Разработка привода подвесного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Энергетический и кинематический расчет привода

Частота вращения выходного вала, об/мин

,

где v - скорость движения цепи, м/с;

t - шаг тяговой цепи, м;

z-число зубьев тяговой звездочки

Потребная мощность электродвигателя, Вт

где - общий КПД привода

где₁ - КПД муфты [1, с. 36]₁=0,99;

₂ - КПД зубчатой быстроходной ступени [1, с. 36],₂=0,97;

₃ - КПД зубчатой тихоходной ступени [1, с. 36],₃=0,97;

₄ - КПД открытой клиноременной передачи [1, с. 36],₄=0,95;

₅ - КПД в парах подшипников [1, с. 36],₅=0,99

Ориентировочное значение передаточного числа привода

где u_б.х. - передаточное число быстроходной косозубой цилиндрической ступени [1, с. 34], u_б.х=4,75;

u_т.х. - передаточное число тихоходной цилиндрической ступени [1, с. 34], u_т.х=3,75;

u_о.п. - передаточное число открытой клиноременной передачи [1, с. 36], u_о.п.=3

Ориентировочное значение частоты вращения двигателя, об/мин

где n_вых - частота вращения выходного вала, об/мин;

u_ориент - ориентировочное значение передаточного числа привода

Используя полученные данные принимаем электродвигатель серии 4A90L2Y3 с синхронной частотой вращения =2840 об/мин и мощностью P_эд=3 кВт [1, с. 350].

Общее уточненное передаточное число привода

где - синхронная частота вращения электродвигателя

Принимаем передаточное отношение открытой передачи u_оп=3 [1, с. 36, табл 4.2].

Передаточное число редуктора

Зная передаточное число редуктора, можно определить передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней [1, с. 34].

Передаточное число тихоходной ступени

Передаточное число быстроходной ступени

Мощность на быстроходном валу привода [1, с. 39], Вт

Мощность на промежуточном валу привода [1, с. 39], Вт

Мощность на тихоходном валу привода [1, с. 39], Вт

Частота вращения быстроходного валапривода [1, с. 38], об/мин

Частота вращения промежуточного валапривода [1, с. 38], об/мин

Частота вращения тихоходного валапривода [1, с. 38], об/мин

Крутящий момент на быстроходном валу привода [1, с. 39], Н·м



Крутящий момент на промежуточном валу привода [1, с. 39], Н·м

Крутящий момент на тихоходном валу привода [1, с. 39], Н·м

Вычисленные данные представим в виде таблицы 1.

Таблица 1 - Основные параметры редуктора

Вал редуктора	Мощность на валу Pi, Вт	Частота вращения вала ni, об/мин	Крутящий момент на валу T, Н·м
быстроходный	2269,80	2840	7,63
промежуточный	2179,69	646,93	32,17
тихоходный	2093,15	163,28	122,42

2. Расчет открытой передачи

Выполним расчет клиноременной передачи с узким сечением ремня по методике, изложенной в [2, с. 7-12].

Предварительно по значению крутящего момента T₁=T_I=122,42 Н·м назначаем клиновойкордшнуровый ремень сечения УА (узкое сечение по ТУ 38-40534).

Диаметр ведущего шкива, мм

где C - коэффициент пропорциональности, для ремней узкого сечения C = 20

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D₁=100 мм.

Диаметр ведомого шкива, мм

где е - коэффициент упругого скольжения е = 0,01…0,015

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D₂ = 280 мм.

Фактическое передаточное число передачи

Отклонение от расчетного значения



Межосевое расстояние, мм

где h - высота ремня, h = 10 мм

За расчетное примем значение из полученного диапазона a=490 мм.

Длина ремня, мм

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.1-80 и принимаем окончательно l = 1600 мм или 1,6 м.

По принятой длине уточняем межосевое расстояние, мм



Правильность выбора межосевого расстояния проверим расчетом угла обхвата ремнем малого шкива по условию

Условие выполняется, значит межосевое расстояние определено верно.

Скорость ремня, м/с

где n₁ - частота вращения ведущего шкива, n₁ = 163,28 об/мин

Скорость ремня не превышает допустимое значение [v] = 40 м/с.

Требуемое количество ремней

где P₁ - мощность на ведущем валу передачи, P₁ = P_III = 2,093 кВт;

K_д - коэффициент динамической нагрузки, K_д = 1,10;

K_б-коэффициент угла обхвата на малом шкиве, K_б = 0,948;

P₀ - допускаемая мощность на один ремень, P₀ = 0,177 кВт

Полученное значение z округляем в большую сторону до целого и принимаем z = 14. Данное значение не соответствует допускаемомуz < 8, поэтому выберем большее сечение ремня.

Назначаем клиновой кордшнуровый ремень сечения УБ (узкое сечение по ТУ 38-40534). Принимаем диаметр ведущего шкива согласно рекомендациям для данного сечения D₁ = 140 мм.

Диаметр ведомого шкива по формуле (2.2), мм

Полученное значение диаметра округляем до ближайшего значения из ряда стандартных значений и принимаем D₂ = 400 мм.

Фактическое передаточное число передачи по формуле (2.3)

Отклонение от расчетного значения по формуле (2.4)

Полученное значение погрешности не превышает допускаемые 4%.

Межосевое расстояние по формуле (2.5), мм

За расчетное примем значение из полученного диапазона a = 700 мм.

Длина ремня по формуле (2.6), мм

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.1-80 и принимаем окончательно l = 2240 мм или 2,24 м.

Уточненное межосевое расстояние по формуле (2.7), мм

Правильность выбора межосевого расстояния расчетом угла обхвата ремнем малого шкива по условию (2.8)

Условие выполняется, значит межосевое расстояние определено верно.

Скорость ремня по формуле (2.9), м/с

Скорость ремня не превышает допустимое значение [v] = 40 м/с.

Требуемое количество ремней по формуле (2.10), при K_б=0,945 и P₀=0,247 кВт

Полученное значение z округляем в большую сторону до целого и окончательно принимаем z = 10.

Проверим ремень на долговечность по числу пробегов за 1 с по условию

где v - скорость ремня, м/с;

l - длина ремня, м

Условие выполняется.

Проверка по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по условию, МПа



где у₀ - начальное напряжение ремня, у₀=1,6 МПа;

F_t - окружная сила передаваемая ремнем, Н

F - площадь поперечного сечения ремня, F = 159 мм²;

E_и - модуль продольной упругости при изгибе, E_и = 80 МПа;

h - высота поперечного сечения ремня, h = 13 мм;

D₁ - диаметр шкива, D₁ = 140 мм;

с - плотность материала ремня, с = 1250 кг/м³;

v - скорость ремня, определенная по формуле (2.9)

Условие (2.14) соблюдается.

Усилие, действующее на вал, Н

Размеры шкивов клиноременной передачи определим в зависимости от сечения ремня, [2, с. 19-23].

Ширина канавки на наружном диаметре, мм



где a_p - ширина канавки по нейтральной линии ремня, a_p = 14 мм;

С = 4,5 мм;

ц - угол профиля канавки, ц₁ = 34° (ведущего шкива) и ц₂ = 40° (ведомого шкива)

Наружный диаметр, мм

Ширина шкива, мм

где t = 19 мм;

д = 12 мм

Внутренний диаметр, мм



где e - глубина канавки шкива, e = 21 мм

Толщина диска, мм

где d - диаметр вала, на который устанавливается шкив, d₁ = 30 мм (ведущего шкива) и d₂ = 53 мм (ведомого шкива)

Диаметр ступицы чугунного шкива, мм

Длина ступицы, мм



3. Расчет тихоходной ступени редуктора

Расчет тихоходной ступени редуктора выполним в соответствии с методикой, изложенной в [1, с. 43-55].

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов, выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью HB? 350. Такая твердость позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки.

Назначаем для колеса термообработку: улучшение 250 НВ, у_в = 850 МПа, у_т = 550 МПа. Термообработка шестернитихоходной ступени - улучшение 270 НВ, у_в = 950 МПа, у_т = 700 МПа. Твердость шестерни назначается больше твердости колеса, для обеспечения лучшей приработки зубьев.

Предел контактной выносливости, МПа

колеса

шестерни

Количество циклов, при котором наступает усталость [1, с. 41]: колеса N_H0 = 1,5·10⁷ циклов; шестерни N_H0 = 2,3·10⁷ циклов.

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки:



где n - частота вращения колеса, n_II = 646,93 об/мин, n_III = 163,28 об/мин;

t - суммарный срок службы, t = 27000 часов;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса

Коэффициент долговечности

Так как значение N_HE2 = 26,45·10⁷ наименьшее из значений расчетного числа циклов напряжений, то принимаем для всех ступеней K_HL = 1.

Допускаемые контактные напряжения, МПа

За расчетное принимаем значение [у_H] = 518,18 МПа.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа



колеса

шестерни

Коэффициент долговечности

где N_F0 = 4·10⁶

где K_FE = 1

Принимаем для всех ступеней K_FL = 1.

Допускаемые напряжения изгиба, МПа

где S_F - коэффициент безопасности, S_F = 1,75;

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке K_FC = 1

Предельные контактные напряжения, МПа



колеса

шестерни

Предельные напряжения изгиба, МПа

колеса

шестерни

Проектировочный расчет ступени

Межосевое расстояние, м

где u - передаточное отношение второй ступени, u = 3,96;

E_пр - приведенный модуль упругости

где E_1,2 = 2,1·10¹¹ Па

T₂ - крутящий момент на выходном валу редуктора, T₂ = T_III = 122,42 Н·м;

K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям, K_Hв = 1,08;

ш_ba - коэффициент ширины колеса, ш_ba = 0,4

ш_bd - коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса

Принимаем a_w2 = 105 мм.

Ширина колеса, мм

Модуль, мм

где ш_m = 25

Принимаем стандартное значение модуля m = 2 мм.

Суммарное число зубьев



Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное отношение тихоходной ступени

Фактическое передаточное отношение быстроходной ступени



Делительные диаметры шестерни и колеса

Проверочный расчет ступени по допускаемым напряжениям

Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям.

Контактные напряжения, МПа

где T₁ - крутящий момент на промежуточном валу T₁ = T_II = 32,17 Н·м;

K_H - коэффициент расчетной нагрузки при расчетах по контактным напряжениям

где K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки, K_Hв = 1,08;

K_Hv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности изготовления передачи и от v₂, для 9-й степени точности и v₂ = 1,43K_Hv = 1,1,

v - окружная скорость



б_w - угол зацепления или угол профиля начальный, б_w = 20°;

Расхождение значений у_Hи [у_H]

Так как расхождение значений у_H и [у_H] превышает допустимые 4%, то сблизим эти значения путем изменения ширины колеса по условию

Контактные напряжения с учетом уточненного значения ширины колеса по формуле (3.21)

Расхождение значений у_Hи [у_H] по формуле (3.24)

Полученное значение расхождения не превышает допускаемые 4%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Напряжения изгиба, МПа

где Y_F - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, Y_F1 = 4,1, Y_F2 = 3,72;

F_t - окружная сила, Н

K_F - коэффициент расчетной нагрузки при определении напряжений изгиба

гдеK_Fв - коэффициент концентрации нагрузки, K_Fв = 1,21;

K_Fv - коэффициент динамической нагрузки, K_Fv = 1,21

Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше значение . Так как значение , то расчет выполняем по шестерне.

Для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная прочность а не изгибная.

Проверочный расчет на заданную перегрузку.

где у_H, у_F - расчетные напряжения;

[у_H]_max, [у_F]_max - допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке;

=2,2 [3, с. 299]

Условия прочности соблюдаются.

Определение геометрических размеров элементов ступени Определение геометрических размеров элементов ступени будем вести в соответствии с методикой, изложенной в [4, с. 62-64]. Ширина шестерни, мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса, мм



Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса, мм

Так как диаметр шестерни d_a1< 2·d_по, то изготавливаем вал шестерню.

Длина посадочного отверстия, мм

где d_по2 - диаметр посадочного отверстия колеса, d_по2 = 50 мм

Ширина торца зубчатого венца, мм

Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на диске колеса выполним выточки шириной 2 мм. На торцах зубчатого венца шестерни выполним фаску f = 1 мм, колеса f = 2 мм. Фаски выполняем под углом 45°.

Острые кромки на торцах ступицы также притупляем фасками.



4. Расчет быстроходной ступени редуктора

Расчет быстроходной ступени редуктора выполним в соответствии с методикой, изложенной в [1, с. 43-49, 56-59].

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

В качестве материала для изготовления элементов быстроходной ступени как и для тихоходной ступени примем легированную сталь 40Х.

Назначаем для колеса термообработку: улучшение 250 НВ, у_в = 850 МПа, у_т = 550 МПа. В косозубых передачах зубья шестерен целесообразно выполнять с твердостью значительно превышающей твердость зубьев колеса, поэтому термообработка шестерни тихоходной ступени - азотирование 58 НRC, сердцевины 28 НRC, у_в = 1000 МПа, у_т = 800 МПа.

Предел контактной выносливости, МПа

колеса

шестерни

Количество циклов, при котором наступает усталость [1, с. 41]: колеса N_H0 = 1,5·10⁷ циклов; шестерни N_H0 = 11,5·10⁷ циклов.

Расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки:

где n - частота вращения колеса, n_II = 646,93 об/мин, n_I = 2840 об/мин;

t - суммарный срок службы, t = 27000 часов;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса

Допускаемые контактные напряжения, МПа

За расчетное для быстроходной ступени принимаем значение

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа

колеса

шестерни

Допускаемые напряжения изгиба, МПа

где S_F - коэффициент безопасности, S_F = 1,75;

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке K_FC = 1

Предельные контактные напряжения, МПа

колеса

шестерни

Предельные напряжения изгиба, МПа

колеса

шестерни

Проектировочный расчет ступени

Так как редуктор соосный, то межосевое расстояние для двух ступеней будет одинаковым, a_w = 105 мм.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

где K_Hв=1

Принимаем ш_ba = 0,25 в соответствии с рекомендациями [1, с. 50, табл. 4.6].

Ширина колеса, мм

Модуль, мм

где ш_m = 20

Принимаем стандартное значение модуля m = 1,5 мм.

Угол наклона зуба



где е_в = 1,1

Суммарное число зубьев

Принимаем суммарное число зубьев z_У = 137.

Число зубьев шестерни

Принимаем количество зубьев шестерни z₁ = 26.

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число быстроходной ступени



Уточненное значение угла наклона зуба

Делительные диаметры шестерни и колеса, мм

Проверочный расчет ступени по допускаемым напряжениям

Проверочный расчет прочности зубьев по контактным напряжениям.

Контактные напряжения, МПа



где Z_Hв - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям

где K_Hб - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, K_Hб = 1,10;

v - окружная скорость

е_б - коэффициент торцового перекрытия

K_H - коэффициент расчетной нагрузки

где K_Hv - коэффициент динамической нагрузки, K_Hv = 1,06;

K_Hв - коэффициент концентрации нагрузки, K_Hв = 1,04

Проверочный расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба.

Напряжения изгиба, МПа

где Y_F - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, определяется в зависимости от z_v

Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше значение . Так как значение , то расчет выполняем по колесу.

Z_Fв - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба

где K_Fб - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, ;

Y_в коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию и неравномерного распределения нагрузки

K_F - коэффициент расчетной нагрузки при расчетах по напряжению изгиба

F_t - окружная сила, Н

Для первой ступени основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

Проверочный расчет на заданную перегрузку.



где у_H, у_F - расчетные напряжения;

[у_H]_max, [у_F]_max - допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке;

=2,2 [3, с. 299]

Условия прочности соблюдаются.

Определение геометрических размеров элементов ступени

Определение геометрических размеров элементов ступени будем вести в соответствии с методикой, изложенной в [4, с. 62-64].

Ширина шестерни, мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса, мм

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса, мм

Так как диаметр шестерни d_a1< 2·d_по, то изготавливаем вал шестерню.

Длина посадочного отверстия, мм

где d_по2 - диаметр посадочного отверстия колеса, d_по2 = 24 мм

Ширина торца зубчатого венца, мм

Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на диске колеса выполним выточки шириной 1 мм. На торцах зубчатого венца шестерни выполним фаску f = 0,9 мм, колеса f = 0,9 мм. Фаски выполняем под углом 20°.

Острые кромки на торцах ступицы также притупляем фасками.



5. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов будем вести в соответствии с методикой, изложенной в [4, с. 42-45].

Предварительные значения диаметров быстроходного вала.

гдеT_Б - крутящий момент на быстроходном валуT_Б = T_I = 7,63 Н·м

Так как быстроходный вал соединяется с валом электродвигателя посредством муфты, то необходимо согласовать диаметр вала с посадочным диаметром муфты. Принимаем диаметрравнымd = 20 мм.

Диаметр под подшипник, мм

вал редуктор передача привод

где t_цил-высота заплечика цилиндрического конца вала, t_цил = 3 мм

Принимаем стандартное значение диаметра под подшипник d_П = 30 мм.

Диаметр буртика подшипника, мм

где r - координата фаски подшипника, r = 1,5

Принимаем значение d_БП = 35 мм в соответствии с рядом нормальных линейных размеров Ra40 ГОСТ 6636-69 [1, с. 349].

Предварительные значения диаметров промежуточного вала.

Диаметр под колесо, мм

гдеT_ПР - крутящий момент на промежуточном валу T_ПР = T_II = 32,17 Н·м

Принимаем значение d_К = 24 мм.

Диаметр буртика колеса, мм

где f - размер фаски колеса, f = 1,8 мм

Диаметр под подшипник, мм

где r = 2 мм

Принимаем значение диаметра под подшипник d_П = 17 мм.

Диаметр буртика подшипника, мм

Принимаем значение буртика подшипника d_БП = 24 мм.

Предварительные значения диаметров тихоходного вала.



гдеT_Т - крутящий момент на тихоходном валу T_Т = T_III = 122,42 Н·м

Принимаем значение диаметра d = 20 мм. Диаметр под подшипник, мм

где t_цил = 3,5 мм

Принимаем стандартное значение диаметра под подшипник d_П = 40 мм.

Диаметр буртика подшипника, мм

где r = 2 мм

Принимаем значение d_БП = 50 мм. Значение диаметра под тихоходное колесо примем d_К= d_БП = 50 мм.

6. Выбор муфты

Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов, которые они должны соединять. Для соединения диаметра вала электродвигателя с редуктором на быстроходный вал ставим муфту упругую втулочно-пальцевую 63-50-1-36-2 ГОСТ 21424-93, с крутящим моментом T = 63 Н·м [5, с. 252].



7. Выбор и назначение допусков, отклонений и посадок

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки, которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма, их точности, условий сборки.

Согласно рекомендациям принимаем посадки:

- внутреннего кольца подшипника ведущего вала 30 k6;

- внутреннего кольца подшипника промежуточного вала 55 k6;

- внутреннего кольца подшипника ведомого вала 60 k6;

- зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 88 Н8;

- зубчатое колесо быстроходной ступени на вал 59 Н7/p6;

- распорной втулки на промежуточный вал 55 Н9/k6;

- распорной втулки на ведомый вал 60 Н9/k6;

- наружные кольца подшипников с корпусом редуктора 80 Н7, 100 Н7, 180 Н7;

- на валах под манжетные уплотнения h8,

- крышек подшипников H7/h8.

8. Выбор смазки

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяется наиболее простой способ - погружение зубчатых колес в ванну с жидким маслом, так называемая картерная смазка.

В качестве смазывающего материала примем индустриальное масло И-Л-В-46, с кинематической вязкостью 59сСт.



9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала:

- на ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретых в масле до 80-100С;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники, нагретые в масле;

- сборку промежуточного вала производят аналогично.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленным техническими условиями.



Литература

1. Врублевская В.И, Врублевский В.Б. «Детали машин и основы конструирования. Курсовое проектирование», учебное пособие - Гомель: УО «БелГУТ», 2006. - 433 с.

2. Довгяло В.А, Шебзухов Ю.А. «Расчет открытых передач с гибкой связью», учеб.-метод. пособие по выполнению контрольных работ, курсовых и дипломных проектов - Гомель: БелГУТ, 2010. - 66 с.

3. Кузьмин А.В, Марон Ф.Л. «Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин» - Мн,: Выш. шк., 1983. - 350 с.

4. Дунаев П.Ф, Лелеиков О.П. «Конструирование узлов и деталей машин», учеб. пособие для техн. спец. вузов. - М.: Высш. Шк., 1998. - 447 с.

5. Курмаз Л.В, Скойбеда А.Т. «Детали машин. Проектирование: учебно-методическое пособие» - М.: Высш. шк. 2005. - 309 с.

Размещено на Allbest.ru

...