Привод главного движения станка 16п16б

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет

1.1 Построение структурных сеток проектируемого привода

1.2 Анализ вариантов ступенчатого регулирования, обоснование и выбор оптимального варианта.

1.3 Разработка кинематической схемы проектируемого привода

1.4 Выбор двигателя

1.5 Построение графика частот вращения проектируемого привода

1.6 Определение передаточных отношений и расчет числа зубьев шестерен

1.7 Составление уравнений кинематического баланса проектируемого привода и расчет действительных частот вращения шпинделя

1.8 Расчет допустимой погрешности частот вращения и фактических погрешностей на всех ступенях

2. Прочностные расчеты

2.1 Расчет модуля из условий прочности зуба на изгиб и по допускаемым контактным напряжениям

2.2 Ориентировочный расчет диаметров валов привода

2.3 Развертка и свертка коробки скоростей

2.4 Расчет вала на сложное сопротивление

2.5 Расчет и выбор подшипников для рассчитываемого вала

2.6 Расчет шлицевого или шпоночного соединения на рассчитываемом валу

3. Описание кинематической схемы и работы основных узлов станка

Заключение

Список литература

Введение

Создание современных, точных и высокопроизводительных металлорежущих станков обуславливает повышенные требования к их основным узлам. В частности, к приводам главного движения и подач предъявляются требования: по увеличению жёсткости, повышению точности вращения валов, шпиндельных узлов. Станки должны обеспечивать возможность высокопроизводительного изготовления без ручной последующей доводки деталей, удовлетворяющих современным непрерывно возрастающим требованиям к точности.

На фрезерных станках обрабатывают плоскости, фасонные поверхности, поверхности вращения, наружные и внутренние резьбы, винтовые поверхности различного профиля и др.

Отличительная особенность станков этого типа - вертикальное положение оси шпиндельного вала (относительно плоскости стола) и наличие подвижной консоли, на которой расположены салазки и стол. Стол, на котором закрепляют обрабатываемую заготовку, имеет продольное перемещение по направляющим салазок. Салазки перемещаются вместе со столом в поперечном направлении по направляющим консоли, которая, в свою очередь, перемещается по направляющим станины. Заготовка может таким образом перемещаться в трёх взаимно перпендикулярных направлениях. Коробка подач смонтирована в консоли.

Движение резания - вращательное движение шпиндельного вала с фрезой. Движения подач прямолинейные поступательные перемещения стола в продольном, поперечном и вертикальном направлениях. Вспомогательными движениями являются все указанные перемещения стола, выполняемые на быстром ходу или вручную, ручное перемещение шпиндельной гильзы вдоль оси шпинделя поворот шпиндельной головки.

При проектировании металлообрабатывающего станка с подробной разработкой привода главного движения решаются в следующие основные вопросы:

1 Проработанный кинематический расчет проектируемого привода, в частности кинематическая схема, структурная сетка, график частоты вращения привода и уравнения кинематического баланса.

2 Прочностной расчет проектируемого привода, в частности расчет модуля, расчет диаметров валов, разработка свертки, расчет валов, выбор подшипников, расчет сопряжения вала и колеса.

3 Описание кинематической схемы и работы основных узлов станка.

1. Кинематический расчет

1.1 Построение структурных сеток проектируемого привода

Для того, чтобы построить структурные сетки и выбрать оптимальный вариант проектируемого привода, необходимо определить число ступеней скорости:

,

где знаменатель ряда частот вращения, для нашего привода

диапазон регулирования, определяется по формуле:

,

где предельные частоты вращения, равные 2000 и 20 об/мин.

Определяем диапазон регулирования:

Находим число ступеней привода:

Округляем до ближайшего большего значения .

Разработаем структурные формулы проектируемого привода и выберем оптимальные варианты для построения структурных сеток.

Число ступеней не является произведением множителей 2, 3 и 4, поэтому будем проектировать привод со сложенной структурой. В этом случае структурные формулы будет с наложением частот вращения.

Запишем несколько вариантов структурных формул:

Выбрать оптимальный вариант структурной формулы для проектируемого привода будем аналитическим методом.

Представленные для анализа варианты должны отвечать принципам обеспечения наименьших габаритов привода: количество передач в группе P_i = 2 или 4; конструктивный порядок - с учетом условия P_n , где P₁ - количество передач в первой конструктивной группе, P₂ - во второй группе и т. д.; кинематический порядок групп передач - последовательный (при отсутствии двух связанных колес), при этом х₁ х₂ х₃ … х_n, где х₁ - характеристика первой конструктивной группы передач, х₂ - второй группы и т.д.

Расположение первой группы передач на входе с большим числом передач считается предпочтительным, поэтому оптимальной структурной формулой в нашем случае будет:

Запишем эту структурную формулу в обычном виде с учетом двухскоростного электродвигателя.

Для принятого конструктивного варианта характеристики групп равны , и , они могут быть в любой группе передач конструктивного варианта, кроме . Запишем два конструктивных варианта структурных формул с учетом характеристик:

Согласно структурным формулам построим структурную сетку для каждого конструктивного варианта. Вертикальными линиями обозначим валы привода, горизонтальными - частоты вращения шпинделя. Луч с наклоном вверх изображает повышающую передачу, луч с наклоном вниз - понижающую, горизонтальный луч - передачу с передаточным отношением, равным 1. Параллельные лучи изображают одну и ту же передачу.



Рис. 2 - Структурная сетка для



Рис. 3 - Структурная сетка для

1.2 Анализ вариантов ступенчатого регулирования, обоснование и выбор оптимального варианта

Проанализируем каждый из построенных вариантов, считая каждую вертикальную линию в дальнейшем за вал передачи. Вариант схемы

(рис. 2):

в первой группе передач между 1ой и 2ой вертикалью диапазон регулирования равен это выгодно так как первая переборная группа является электрической;

во второй группе передач это расхождение уже равно ;

в третьей группе передач это расхождение уже равно .

Вариант схемы

(рис. 3)

в первой группе передач между 1ой и 2ой вертикалью диапазон регулирования равен это выгодно так как первая переборная группа является электрической;

во второй группе передач это расхождение уже равно - не выгодно в этой группе большое расхождение;

в третьей группе передач это расхождение уже равно .

Чем больше расхождения между лучами в первой группе, тем больше передаточные отношения, а, следовательно, и размеры зубчатых передач на высоких скоростях. Поэтому наиболее выгодным с этой точки зрения будет вариант первой структурной сетки, так как в перовой группе расхождение равно , а в последней .

1.3 Разработка кинематической схемы проектируемого привода

Используя структурную сетку, построим кинематическую схему.

Рис. 4 - Кинематическая схема проектируемого привода главного движения с разделенным приводом

1.4 Выбор двигателя

Для того чтобы выбрать электродвигатель, необходимо задать частоту вращения двигателя. Ряд синхронных частот вращения асинхронных двигателей установлен ГОСТ 10683-73 и при частоте сети 50 Гц имеет следующие значения: 500, 600, 750, 1000, 1500, 3000 об/мин. Частота вращения двигателя должна быть близкой к максимальной частоте вращения n_max привода. Исходя из этого, подберем двухскоростной двигатель близкий к частотам 1500 об/мин и 750 об/мин с мощностью N=4,2/7,1 кВт.

Проанализировав технические характеристики различных моделей двигателей, остановим свой выбор на асинхронном двигателе общего назначения 4АМ132 М 8/4, с действительными частотами вращения 720 и 1500 об/мин.

1.5 Построение графика частот вращения проектируемого привода

Для построения графика частот проектируемого привода необходимо подсчитать промежуточные значения чисел оборотов, согласно формуле:

,

Рассчитываем частоты вращения и записываем конечный результат согласно нормали Н11-1 "Нормальные ряды чисел в станкостроении":

;



Для обеспечения приемлемых радиальных размеров коробок скоростей вводя ограничения на передаточные отношения передач , т.е для ц=1,26 луч, изображающий передаточное отношение передачи, может опускаться вниз максимум на 6 интервалов и подыматься вверх на 3.

Рис. 6 - График частот вращения проектируемого привода

1.6 Определение передаточных отношений и расчет числа зубьев шестерен

Существует множество способов определения чисел зубьев прямозубых колес при одинаковых модулях передач одной группы.

Выбираем способ, в котором исходят из постоянства межосевого расстояния.

Числа зубьев определяют по следующим формулам:

фрезерный станок вращение заготовка

где:

и - числа зубьев ведущего и ведомого колес;

- сумма чисел зубьев сопряженных колес;

- числитель передаточного отношения;

- знаменатель передаточного отношения

- общее наименьшее кратное сумм ();

- целое число;

- минимальное число зубьев, равное 17.

Порядок определения чисел зубьев колес следующий:

1) Определяем наименьшее общее кратное сумм (), для чего передаточные отношения выражают в виде простых дробей с числителем и знаменателем , причем так чтобы () были числа, разлагающиеся на простые множители. Для этого, при необходимости, можно вместо вычисленных точных передаточных отношений брать их приближенные значения, допуская некоторую погрешность.

В нашем приводе I группа передач это двухскоростной электродвигатель с ременной передачей до вала I.

Примем за основную группу передач - II группу и запишем для нее передаточные отношения:

II группа

Найдем наименьшее общее кратное (НОК) для II группы передач.

НОК для нескольких чисел - это наименьшее натуральное число, которое делится на каждое из этих чисел без остатка.

Представим каждое число как произведение его простых множителей с учетом степени



Выпишем все простые множители каждого из этих чисел и перемножим их степени

Для II группы наименьшее общее кратное сумм () будет

2) Определяем Еmin для каждой II группы передач.

В II группе Еmin для минимального передаточного отношения .

Принимаем . Тогда сумма зубьев II групповой передачи

3) Определяем числа зубьев сопряженных колес:

Подбор зубьев для остальных групп произведем по таблице П3 [1].

Подберем зубья для III группы. Для этого выписываем передаточные отношения передач.

III группа

Выбираем таблицу с больше 90 это от 95 до 108. Значение во III группе должно быть больше, чем в II для исключения переработки конструкции узла.

В вертикальном ряду для , и имеем сумму зубьев, где для и есть числа (числа зубьев одной из шестерен) ведущей при понижающей передаче или ведомой для понижающей передачи. Выбираем .

Для передачи числа зубьев ,

Для передачи числа зубьев

Для передачи числа зубьев ,

Так как в нашем приводе зубчатые колеса III вала находятся в сопряжении с колесами II вала, которые одновременно в сопряжении с колесами I вала, то табличный метод определения числа зубьев не подходит. Подберем зубья в зависимости от передаточного отношения.

Для передачи числа зубьев,

Для передачи числа зубьев,

Общее число зубьев примем как сопряженную пару колес с минимальным количеством зубьев на колесах, то есть

Подберем зубья для IV и V группы. Для этого выписываем передаточные отношения передач.

Так как IV и V группа находится в шпиндельной бабке станка (разделенный привод), то число зубьев не должно быть большим, чтобы избежать высоких нагрузок в данном узле.

Поэтому можем вполне выбрать таблицу с от 50 до 64.

В вертикальном ряду для и имеем сумму зубьев, где для есть числа (числа зубьев одной из шестерен) ведущей при понижающей передаче или ведомой для понижающей передачи. Выбираем .

Для передачи числа зубьев ,

Для передачи числа зубьев ,

Запишем все полученные зубья

1.7 Составление уравнений кинематического баланса проектируемого привода и расчет действительных частот вращения шпинделя

После подсчета всех чисел зубьев передач проводится подсчет всех действительных значений величин чисел оборотов путем составления уравнения кинематического баланса, начиная от электродвигателя до шпинделя.

Перед составлением уравнения кинематического баланса, необходимо определить диаметры шкивов ременных передач.

Ременную передачу рассчитаем относительно большей скорости электродвигателя - наибольшая нагрузка на шкивы.

Ременная передача с 1500 об/мин до 800 об/мин

Ременную передачу рассчитаем относительно наибольшей частоты вращения

Ременная передача с 2000 об/мин до 2000 об/мин

1.8 Расчет допустимой погрешности частот вращения и фактических погрешностей на всех ступенях

Как видно из уравнений кинематического баланса, погрешность частоты вращения проявляется не на всех ступенях. Рассчитаем допустимую погрешность и фактические погрешности на ступенях, где она возникает.

Величина отклонения действительного значения от табличного не должно превышать величины:

Подсчет % отклонения производится по формуле %:

где табличное значение вращения шпинделя,

действительное значение вращения шпинделя.

Произведем расчет погрешности на всех ступенях:

На ступенях этих ступенях погрешность в пределах допустимой, на остальных ступенях погрешность равняется 0.

2 Прочностные расчеты

2.1 Расчет модуля из условий прочности зуба на изгиб и по допускаемым контактным напряжениям

Рассчитаем модуль зубчатой передачи между валами I и II по напряжениям изгиба. Мощность двигателя главного движения большей скорости N_э.д.=7,1 кВт. Режим нагрузки передачи - средний. Зубчатое колесо расположено вблизи одной из опор. Материал зубчатых колес (для первого расчета) - сталь 40Х, термообработка - улучшение.

Расчет модуля прямозубых передач проводится по формуле:

,

где N - мощность, передаваемая шестерней, кВт, ;

- КПД предшествующих шестерне передач: ,

где А=1 - количество ременных передач;

В=0 - количество зубчатых передач;

С=2 - количество подшипников;

з_под.=0,995; з_рем.=0,97;

- расчетная частота вращения шестерни, для первого зубчатого колеса, соответствует, частоте вращения двигателя ;

- допустимое напряжение при работе зуба на изгиб, МПа;

- число зубьев шестерни второй группы;

- коэффициент динамичности (для токарных станков );

- коэффициент перегрузки (для токарных станков );

- коэффициент неравномерности нагрузки (для токарных станков );

- отношение ширины зубчатого венца к модулю, примем ;

- коэффициент формы зуба, .

Шестерней рассчитываемой передачи передается мощность:

Значение допустимого напряжения на изгиб определяется в зависимости от марки материала, термообработки и твердости материала.

В нашем случае .

По ряду стандартных значений принимаем m_и = 2,5 мм.

Рассчитаем модуль зубчатой передачи из условия контактной прочности. Расчет проводится по формуле:

,

где N - мощность, передаваемая колесом, кВт;

- расчетная частота вращения колеса, об/мин;

- допустимое напряжение по контактной прочности, для нашего материала;

- число зубьев колеса второй группы;

- обратное значение передаточного числа;

.

По ряду стандартных значений принимаем m_к = 2 мм.

Для второй кинематической группы модуль зубчатой передачи равен 2,5 мм.

Произведем расчет модулей для остальных кинематических групп по средствам ЭВМ с учетом возможности использования для зубчатых колес 3-х видов материала. Результаты расчетов сведены в таблицу (Приложение 1).

По данным расчета для третьей кинематической группы модуль получился равным 4 мм, поэтому примем единый модуль на все зубчатые колеса 4 мм.

2.2 Ориентировочный расчет диаметров валов привода

Для предварительного прочерчивания сборочного чертежа привода необходимо ориентировочно определить диаметры валов. Поскольку на данном этапе проектирования неизвестны ни длина валов, ни места приложения и величины сил и опорных реакций, то предварительный расчет производится только на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, которые принимаются в пределах .

Крутящий момент на каждом валу определяется по формуле:

Диаметр вала подсчитывается по формуле и округляется до ближайшего большего диаметра, который должен равняться внутреннему диаметру выбираемому для вала подшипника.

Примем

Произведем расчет валов по приведенной формуле:

Принимаем

Принимаем

Принимаем

2.3 Разработка развертки и свертки коробки скоростей

Развертку коробки скоростей выполняем на ЭВМ, в графической программе KOMPAS.

Для выполнения развертки в реальном масштабе необходимо:

определить межосевое расстояние между валами;

определить делительные диаметры зубчатых колес;

определить параметры зуба каждого колеса;

ширину венца зубчатого колеса;

размеры ступицы колеса.

Межосевое расстояние определяется по формуле:

,

где модуль зубьев каждой группы;

сумма чисел зубьев группы.

В нашем случае необходимо определить два межосевых расстояния:

;

.

Делительный диаметр колеса определяется по формуле: ,

где число зубьев колеса.

Высота вершины зуба определяется из условия:

Впадина зуба определяется из условия:

Определяем параметры каждого колеса:

II группа

III группа

Ширина венца зубчатого колеса определяется по формуле:

При расчете модуля было принято о значение . Рассчитаем ширину венца для колеса:

.

Ширина ступицы равна ширине венца, а диаметр берется на 5 мм больше вала, на котором находится колесо.

В результате построения развертки привода, необходимо увеличить делительный диаметр колеса до по конструктивным соображениям, без изменения количества зубьев и модуля. Также необходимо увеличить делительный диаметр колеса до диаметра .

Диаметры концов вала для посадки подшипников получены ранее в расчетах.

;

;

.

Необходимо подобрать диаметры валов для посадки зубчатых колес, следуя методическим рекомендациям по проектированию коробки скоростей, увеличим диаметры концов валов в 1,2 раза и выберем внутренний диаметр шлицевого вала

;

;

;

Все валы выполним шлицевыми, подберем геометрические параметры шлицевых валов.

Вал I средней серии: , , , ;

Вал II средней серии: , , , ;

Вал IV средней серии: , , , .

Необходимые параметры для начала выполнения развертки получены.

После выполнения развертки привода необходимо спроектировать свертку коробки скоростей. Свертка - это поперечное сечение развертки, в котором показывается действительное расположение валов.

2.4 Расчет вала на сложное сопротивление

Расчет на сложное сопротивление и дальнейшие расчеты будем проводить для вала III.

Кинематическая схема с вариантом зацепления с ведущим II и ведомым IV представлена на рис. 7.

Рис. 7 - Вариант зацепления

В данной схеме выбираем зацепления и , как один из вариантов, при котором и будет создаваться максимальный изгибающий момент (т. к. передаточные отношения этих вариантов самые минимальный в своей группе).

На вычерченной свертке валов рис. 8, зададим направление вращения приводной шестерни и расставим направления действия сил в зацеплении. Шестерня создает окружное усиление на шестерне . Она же создает радиальную силу Pr1.

Шестерня создает окружную силу на шестерне . В этом зацеплении действует также радиальная сила Pr2.

Рис. 8 - Схема действия сил

Определяем значения окружной и радиальной силы для каждого зацепления.

;

Pr1;

;

Pr2.

В зацеплении силы и Pr1 проектируются в истинную величину.

В зацеплении силы и Pr2 проектируются в истинную величину.

На горизонтальную плоскость:

Зацепление Pr1

Зацепление

На вертикальную плоскость:

Зацепление

Зацепление Pr2

Строим вал III в виде балки с указанием истинных длин и действующих сил (рис. 9). Далее условно изображаются нагрузки на вал в двух проекциях - X и Y.

Для определения реакций в опорах записывают уравнения сумм моментов относительно опор А и В и определяют реакции в опорах.

Горизонтальная плоскость.

Вертикальная плоскость.

Значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Зацепление

Зацепление

Значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Зацепление

Зацепление

Суммарный изгибающий момент:

Зацепление

Зацепление

Момент кручения III вала .

Определим приведенный момент.

Зацепление

Зацепление

Диаметр вала считается по приведенному максимальному моменту:

Вал II шлицевой по ГОСТ 1139-80. Рассчитанный диаметр принимается за внутренний диаметр шлицевого соединения тяжелой серии.

Так как диаметр под подшипник равен 40 мм, то выбираем больший по диаметру вал.

Оптимальный вал: шлицевой вал , , , /

Рис. 9 - Эпюры моментов

2.5 Расчет и выбор подшипников для рассчитываемого вала

Проведем расчет выбранных подшипников для вала II на долговечность при динамической грузоподъемности.

Зависимость между долговечностью , эквивалентной динамической нагрузкой Р и динамической грузоподъемностью С выражается формулой:

,

где а=3 - для шарикоподшипников;

n=1600 - максимальная частота вращения вала, для которого подбирается подшипник;

P - эквивалентная динамическая нагрузка.

Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается из реакций в опорах:

;

.

Выбираем максимальную нагрузку: .

Допустимый срок службы подшипников 20000 часов, соответственно, выбранные подшипники, должный удовлетворять этому условию.

Для вала II при вычерчивании развертки коробки скоростей были выбраны радиальные однорядные подшипники серии 308 ГОСТ 8338-75.

Серия	С, кН	С0, кН	d, мм	D, мм	B, мм
308	41,0	22,4	40	90	23

Рассчитываем долговечность подшипника:

Выбранный подшипник не удовлетворяет условию долговечности, поэтому увеличим диаметр самого подшипника и выберем другой.

Выбираем новый подшипник серии 409 ГОСТ 8338-75.

Серия	С, кН	С0, кН	d, мм	D, мм	B, мм
408	63,7	36,5	40	110	27

Рассчитываем долговечность подшипника:

Выбранный подшипник удовлетворяет условию долговечности.

2.6 Расчет шлицевого соединения на рассчитываемом валу

Расчет шлицевого соединения произведем из условия прочности на смятение по формуле:

,

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения усилий по рабочим поверхностям шлицев, значение соответствует неподвижным соединениям;

число шлицев вала;

площадь контакта одной стороны шлица.

Необходимо определить площадь контакта:

,

где высота шлица;

рабочая длина шлицев.

Находим площадь контакта:

Допустимое смятение принимаем .

Рассчитываем соединение:

Шлицевое соединение удовлетворяет условию прочностной надежности.

3 Описание кинематической схемы и компоновки станка, конструктивных особенностей и смазки основных узлов

Двухскоростной электродвигатель мощностью 4,2/7,1 кВт связан с валом II коробки скоростей ременной передачей . Вал II передает вращение валу III с четырьмя различными скоростями, это зацепления и . От вала III на вал IV вращение передается с тремя различными скоростями, это зацепления и . От вала IV на вал V вращение передается через ременную передачу . От вала V вращение может передаться напрямую на вал VI, который является шпиндельным, через фрикционную муфту, либо на вал VII через зацепление . От вала VII на вал VI вращение передает зацепление .

Из графика скоростей видно, что шпиндель может иметь 21 частоту вращения от 20 до 2000 об/мин.

Уравнение кинематического баланса

Максимальное число оборотов шпинделя n_max определяется из выражения

.

Минимальное число оборотов шпинделя n_min определяется из выражения

.

Коробка подач служит для передачи вращения от V вала передней бабки к приводному валу VIII коробки подач. Далее вращение передается через сменные зубчатые колеса коробки передач.

Необходимые подачи и шаги резьб устанавливаются поворотом рукояток, расположенных на передней крышке коробки подач.

Для нарезания более точных резьб в коробке подач устанавливается положение рукоятки, при котором ходовой винт включается напрямую, минуя механизм коробки подач. При этом нужный шаг резьбы подбирается сменными зубчатыми колесами специального набора.

Для осуществлений быстрых перемещений суппорта в коробке подач смонтирована обгонная муфта, назначение которой - отключить коробку подач при быстром обратном ходе суппорта.

Механизм переключения зубчатых колес коробки подач собран в одной плите, которая крепится к корпусу коробки подач. Переключение зубчатых колес осуществляется с помощью системы рычагов, тяг и кулачков. Фиксация рабочего положения зубчатых колес обеспечивается подпружиненными шариками, находящимися в рукоятках переключения.

Смазка зубчатых колес и подшипников коробки скоростей и подач осуществляется от плунжерного насоса поливом по трубопроводам.

Заключение

привод станок зубчатая передача

В данном курсовом проекте был выполнен расчет привода главного движения токарно-винторезного станка 16Б16П. Основой расчета была спроектированная коробка скоростей.

Для создания движения скорости резания в станке применяется привод с бесступенчатым регулированием скоростей, состоящий из двухскоростного электродвигателя переменного тока и шестеренной коробки скоростей. Привод выполнен разделенный для того, чтобы получить 21 скорость. Движение от коробки скоростей на шпиндельную бабку передается с помощью ременной передачи.

Был выполнен предварительный расчет коробки скоростей в частности: расчет максимальных крутящих моментов на валах коробки. Были определены зубчатые передачи и их параметры. Были получены положительные результаты

Из условий простоты и удобства был выбран оптимальный механизм управления. Система смазки также выбрана оптимальная и соответствует стандартам.

Решения данного курсового проекта могут быть применены в жизни.

Список литературы

1 Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. Т. 3.- 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1982 -576 c., ил.

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

3 Кучер И. М. Металлорежущие станки. Ленинград., машиностроение., 1971 - 720 с., ил.

4 Металлорежущие станки. Под ред. В.К. Тепинкичиева. Москва., машиностроение., 1973 -472 с., ил.

5 Проников А. С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. Москва. 1969., 422 с.

6 Садовников А. Н. Проектирование и расчет приводов металлорежущих станков: метод. указ. к курс. и дипл. проектир./Самар. гос. тех. ун-т: Составитель А. Н. Садовников. Самара, 2008 с.

Размещено на Allbest.ru

...