Размещено на http://www.allbest.ru/

Привод с цилиндрическим редуктором, валы которого расположены параллельно



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Исходные данные

3. Клиноременная передача

4. Тихоходная ступень - косозубая передача с эвольвентным зацеплением

5. Быстроходная ступень - косозубая передача с эвольвентным зацеплением

6. Эскизная компоновка

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Проверочный расчет тихоходного вала на выносливость

9. Долговечность опор

10. Посадка зубчатого колеса, подшипников и полумуфты

11. Смазка зубчатых колес и подшипников

Список литературы



Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри редуктора может быть установлен шестерёнчатый насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей жидкостью).

Редуктора классифицируются по следующим признакам:

1. Типы передач (зубчатые, червячные, комбинированные);

2. Числу ступеней (одно- , двух- и многоступенчатые);

3. Типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, комбинированные);

4. Относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные, пересекающиеся, скрещивающиеся).



1. Выбор электродвигателя

Задано: окружная сила , скорость ленты , диаметр барабана

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода и график нагрузки.

Мощность на валу барабана:

Частота вращения этого вала:

мин-1

Коэффициент полезного действия:

,



где - соответственно КПД ременной передачи, первой и второй ступеней редуктора, муфты и подшипников вала барабана:

принимаем [3 , табл. П.1].

Расчетная мощность электродвигателя

кВт

Определяем возможную частоту вращения вала двигателя

Выбираем [3, табл. П.2] электродвигатель (тип) с параметрами: мощность , частота вращения , кратность пускового момента 2,2 , диаметр вала (4А100LУ3)

2. Исходные данные

Передаточное отношение привода:

=1440/37,67=38,22

Разбиваем передаточные числа ступеней привода:

iрем=2 => iред=38,22/2=19,11

Передаточное число редуктора



Согласно рекомендациям для двухступенчатого редуктора, передаточное число:

, принимаем iт=4

Уточняем передаточное число редуктора

Уточняем передаточное число привода

Находим погрешность

Определяем частоты вращения на валах привода



Определяем погрешность

Определяем мощность на валах привода, в направлении РМ - дв.

Определяем момент на валах привода

Определяем срок службы привода



n0 - число рабочих смен - 1

tc - продолжительность смены (7…10 ч)

KH - коэффициент использования привода - 0,8

np - количество рабочих дней - 260

L0 - количество лет работы (2…5)

Определяем число циклов действия нагрузки первой ступени

= 107, определяем число действия нагрузки соответственно 2-ой ступени

= 107, номинальной нагрузкой для расчета передач привода является моменты соответствующие 2-ой ступени нагружения, Kp=1

Таким образом, номинальные моменты:

Tн1=71,95, Tн2=151,96, Tн3=736,77, Tн4=2000,66 Нм.

3. Клиноременная передача

Задано: мощность Р1=4 кВт, частота вращения , передаточное число u1=2, крутящий момент Тн1=25 Н·м, работа в 2 смены, нагрузка спокойная. Выбираем [табл. П.3] при Тн1=25 Н·м ремень А, площадь поперечного сечения , базовая длина l0=1400 мм.

Диаметр малого шкива

d1=100 мм [табл. П.3]

Диаметр ведомого шкива



d2=d1i(1-о)=100·2(1-0,02)=196 мм

принимаем [3, табл. П.3]

Фактическое передаточное число

Скорость ремня

м·с-1

Ориентировочное межосевое расстояние

Расчетная длина ремня

принимаем [3, табл. П.3] l=1400 мм.

Действительное межосевое расстояние



Число пробегов ремня

Угол обхвата малого шкива

Коэффициент угла обхвата

Скоростной коэффициент

Коэффициент длины

Допускаемая мощность для одного ремня

,

где допускаемая мощность для одного ремня типовой передачи,

коэффициент режима работы. Принимаем при и , [3, табл. П.3], при нагрузке и работе в 2 смены

Расчетное число ремней

=11/2,23=4,93

принимаем Z =5.

Окружная сила

Н.

Начальное натяжение ремня

Н

Нагрузка на валы

Н

Число ремней

z?Ft/A[уt]=500/81·1,33=4,66

Принимаем z=5



4. Тихоходная ступень - косозубая передача с эвольвентным зацеплением

Задано: крутящий момент на валу шестерни ТН3 =736,77 Нм, частота вращения вала шестерни n3=132,73мин -1, передаточное число u3=2,8, срок службы Lh =20000 ч.

Выбор материалов:

	Материал - Сталь	МПа	Твердость H	Термообработка
		GB	GT
Шестерня	Сталь 45	735	440	241…285	Улучшенная
Колесо	Сталь 45	834	570	192…240	Улучшенная

Допускаемые контактные напряжения

[GH]= GH0 KHL/ SH,

где GH0 - длительный предел контактной выносливости , SH - коэффициент безопасности , KHL - коэффициент долговечности:

для шестерни GH0=596 [1, табл. 9.11] , SH =1,1 [2, табл. 8.9]; KHL=1 [2, с. 148]

[GH]3 =592 МПа;

колеса GH0=502, SH =1,1, KHL =1

[GH]4 =456,3 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

[GF] = GF0 KFCKFL/ SF,



где GF0 - длительный предел выносливости при изгибе; SF - коэффициент безопасности ; KFC - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки ; KFL - коэффициент долговечности :

для шестерни GF0=523 [1, табл. 9.12]; SF =1,75 [2, табл. 8.9] ; KFC =1 [2, c.151];

KFL=1 [2, c. 151]

[GF]3 =209,2МПа;

колеса GF0 =476, SF = 1,75, KFC =0,7, KFL=1

[GF]4 =268,8 МПа

Межосевое расстояние

мм,

где i3 =4

KHB=1,08

Швн=0,4

[GH]= 0,45([GH]3+[GH]4)=449,2 МПа.

Число зубьев

шестерни z3=20, колеса z4=80

Модули

торцевой mt=2aw(z3+z4)=2·200/(20+80)=4

нормальный mn=3,5

принимаем [2, табл. 8.1] m =5 мм,

Число зубьев колеса



z4=z3i3=20·4=80

принимаем z4 =80.

Фактическое передаточное число

i3ф=z4/z3=80/20=4

Угол наклона зубьев:

cos в=m/mt=0,875,.в=28,95

Основные размеры, мм:

колеса

d4= mtz4=4·80=320;

dа4= d4 +2m=320+2·3,5=327;

df 4= d4 - 2,5m=320-2,5·3,5=311,25;

b4 = шва·аw2=0,4·200=80

принимаем b4 = bw=80 мм [I, табл. 12.1, Ra 40],

шестерни

d3 = mtz3=4·20=80;

da3 = d3 + 2m=80+2·3,5=87;

df 3 = d3 - 2,5m=80-2,5·3,5=71,25;

b3 =b4 + 10 =80+10=90



принимаем b3 =90 мм [I, табл. 12.1, Rа 40];

межосевое расстояние

aW2=0,5(d3+d4)=0,5·(95,7438+265,955)=180,8494.

Окружная скорость

V=mt z3 n3/(60103)=3,14·4·2036/60·103=0,15 мс -1

принимаем степень точности K=9 [I, табл. 9.10].

Коэффициенты перекрытия:

= bWsin/ (m)=80sin28,95/(3.143,5)=3,52

=[1,88-3,2(z3-1+z4-1)]cos=[1.88-3.2(1/20+1/80]cos28,950=1,47

Силы в зацеплении, Н:

Ft=2103TH3/d3=2·103·230,8/80=5770;

Fr=Fttgn/cos=5770·tg20є/cos28,95є=2400;

Fa=Fttg=5770·tg28,95є=3191,78,

где n=20° - угол зацепления.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

=,,

где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

ZM - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

KH - коэффициент динамической нагрузки в зацеплении;

KHб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем для некоррегированного зацепления ZH=1,77cosв=1.77cos28,95=1,54;

для стальных колес ZM=275 МПа;

для косозубых и шевронных передач

Z=;

при окружной скорости V=0,15 м/с, степени точности K=9, твердости зубьев H3=263и H4= 216для косозубой передачи

KHн=1,05 [2, табл. 8.3];

при скорости V=0,15м/с и степени точности К=9

KHб= 1,08 [2, табл. 8.7].

KHв= 1,13

Таким образом,

МПа

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе:

,



где YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

KF - коэффициент динамической нагрузки;

KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем при коэффициенте смещения X=0

z3=,

YF1=3,88 [1, рис. 9.6];

z2=,

YF2= 3,6 1, рис. 9.6;

Y=1-;

Y=;

при bd=1, H3=263, H4=216

KF=1,3 1, рис. 9.5;

при степени точности К=9, скорости 0,15 м/с для косозубой передачи

KF=12, табл. 8.3;

при К=8 и V=0,15 м/с

KF=1,35 2, табл. 8.7 .

Таким образом,

МПа

МПа

5. Быстроходная ступень - косозубая передача с эвольвентным зацеплением

Задано: крутящий момент на валу шестерни ТН3 =230,8 Нм, ТН2 =48 Нм, частота вращения вала шестерни n2=720мин -1, передаточное число i2=5, срок службы Lh =2912 ч.

Выбор материалов:

	Материал Сталь	МПа	Твердость H	Термообработка
		GB	GT
Шестерня	Сталь 40	700	400	192…218	Улучшенная
Колесо	Сталь 40	800	500	192…218	Улучшенная

Допускаемые контактные напряжения

[GH]= GH0 KHL/ SH,

где GH0 - длительный предел контактной выносливости, SH - коэффициент безопасности , KHL - коэффициент долговечности:

для шестерни GH0=490 [1, табл. 9.11] , SH =1,1 [2, табл. 8.9]; KHL=1 [2, с. 148]

[GH]1 =445 МПа;

колеса GH0=490, SH =1,1, KHL =1

[GH]2 =445 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

[GF] = GF0 KFCKFL/ SF,

где GF0 - длительный предел выносливости при изгибе; SF - коэффициент безопасности; KFC - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки; KFL - коэффициент долговечности:

для шестерни GF0=470 [1, табл. 9.12]; SF =1,75 [2, табл. 8.9]; KFC =7 [2, c.151];

KFL=1 [2, c. 151]

[GF]1 =188 МПа;

колеса GF0 =476, SF = 1,75, KFC =0,7, KFL=1

[GF]2 =188 МПа

Межосевое расстояние

мм,

Число зубьев:

шестерни z1=20

колеса z2=100

Модули

торцевой mt=2aw(z1+z2)=2·200/(20+100)=3,33

нормальный mn=3

принимаем [2, табл. 8.1] m =3 мм,

Число зубьев колеса

Z2=z1i2=20·5=100



принимаем z4 =100.

Фактическое передаточное число

I2ф=z2/z1=100/20=5

Угол наклона зубьев:

cos в=m/mt=0,9,.в=25,8

Основные размеры, мм:

колеса

d2= mtz4=3,33·100=333;

dа2= d2+2m=33+2·3=329;

df 2= d2 - 2,5m=333-2,5·3=325,5;

b2 = шва·аw2=0,4·200=80

принимаем b2 = bw=80 мм [I, табл. 12.1, Ra 40],

шестерни

d1 = mtz3=3,33·20=66,6;

da1= d1 + 2m=66,6+2·3=72,6;

df 1 = d1 - 2,5m=66,6-2,5·3=59,1;

b1 =b2 +(5…10)=80+8=88

принимаем b3 =90 мм [I, табл. 12.1, Rа 40];

Окружная скорость

V=mt z3 n3/(60103)=3,14·3,33·20720/60·103=2,5 мс -1



принимаем степень точности K=9 [I, табл. 9.10].

Коэффициенты перекрытия:

= bWsin/ (m)=80sin25,8/(3.143)=3,694

=[1,88-3,2(z3-1+z4-1)]cos=[1.88-3.2(1/20+1/100]cos25,80=1,519

Силы в зацеплении, Н:

Ft=2103TH3/d3=2·103·48/66,6=1441,4;

Fr=Fttgn/cos=1441,4·tg20є/cos25,8є=582,7;

Fa=Fttg=1441,4·tg25,8є=696,8,

где n=20° - угол зацепления.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

=,

где

ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

ZM- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

Z- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

KH- коэффициент динамической нагрузки в зацеплении;

KHб-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем для некоррегированного зацепления ZH=1,77cosв=1.77cos25,8=1,59;

для стальных колес ZM=275 МПа;

для косозубых и шевронных передач

Z=;

редуктор привод цилиндрический подшипник

при окружной скорости V=2,5 м/с, степени точности K=9, твердости зубьев H1=210 и H2=210 для косозубой передачи

KHн=1,05 [2, табл. 8.3];

при скорости V=2,5 м/с и степени точности К=9

KHб= 1,08 [2, табл. 8.7].

KHв= 1,13

Таким образом,

МПа

Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе:

,

где

YF- коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y- коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

KF- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

KF- коэффициент динамической нагрузки;

KF- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

принимаем при коэффициенте смещения X=0

z1=,

YF1=3,84 [1, рис. 9.6];

z2=,

YF2= 3,6 1, рис. 9.6 ;

Y=1-;

Y=;

при bd=1,46, H1=210, H2=210

KF=1,33 1, рис. 9.5;

при степени точности К=9, скорости 1,14 м/с для косозубой передачи

KF=1,042, табл. 8.3;

при К=9 и V=2,5 м/с

KF=1,35 2, табл. 8.7 .

Таким образом,

МПа

МПа



6. Эскизная компоновка

Конструктивные размеры:

толщина стенки корпуса редуктора

принимаем ;

расстояние от внутренней стенки корпуса до ступицы колеса (между колесами ступеней редуктора)

принимаем

расстояние от корпуса до посадочного участка на хвостовике

?1= мм,

где h= 8 [3,табл. П.5];

расстояние от внутренней стенки корпуса до подшипника

;

диаметр фундаментных болтов

принимаем ;

диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку редуктора у бобышек,



принимаем ;

длина гнезда под подшипник

принимаем ;

длина посадочного участка хвостовика вала быстроходного lст=(1,2…1,5)d'1=28,8…36=34 тихоходного.

Диаметры быстроходного вала:

хвостовика

принимаем [1, табл. 12.1, Ra 40];

под уплотнением

подшипником . Выбираем (тип, номер) подшипник:

, , , , , ;

шестерней . При шестерню и вал изготавливаем как одно целое.

Диаметры промежуточного вала:

под колесом

,

принимаем [1, табл. 12.1, Ra 40].

подшипником Выбираем (тип) подшипник: , , , , , ;

шестерней При шестерню и вал изготавливаем как одно целое.

Тихоходный вал.

При расчетном моменте

,

где к- коэффициент режима работы; к =1,5…2[1, табл. 15.2]; выбираем

муфту МЗО2-Н-50 ГОСТ 5006-55, T=1400 H·м, d=50, l=70

Диаметры под колесом

принимаем [1, табл. 12.1, Ra 40];

подшипником. Выбираем (тип) подшипник: , , , , , ;

уплотнением ;

муфтой .

Эскизная компоновка редуктора

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Вал	Участок	Крутящий момент, Нм	Размеры шпонки
			bЧhЧl	t1	t2
Быстроходный	На хвостовике	ТН2=48	8Ч7Ч16	4	3,3
Промежуточный	Под колесом	ТН3=230,8	14Ч9Ч45	5,5	3,8
Тихоходный	Под колесом	ТН4=886	20Ч12Ч63	7,5	4,9
	Под муфтой	ТН4=886	18Ч11Ч45	7	4,4



Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [3,табл.5.7].

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Тихоходный вал:

Проверяем шпонку под муфтой:

- проверяем из условия прочности на смятие

где d - диаметр вала; d=50 мм;

l - длина шпонки; l=45 мм;

Т - крутящий момент; Т=886 Нм

Lp - рабочая длина шпонки; ;

k - рабочая высота; k=0.4h=0.4*11=4,4 мм;

- допускаемое напряжение смятия;

Условие не выполнено.

Ставим две шпонки противоположно друг другу, тогда:

- проверяем из условия прочности на срез



где - допускаемое напряжение на срез;

Условие выполнено.

Проверяем шпонку под колесом:

- проверяем из условия прочности на смятие

где d - диаметр вала; d=71 мм;

l - длина шпонки; l=63 мм;

Т - крутящий момент; Т=886 Нм

Lp - рабочая длина шпонки; ;

k - рабочая высота; k=0.4h=0.4*12=4,8 мм;

- допускаемое напряжение смятия;

Условие выполнено.

- проверяем из условия прочности на срез

где - допускаемое напряжение на срез;



Условие выполнено.

Промежуточный вал:

Проверяем шпонку под колесом:

- проверяем из условия прочности на смятие

где d - диаметр вала; d=48 мм;

l - длина шпонки; l=32 мм;

Т - крутящий момент; Т=230,8 Нм

Lp - рабочая длина шпонки;

;

k - рабочая высота; k=0.4h=0.4*9=3,6 мм;

- допускаемое напряжение смятия;

Условие выполнено.

- проверяем из условия прочности на срез

где - допускаемое напряжение на срез;



Условие выполнено.

Быстроходный вал:

Проверяем шпонку на хвостовике:

- проверяем из условия прочности на смятие

где d - диаметр вала; d=24 мм;

l - длина шпонки; l=25 мм;

Т - крутящий момент; Т=48 Нм

Lp - рабочая длина шпонки;

;

k - рабочая высота; k=0.4h=0.4*7=2,1 мм;

- допускаемое напряжение смятия;

Условие выполнено.

- проверяем из условия прочности на срез



где - допускаемое напряжение на срез;

Условие выполнено.

8. Проверочный расчет тихоходного вала на выносливость

Расчетная схема тихоходного вала (рис. 4): из предыдущих расчетов имеем ; мм; мм; мм.

Нагрузка на вал муфты

Составляющая этой нагрузки

Реакции опор:

в плоскости XZ:



Проверка: ;

-2414,42-3914,88-5770+559,3?0

в плоскости YZ:

Проверка:

-4342,84+2400-(-1384,54)+559,3?0



Суммарные реакции:

Изгибающие моменты:

XZ:

строим эпюр изгибающих моментов.

YZ:

строим эпюр изгибающих моментов.

Суммарные изгибающие моменты:

Приведенные моменты:

строим эпюр приведенных моментов.

Расчет состоит в определении коэффициента запаса прочности S для опасного сечения и сравнении его с допускаемым значением [S]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45Х [1,табл.12.13];

Сечение под шпонкой: диаметр вала в этом сечении 71 мм. В сечении действует наибольший изгибающий момент и крутящий момент .

Момент сопротивления сечения вала (нетто):

Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжения изгиба

Коэффициент безопасности в сечении по изгибу

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте шпоночного паза [1, табл.12.5]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности - шлифование [1, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [1, табл.12.2]; коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [1, рис.1.4, в]; постоянная составляющая цикла изменения напряжений.

Определяем коэффициент безопасности по кручению.

Полярный момент сопротивления по сечению:



При нереверсивном вращении вала напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому переменные составляющие и постоянные составляющие

Коэффициент безопасности в сечении по кручению

где эффективный коэффициент концентрации напряжений для вала в месте шпоночного паза [1, табл.12.5]; коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности - шлифование [1, табл.12.9]; масштабный фактор зависимости от диаметра вала [1, табл.12.2]; коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжений [1, рис.1.4, в].

Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения

Условие прочности в сечении выполнено.



9. Долговечность опор

При радиально-упорных подшипниках осевые составляющие S радиальных нагрузок (реакций опор) стремятся раздвинуть кольца подшипников в осевом направлении. Этому препятствуют осевые реакции .

Составляем расчетную схему вала с указанием внешних (заданных) сил и реакций Fa. В условии равновесия имеем две неизвестные реакции Fa1 и Fa2.

Принимаем шариковый подшипник легкой серии 7214.

Для этого подшипника выписываем:

е= 0,41.[1, табл. 14,14]

Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

S1=еRа= 0,41·4968,87 = 2037,23 Н;

S2 =еRв=0,41·4152,5=1702,525 Н;

Из условия равновесия УFх=0 имеем две неизвестных

Fa1 и Fa2

УF=Fa+ Fa2 - Fa1 = 0

Задача решается методом попыток:

1. Пусть Fa1 = S1 =2037,23 Н,

тогда Fa2 = Fa1 - Fa= 2037,23 -316=1721,23>S2= 1702,525Н

Если Fa2? S2, осевые силы Fa1 и Fa2 определены правильно.

По условиям работы принимаем:

Определяем величину эквивалентной динамической нагрузки

Расчетная долговечность, млн. об.

млн. об.

Расчетная долговечность, ч:

ч.

Где - частота вращения тихоходного вала.

10. Посадка зубчатого колеса, подшипников и полумуфты

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [3].

Посадка зубчатого колеса на тихоходном валу .

Посадка полумуфты на тихоходный вал редуктора .

Внутренние кольца подшипников устанавливаем на вал с неподвижной посадкой, а наружные - по скользящей. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала . Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца по .

11. Смазка зубчатых колес и подшипников

Смазывание зубчатого зацепления осуществляется окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,3-0,5 л на 1 кВт передаваемой мощности. Таким образом, общий объём ~ 4,5 л.

По табл. 10.9 [3] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По табл. 11.11 [4] принимаем масло автотракторное АК 15.



Список литературы

1. Детали машин в примерах и задачах. Ничипорчик С.Н., Корженцевский М.И., Калачев В.Ф. и др. - М.: Высшая школа, 1981 - 432 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1984 - 336 с.

3. Погорелов С.В. Детали машин. Методические указания к курсовому проектированию. - Запорожье: Издательство ЗГИА, 2003 - 71 с.

4. Ицкович Г.М. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1965. - 557 с.

Размещено на Allbest.ru

...