Розрахунок черв'ячного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

Редуктором називають механізм, що складається із зубчастих або черв'ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу можевключати, окрім редуктора, відкритізубчастіпередачі, ланцюговіаборемінніпередачі.

Призначення редуктора - пониження кутової швидкості і відповідно підвищення обертального моменту веденого валу в порівнянні з ведучим.Механізми для підвищення кутової швидкості, виконані у вигляді окремих агрегатів, називаються прискорювачами або мультиплікаторами.

Редуктор складається з корпусу (литого чавунного або зварного сталевого), в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники і так далі. В окремих випадках в корпусі редуктора розміщую також пристрою для змазування зачеплень і підшипників (наприклад, усередині корпусу редуктора може бути поміщений шестерінчастий масляний насос) або пристрою для охолоджування (наприклад, змійовик з водою, що охолоджує, в корпусі черв'ячного редуктора).

Редуктори з черв'ячним зачепленням - одині з найбільш поширених типів редукторів. Черв'ячна передача є зачепленням черв'яка з черв'ячним колесом. Черв'як - це гвинт з нарізаним на нім різьбленням, за профілем близьким до трапецеїдального. Черв'ячне колесо - косозубе зубчасте колесо із спеціальним профілем зубів. При обертанні черв'яка витки різьблення переміщаються уздовж його осі і штовхають в цьому напрямі зуби черв'ячного колеса. Вісь черв'яка схрещується під прямим кутом з віссю черв'ячного колеса, відстань між ними - визначальний розмір редуктора. Наприклад, Ч-80 - черв'ячний одноступінчатий редуктор з міжосьовою відстанню 80 мм, а Ч-100 відповідно має міжосьову відстань 100 мм.



1. Вибір двигуна

1.1 Загальний ККД приводу

??_заг=??₀ⁿ??_м ??_р ??_п= 0,99²0,98 ,80,95=0,73

де ??₀ =0,99 - ККД пари підшипників, табл. 1,1 (7);

n = 2 - кількість пар підшипників, (схема приводу);

??_м =0,98 - ККД муфти, табл. 1,1 (7);

??_р = 0,8 - ККД редуктора, табл. 1,1 (7);

??_п = 0,95 - ККД додаткової передачі, табл. 1,1 (7).

1.2 Необхіднапотужністьдвигуна, кВт

Р_н = = = 3,212

1.3 Орієнтована частота обертання валу двигуна, об/хв

n_н = u_pu_п n_вм = 16246=1472

де u_p= 16 - передавальнечисло редуктора, табл. 1.2(7);

u_п = 2 - передавальне число додаткової передачі, табл. 1.2 (7).

1.4 Вибірелектродвигуна

За ГОСТ 19523-81(табл. 1.3) (7) обираю трифазний короткозамкнений електродвигун моделі 4А 100S4 з параметрами:

потужність двигуна, Р = 3 кВт;

асинхронна частота обертання,n_дв = 1435 об/хв.;

діаметр вала двигуна, d_дв=28 мм.



2. Кінематичний і силовий розрахунок приводу

2.1 Загальне передавальне число приводу

u_заг == = 31,2

2.2 Передавальні числа ланок приводу

За СТ СЭВ 221-75(табл. 2.1) (7) обираю u_р = 20,тоді для ланцюговоїпередачі

u_п = = = 1,56

2.3 Частота обертання

2.3.1 швидкохідного валу редуктора, об/хв.

n_ш= n_дв=

2.3.2 тихохідного валу редуктора, об/хв.

n_т = = = 71,75

2.4 Обертальні моменти

2.4.1 на валі двигуна, Нм

Т_дв= = = 21,38

2.4.2 на швидкохідному валі редуктора (табл. 2.2),Нм

Т_ш = T_{дв •} ??_м =21,380,98= 21

2.4.3 на тихохідному валі редуктора, Нм

Т_т = Т_ш u_pр = 21160,8 = 268,8

2.5 Консольна сила

2.5.1 на швидкохідному валі, Н

F_м = 50 = 50 = 229,13

2.5.2 на тихохідномувалі, Н

F_k= 250 = 250 = 4098,8



3. Вибір матеріалів і допустимих напруг

3.1 Матеріал черв'яка

Для виготовлення черв'яка обираю сталь 40Х з загартуванням до твердості 46…51 HRC та наступним шліфуванням і поліруванням робочих поверхонь витків.

3.2.2 Очікувана швидкість ковзання в зачепленні, м/с

V_s4,310^-4n_ш • = 4,3 • 10^-4 • 1435 • = 3,98

3.3 Матеріал вінця колеса

За табл. 3.1(7) обираю БрА9Ж3л, спосіб виливки заготовки - в землю.

3.4 Допустимі напруги для матеріалу колеса (за табл. 3.1) (7), Н/мм²

контактні [у]_H2 = 300-25Vs = 300 - 25 • 3.98 = 200.5

згину [у]_F2 = 51



4. Розрахунок черв'ячної передачі

4.1 Міжосьова відстань, мм

a_w = 61 = 61 • = 114,7

за СТ СЭВ 514-77(табл. 4.1) (7) обираю a_w = 110

4.2 Кількість витків черв'яка та зубів колеса

Обираю кількість витків черв'яка z₁ = 2, тоді кількість зубів колеса

z₂ = z₁ • u_p = 2 • 16 = 32

4.3 Модуль зачеплення, мм

m = = = 5,15

За ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) (7) обираю m = 5

4.4 Коефіцієнт діаметра черв'яка

q ? 0,25z₂ = 0,25•32 = 8

за табл. 4.2 (7) обираю q = 8

4.5 Основнігеометричнірозміричерв'яка



4.5.1 ділильний діаметр, мм

d₁ =mq = 58= 40

4.5.2 діаметр вершин витків, мм

d_a1 = d₁+2m = 40+2 5 = 50

4.5.3 діаметр западин витків, мм

d_f1 = d₁ - 2,4m = 40-2,45 = 28

4.5.4 довжина нарізаної частини черв'яка, мм

b₁ (11 + 0,06z₂)m = (11 + 0,06 32) 5= 64,6

збільшую одержану довжину приблизно на 3mі за табл.4.1(7) обираю b₁= 63

4.5.5 ділильний кут підйому лінії витка

г = arctg = arctg = 14

4.6 Основні геометричні розміриколеса

4.6.1 ділильний діаметр, мм

d₂ = mz₂ = 5 • 32 = 160

4.6.2 діаметр вершин зубів, мм

d_a2 = d₂ + 2m = 160 + 2 • 5 = 170

4.6.3 діаметр западин зубів, мм

d_f2 = d₂ - 2,4m = 60 - 2,4 • 5 = 148

4.6.4 найбільший діаметр колеса, мм

d_aМ2 ? d_a2 + =170 + = 177.5

4.6.5 ширина вінця, мм

b₂ ? 0,75d_a1 = 0,75 • 50 = 37,5

4.7 Фактична міжосьова відстань, мм

a_wф = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(40 + 160) = 100

4.8 Фактична швидкість ковзання, м/с і степінь точності передачі

V_SФ = = = 3,09

за табл. 4.3 (7) обираю 8 степінь точності передачі.

4.9 ККД передачі

??= = = 0,93

де = - зведений кут тертя, табл. 4.4 (7).

4.10 Коловашвидкість колеса, м/с

v₂ = = = 0,6

4.11 Сили в зачеплені

4.11.1 колова для черв'яка та осьова для колеса, Н

F_t1 =F_a2 = = = 1050

4.11.2 колова для колеса та осьова для черв'яка, Н

F_t2 =F_a1= = = 3360

4.11.3 радіальна для черв'яка та колеса, Н

F_r1 = F_r2 =0,364F_t2 = 0,364 • 3360 = 1223,04

4.12 Перевірказубів колеса за контактниминапругами

4.12.1 Робочаконтактнанапруга, Н/мм²

у_Н2 = 340 = 340 = 269,87

де K = 1,2 - коефіцієнт навантаження, табл. 4.5 (7);



4.12.2 фактична допустима напруга, Н/мм²

при фактичному значенні швидкості ковзання за табл. 3.1 маємо

[у]_Н2Ф = 300 - 25_VS = 300 - 25 • 3,09 = 222,75

Оскільки у_Н2?[у]_Н2Ф, але менше ніж 5%, контактна міцність зубів забезпечується.

4.13 Перевірка зубів колеса за напругами згину

4.13.1 Еквівалентна кількість зубів

z_v2 = ?? ? 35,16

4.13.2 робоча напруга згину, Н/мм²

у_F2= = = 24,69

де Y_F2 = 1,64 - коефіцієнтформи зуба, табл. 4.6 (7)

Оскільки у_F2< [у]_F2 міцність зубів на згин забезпечується.

4.14 Тепловий розрахунок

4.14.1 потужність на черв'яку, Вт

P₁ 0,1n_ш • T_ш = 0,1 • 1435 • 24 = 3013,5



4.14.2 орієнтована площа поверхні охолодження, м²

А ? 20 = 20 • (110 · 10^-3)² = 0,242

4.14.3 температура масла, °C

t = 20 + = 20 + = 78,11

де K_т = - коефіцієнт теплопередавання, табл. 4.7 (7).

Оскільки t< [t] робота редуктора без перегрівання забезпечується.



5. Проектний розрахунок валів

5.1 Швидкохідний вал (мал.1)

5.1.1 Діаметр вихідного кінця, мм

d_ш= (0,8…1,0) d_дв = 128 = 28

за ГОСТ 12080 - 66 (табл. 5.1) (7) обираю d_ш =28

5.1.2 Діаметр під підшипник, мм

d_пш ? d_ш + 2t = 28 + 2 3,5 = 35

де t = 3,5 - висота уступу, табл. 5.2 (7)

за табл. 5.3 (7) обираю d_пш = 35

5.1.3Діаметр буртика, мм

d_бш ? d_пш+ 3r = 35 + 3 2 = 41

де r = 2 - координата фаски, табл. 5.2 (7)

за табл. 4.1 обираю d_бш = 42

5.1.4 Довжина вихідного кінця, мм

за табл. 5.1 (7) обираю I_мш = 42

5.1.5 Довжинапроміжноїділянки, мм

I_кш ? 2d_пш = 2 35 = 70

за табл. 4.1 (7) обираю I_кш = 71

5.2 Тихохідний вал (мал.2)

5.2.1Діаметрвихідногокінця, мм

d_т = (5…6) = 5 = 32,27

за табл. 5.1 (7) обираю d_т = 32

5.2.2 Діаметрпідпідшипник, мм

d_птd_т + 2t = 32 + 2 3,5 = 39

де t = 4 - висота уступу, табл. 5.2 (7)

за табл. 5.3 (7) обираю d_пт = 40

5.2.3Діаметр буртика, мм

d_бт? d_пт + 3r = 40 + 32,5 = 47,5

де r = 3 - координата фаски, табл. 5.2 (7)

за табл. 4.1 (7) обираюd_бт = 48

5.2.4 Діаметр вала під колесо, мм

d_к? d_пт = 40

за табл. 4.1(7) обираю d_к = 40

5.2.5 Довжина вихідного кінця, мм

за табл. 5.1(7) обираю I_мт = 82

5.2.6 Довжинапроміжноїділянки, мм

I_кт ? 1,2d_пт = 1,239 = 46,8

за табл. 4.1 (7) обираю I_кт = 48

5.3 Вибір муфти

Для з'єднання швидкохідного валу редуктора з валомдвигуна обираю пружну втулково-пальцеву муфту125-28-1,2 ГОСТ 21424-75.



6. Розрахунок шпоночних з'єднань

6.1 Вибір шпонок

За ГОСТ 23360-78 обираю шпонки призматичні із закругленими кінцями.

6.2 Довжина шпонки на вихідному кінці швидкохідного валу, мм

I_ш ? + b = + 8 =15,14

де b = 8 - ширина шпонки, табл. 6.1 (7);

h= 7 - висоташпонки, так само;

t₁ = 4 - глибина паза вала, так само;

= 70 - допустимі напруги зминання, табл. 6.2 (7).

за табл. 6.1 (7) обираю I_ш = 16

6.3 Довжина шпонки на вихідному кінці тихохідного валу, мм

I_т? + b = + 10 = 90

де b = 10 - ширина шпонки, табл. 6.1 (7);

h= 8 - висоташпонки, так само;

t₁ = 5 - глибина паза вала, так само;

= 70 - допустимі напруги зминання, табл. 6.2 (7).

за табл. 6.1(7) обираю I_т = 90



6.4 Довжина шпонки під колесом, мм

I_к? + b = + 12 = 76

де b = 12 - ширина шпонки, табл. 6.1(7);

h=8 - висоташпонки, так само;

t₁ = 5 - глибина паза вала, так само;

= 70 - допустимі напруги зминання, табл. 6.2 (7).

за табл. 6.1 (7) обираю I_к = 80



7. Конструювання черв'яка та колеса

7.1 Черв'як

Черв'як виконую, як одне ціле з валом.

7.2 Колесо

Колесо виконую з симетричним розташуванням маточини, при цьому:

7.2.1 довжина маточини, мм

I_мат = (6…10) + I_к = 8 + 80 = 88

за табл. 4.1 (7) обираю I_мат = 90

7.2.2 діаметрматочини, мм

d_мат ? 1,55d_к = 1,55 40 = 62

за табл. 4.1 (7) обираю d_мат = 63

7.2.3 товщинавінця, мм

S_ч ? 2m = 2 = 10

за табл. 4.1 (7) обираю S_ч = 10



7.2.4 товщинаобода, мм

S₀ ? 1,3S_ч = 1,310 = 13

за табл. 4.1 (7) обираю S₀=13

7.2.5 товщина диска, мм

С = (1,2…1,3) S₀= 1,2= 15,6

за табл. 4.1 обираюС = 16

7.2.6 фаска на торці зубчастого вінця, мм

f ? 0,5m = 0,55= 2,5

за табл. 7.1 (7) обираю f = 2,5

7.2.7 Фаски в отворі та на торцях маточини, мм

за табл. 7.1 (7) обираю f₁ = 2,0



8. Змащування редуктора

8.1 Змащування деталей передачі

8.1.1 марка масла

за табл. 8.1 (7) обираю масло марки И-Т-Д-460

8.1.2 об'єммаслянноїванни, л

V = (0,35…0,7)Р_н = 0,53,212 = 1,606

8.2 Змащування підшипників

Підшипники змащую тим же маслом, що й зубчасті колеса.

8.3 Ущільнення підшипникових вузлів

Обираю манжетні ущільнення за ГОСТ 8752-79 (тип.1)



9. Ескізне компонування редуктора

9.1 Відстань між деталями редуктора, мм

Х 0,045 0,045

за табл. 4.1 (7) обираю Х = 8

9.2 Відстань між дном корпуса та поверхнею колеса, мм

Y ? 4X = 4

за табл. 4.1 (7) обираю Y = 32

9.3 Зазор між внутрішньою стінкою корпуса та підшипником, мм

обираю Z = 3

9.4 Опори швидкохідного вала

За табл. 9.1 обираю підшипники роликові конічні середньої серії з параметрами:

умовне позначення підшипника - 7307

внутрішній діаметр підшипника, d = 35 мм

зовнішній діаметр підшипника, D = 80мм

ширина підшипника, Т = 22,75мм

ширина зовнішнього кільця, с = 18 мм

зовнішній діаметр внутрішнього кільця d₁= 54 мм

динамічна вантажопідйомність, C_r= 54кН

коефіцієнти осьового навантаження, е = 0,32(Y = 1,88)

відстань до точки прикладання радіальної реакції, мм

a_{1 =}

схема встановлення підшипників - ``врозпір''.

9.5 Розміри, що визначають положення підшипників швидкохідного вала, мм

R₁ = 0,5d_{aM2 +} X0,5

S₁ = 0,15D

S₂ = 0,15D + 50,15

9.6 Опори тихохідного вала

За табл.9.1 (7) обираю підшипники роликові конічні легкої серії з параметрами:

умовне позначення підшипника - 7208

внутрішній діаметр підшипника, d = 40 мм

зовнішній діаметр підшипника, D = 80 мм

ширина підшипника, Т = 19,75 мм

ширина зовнішнього кільця, с = 16 мм

зовнішній діаметр внутрішнього кільця, d₁ = 58 мм

динамічна вантажопідйомність, C_r = 46,5кН

коефіцієнт осьового навантаження, е = 0,38 (Y = 1,56)

відстань до точки прикладання радіальної реакції, мм

a_{2 =}

схема встановлення підшипників - ``врозпір''.



10. Перевірний розрахунок підшипників

10.1 Швидкохідний вал

10.1.1 Схема навантаження (мал.3)

10.1.2 Опорні реакції в вертикальній площині, Н

привід двигун колесо напруга

?М₁ =

?M₂ =

= = 214,5

= = = 1008,5

Перевірка?F_kz = = 214,5-1223,04+ 1008,5 = 0



10.1.3 Опорніреакції в горизонтальнійплощині, Н

?М₁ =

?M₂ =

= = 525

= = 525

Перевірка ?F_kх = = 525-1050+ 525= 0

10.1.4 Опорні реакції від консольної сили, Н

?= -F_м = 0

?= -- = 0

= = = -346

= = = 117

Перевірка= = 229,13+(-346) + 117 =0

10.1.5 Сумарні радіальні опорні реакції, Н

== + (-346)= 221,13

= = + 117 = 1254

10.1.6 Осьові складові реакцій підшипників, Н

= 0,83e = 0,830,32221,13 = 58,73

= 0,83e = 0,830,321254 = 333,06



10.1.7. Розрахункове осьове навантаження, Н

За табл. 10.1 (7), для співвідношення сил та - маємо

= = 58,73

=+ = 58,73 + 3360 = 3418,73

10.1.8 Коефіцієнти радіального та осьового навантаження

оскільки = = 0,265 е, обираю X₁=1 таY₁ = 0

оскільки = = 2,73, обираю X₁= 0,4 та Y₁ = 1,88

10.1.9 Еквівалентне навантаження, Н

R_E1 = (VX₁R_r1 + Y₁R_a1) K_бK_т = (1 1221,13 + 0 58,73) 1,31 = 287,469

R_E2=(VX₂R_r2+Y₂R_a2)K_бK_т=(10,41254+1,883418,73)1,31=9007,46

де V = 1,0 - коефіцієнт обертання;

K_б= 1,3 - коефіцієнт безпеки;

K_т = 1,0 - температурний коефіцієнт.

Перевіряю довговічність підшипників за більш навантаженою опорою.

= = 3112

де а₂₃ = 0,7 - коефіцієнт експлуатації.

Оскільки , то умова придатності підшипників виконується.



10.2 Тихохідний вал

10.2.1 Схема навантаження (мал.4)

10.2.2 Опорні реакції в вертикальній площині, Н

?= = 0

?= = 0

= = = -1451

= = = 228

Перевірка==-1451+1223,04+228=0

10.2.3 Опорні реакції в горизонтальній площині, Н

?= + = 0

?= = 0

= = = 109,3

== =-1332,3

Перевірка= =109,3 +1223,04 - 1332,3 = 0

10.2.4 Опорніреакціївідконсольноїсили, Н

?= + = 0

?= + = 0

= = = -4063

= = = -8161,7

Перевірка= = 4063 -8161,7 +4098,8= 0

10.2.5 Сумарні радіальні опорні реакції, Н

==+= 5518,1

= = + 8161,7= 9513,4



10.2.6 Осьові складові реакцій підшипників, Н

= 0,83e = 0,83 0,385518,1 = 1740,4

= 0,83e = 0,83 0,389513,4 = 3000,5

10.2.7 Розрахункове осьове навантаження, Н

За табл. 10.1 (7),для співвідношення сил тамаємо

= = 1950,5

== 3000,5

10.2.8 Коефіцієнти радіального та осьового навантаження

Оскільки = = 0,35 е, обираю X₃=1 таY₃ = 0

Оскільки = = 0,32, обираю X₄ = 1 та Y₄ = 0

10.2.9 Еквівалентне навантаження, Н

R_E3 = (VX₃R_r3 + Y₃R_a3) K_бK_т = (115518,1 + 01950,5) 1,31 = 7173,53

R_E4=(VX₄R_r4+Y₄R_a4) K_бK_т = (119513,4 + 03000,5) 1,31 =12367,42

Перевіряю довговічність підшипників за більш навантаженою опорою.

= = 13381,98

де а₂₃ = 0,7 - коефіцієнт експлуатації.

Оскільки , то умова придатності підшипників виконується.



11. Перевірний розрахунок тихохідного вала

11.1 Матеріал вала

Обираю сталь 45 з термообробкою - поліпшення (285НВ), для якої:

у_в = 890 Н/мм² - границя міцності;

у_т = 650 Н/мм² - границя текучості;

у_-1 = 380 Н/мм² - границя витривалості при симетричному циклі згину;

ф_-1 = 220 Н/мм² - границя витривалості при симетричному циклі кручення.

11.2 Згинаючі моменти в горизонтальній площині (епюра мал.4), Нмм

М_4Г = 0

М_5Г = l₂ = 109,36368,911

М_4Г = 0

11.3 Згинаючі моменти в вертикальній площині (епюра мал.4), Нмм

М_3В = 0

= 145184549,77

= 22813285,56

М_4В = 0

11.4 Згинаючі моменти від консольної сили (епюра мал.4), Нмм

М_3F = 0

М_5F=(-8161,758,27 + 4098,8(86,5+58,27) =117801,017М_{4F =} = 4098,8 = 354546,2

М_6F = 0

11.5 Крутний момент (епюра мал.4), Нмм

М_к = Т_т = 268,810³ = 268800

11.6 Небезпечний переріз

Визначаю коефіцієнт запасу міцності в перерізі 5, в якому концентрація напруг обумовлена наявністю шпонкової канавки.

11.7 Сумарний згинаючий момент, Нмм

М₅==202590,3

11.8 Осьовий момент опору перерізу з урахуванням шпонкового паза, мм³

W_oc = 0,1 = 5481,25

11.9 Полярний момент опору перерізу з урахуваннямшпонкового паза, мм³

W_p ? = 0,2 = 24681,25

11.10 Амплітуданормальнихнапруг, Н/мм²

у_а = = = 36,96

11.11 Амплітуда дотичних напруг, Н/мм²

ф_а = = = 5,45

11.12 Коефіцієнтконцентрації нормальних напруг для вала в перерізі 5

(K_у)_D = ( + K_F - 1) = ( + 1,2 - 1) = 2,9

де K_у = 2,3 - ефективнийкоефіцієнт концентрації напруг для вала з шпонковим пазом, виконаним кінцевою фрезою;

K_d = 0,85 - коефіцієнтвпливу абсолютних розмірів перерізу, табл. 11.1(7);

K_F = 1,2 - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні (R_а = 0,8);

K_v = 1,0 - коефіцієнт впливу поверхневого зміцнення (без зміцнення).

11.13 Коефіціент концентрації дотичних напруг для вала в перерізі 5

(K_ф)_D = ( + K_F - 1) = ( + 1,2 - 1) = 2,8

де K_ф = 2,2 - ефективнийкоефіцієнт концентрації напруг.

11.14 Коефіцієнт запасу міцності вала за нормальними напругами в перерізі 5

s_у= = = 3,7



11.15 Коефіцієнт запасу міцності вала за дотичними напругами в перерізі 5

s_ф= = =14,4

11.16 Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала в перерізі 5

s = = = 3,58

Оскільки s міцність вала в перерізі 5 забезпечується.



12. Конструювання редуктора

12.1 Товщина стінки корпуса та кришки редуктора, мм

д = 1,8 = 1,8 = 7,2

за табл. 4.1 (7) обираю д = 7,1

12.2 Діаметр гвинтів (болтів) для з'єднаннякришки редуктора з корпусом,мм

d 1,25 = 1,25 = 8,125

за табл. 12.1 (7) обираю d = 10

12.3Діаметрболтів (шпильок) для кріплення редуктора до фундаменту (рами), мм

d_ф ? 1,25d = 1,2510= 12,5

за табл. 12.1 (7) обираю d_ф = 12



Література

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Детали машин. Курсовоепроектирование М. 1990.

2. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., Детали машин. М., 1990.

3. Курсовоепроектирование деталей машин /С.А. Чернавский и др., М., 1987.

4. Фролов М.И. Техническая механіка. Детали машин. М., 1990.

5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкцыйредукторов. К., 1979.

6. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовоепроектирование К., 1987.

7. Методичні вказівки до курсового проекту (Розрахунок редуктора). БМК ЗНТУ., 2012.

8. Методичні вказівки до курсового проекту (Розробка конструкції редуктора). БМК ЗНТУ., 2012.

9. Методичні вказівки до курсового проекту (Оформлення документації). БМК ЗНТУ., 2012.



Ескізи валів

Размещено на Allbest.ru

...