения опорных реакций составляем уравнение

;

Проверка выполняется.

б) определяем изгибающие моменты М^верт в вертикальной плоскости:

участок I, 0 z₁ l₄ = 0,145 м:

Нм;

участок II, 0 z₂ l₅ = 0,097 м:



Нм;

Нм;

участок III, 0 z₃ l₆ = 0,062 м:

;

Нм.

Эпюры М ^верт приведены на рис. 37, в.

12.3 Составляем схему нагрузок в горизонтальной плоскости (рис. 2, г).

а) вычисляем величину опорных реакций. Силы рисуем вертикально, так как на расчетах это не отражается.

;

Н.

;

;

Н.

Для проверки правильности определения опорных реакций составляем уравнение



;

б) составляем уравнения изгибающего момента в горизонтальной плоскости М ^гор:

участок I, 0 z₁ l₄ = 0,145 м:

;

Нм;

Нм.

участок II, 0 z₂ l₅ = 0,097 м:

;

Нм;

Нм.

участок III, 0 z₃ l₆ = 0,062 м:

;

Нм.

Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости М^гор приведена на рис. 2, д.

12.4 Результирующую эпюру изгибающих моментов строим как геометрическую сумму ординат от моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях:

.

;

Нм;

Нм;

Нм;

Эпюра результирующего изгибающего момента это ломаная линия в пространстве (рис. 2, е).

12.5. Строим эпюру крутящего момента (рис. 37, ж). Вал имеет один участок - CD, на котором Нм.

12.6 Значение приведенного момента вычисляем в характерных точках по третьей теории прочности:

;

;

Нм;

Нм;

Н.

по эпюре М_прив устанавливается опасное сечение вала. В данном случае опасным является сечение, проходящее через точку B, т. е. расположенное под шестерней тихоходной передачи.

12.7. Выполняем проверочный расчет вала по третьей теории прочности. Вычисляем эквивалентное напряжение в опасном сечении вала. Диаметр второго вала в опасном сечении мм



,

где М_прив = 626б2 Нм - приведенный момент в опасном сечении вала; осевой момент сопротивления; МПа

.

Условие прочности выполняется.

13. Проверочный расчет третьего вала по переменным напряжениям

13.1Проверку прочности вала при переменных напряжениях производим по тем же нагрузкам, по которым был выполнен расчет на статическую прочность. Для расчета используем готовые эпюры (рис. 2, е, ж, з).

В опасном сечении (сечение, проходящее через точку В) имеем:

M_рез = 552,2 МПа;

М_кр = 295,23 МПа;

d = 55 мм.

Концентраторами напряжений в опасном сечении является напряженная посадка подшипника.

13.2Вычисляем величину номинального напряжения от результирующего изгибающего момента M_рез:

МПа.

Вычисляем величину номинального напряжения от крутящего момента М_кр = Т₃ = 295,23 Нм.

МПа.

Нормальные напряжения от изгибающего момента при вращении вала меняются по симметричному циклу:

МПа;

МПа;

МПа;

Касательные напряжения в нереверсивных валах меняются по отнулевому циклу:

МПа;

;

МПа;

МПа;

13.3 Устанавливаем величину пределов выносливости и коэффициентов.

Для углеродистой стали 45: предел прочности МПа, предел текучести МПа, предел выносливости при изгибе с симметричным циклом нагружения МПа, предел выносливости при кручении с симметричным циклом нагружения МПа (МП Брюховецкая табл. 2, стр. 20).

Коэффициенты влияния асимметрии цикла находим из рекомендаций (табл. 2, стр. 20):

.

Концентраторами напряжений в опасном сечении являются галтель, посадка колец подшипников качения. Из табл. 16, для стали 45 с МПа находим:

? галтель - k = 1,81; k = 1,25;

? посадка колес подшипников качения - k = 2,36; k = 1,88.

Для дальнейшего расчета принимаем k = 2,36; k = 1,88.

Масштабные факторы выбираем из табл. 17, для d = 55 мм и углеродистой стали:

,

.

13.4 Вычисляем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

;

Допускаемый коэффициент запаса прочности принимается равным:

[S] = 1,31,5 ? для обеспечения прочности;

[S] = 2,54 ? для обеспечения жесткости.

Так как для данного вала расчет на жесткость не выполнялся, принимаем [S] = 4.

Вывод: прочность вала по переменным напряжениям и жесткость вала обеспечены.

14. Подбор подшипников качения для третьего вала

Дано: T₃ = 295,23 Нм; с^-1; Н; Н; Н

Н; Н; Н; Н;

мм; [L_h] = 10000 ч.

14.1. Вычисляем радиальные нагрузки на подшипники

Н;

Н.

14.2 Вычисляем осевые сопротивления от радиальных нагрузок.

H

H

14.3 Определяем суммарные осевые нагрузки подшипников в соответствии с нагружением вала:

H

H

Дальнейший расчет ведется по более нагруженной опоре С.

Из пункта предварительного подбора подшипников назначаем:

Подшипник ГОСТ 27365-87, средней серии 7311А

, ; ; где e - коэффициент осевого нагружения

14.4 Вычисляем отношение

.

Так как вычисленное отношение получилось меньше коэффициента осевого нагружения е, то коэффициенты осевой и радиальной нагрузки Y и X соответственно равны (табл. 20):

14.5 Определяем эквивалентную нагрузку для более нагруженного подшипника. Общая формула эквивалентной нагрузки:

,

где коэффициент вращения, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца ; коэффициент безопасности, при умеренных толчках и кратковременных перегрузках до 150% от расчетной нагрузки (табл. 18); температурный коэффициент, при t 150° (табл. 19).

Н.

14.6 Вычисляем долговечность подшипника по формуле. Должно выполняться условие , где ч. ? долговечность цилиндрического редуктора.

ч. > [L_h] = 23000 ч.

Долговечность выбранного подшипника 7311A удовлетворяет условию.

привод подшипник колесо клиноременный

15. Расчет шпоночных соединений 3-го вала

15.1 Проверочный расчёт шпоночного соединения второго вала под ведомым шкивом ременной передачи.

Дано: Нм; мм; l_ст = B = 85 мм.

Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 24071?80: b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм;

Вычисляем длину шпоночного паза:

мм,

вычисленная длина шпонки соответствует стандартной длине.

Вычисляем рабочую длину шпоночного паза:

мм.

Вычисляем напряжения смятия:

.

В данном расчете снижаем допускаемые напряжения смятия []_см на50 %, так как имеют место повышенные колебания и вибрации при пуске двигателя.

15.2 Проверочный расчет шпоночного соединения второго вала для конической шестерни

Дано: Нм; мм; l_ст = B = 40 мм.

Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 24071?80: b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм;

Вычисляем длину шпоночного паза:

мм,

вычисленная длина шпонки соответствует стандартной длине.

Вычисляем рабочую длину шпоночного паза:

мм.

Вычисляем напряжения смятия:

.

15.3 Проверочный расчёт шпоночного соединения третьего вала под колесом тихоходной ступени.

Дано: Нм; мм; l_ст = b₁ = 72 мм.

Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 24071?80: b = 18 мм; h = 11 мм; t₁ = 7 мм;

Вычисляем длину шпоночного паза:

мм,

Вычисляем рабочую длину шпоночного паза:



мм.

Вычисляем напряжения смятия:

.

15.4 Проверочный расчёт шпоночного соединения третьего вала для цилиндрической шестерни.

Дано: Нм; мм; l_ст = b₁ = 45 мм.

Принимаем шпонку призматическую со скругленными торцами. Её размеры по ГОСТ 24071?80: b = 12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм;

Вычисляем длину шпоночного паза:

мм,

Вычисляем рабочую длину шпоночного паза:

мм.

Вычисляем напряжения смятия:

.

Напряжение превышает допустимые 100МПа, значит ставим 2 шпонки диаметрально противоположно.



16. Расчет корпусных деталей

Толщина стенок корпуса и крышки конического редуктора:

мм, принимаем мм

мм, принимаем мм

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

мм

мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышек:

мм

Толщина рёбер основания корпуса:

мм

Толщина рёбер крышки:

мм

Диаметры фундаментных болтов:

мм,

принимаем болты с резьбой М20

Диаметр болтов:

у подшипников

мм

принимаем болты с резьбой М14

соединяющих основание корпуса с крышкой

мм

принимаем болты с резьбой М12

Размеры, определяющие положение болтов d₂

мм

15 мм

мм

17. Выбор смазки

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях МПа и средней скорости v=1,8м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 34•10^-6 м²/с. Принимаем масло индустриальное И-30А (ГОСТ 20799-75).



Список использованной литературы

1. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. -- 8-е изд., перераб. и доп. -- М.: Издательский центр «Академия», 2004. -- 496 с.

2. Детали машин. Основы проектирования и конструирования: Метод. указания по выполнению курсового проекта / Сост. Г. Н. Лимаренко, В. И. Сенькин, А. А. Максимова и др.; Под ред. Г. Н. Лимаренко, А. А. Соломкина. Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2003. -- 64 с.

3. Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений, --5-е изд., перераб -- М.: Высш. шк., 1991. -- 383 с., ил.

4. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. -- 3-е изд., исправл. -- М.: Машиностроение, 2004. -- 560 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...