Размещено на http://www.allbest.ru/

1 - электродвигатель;

2 - муфта;

3 - редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый горизонтальный;

4 - муфта;

I - вал электродвигателя;

II - быстроходный вал;

III - промежуточный вал;

IV - тихоходный вал;

(Z₁ - Z₂) - быстроходная пара;

(Z₃ - Z₄) - тихоходная пара.

1. Выбор стандартного электродвигателя

Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:

1) требуемой мощности;

2) типу;

3) частоте вращения.

1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:

Где N -номинальная мощность электродвигателя;

N_тр.ЭД - требуемая мощность электродвигателя.

Определяем окружное усилие на барабане:

Где Тз - момент на звезде редуктора, D-диаметр ведущей звезды

Fз = 2·1655/0,45=7355,5 н

Определим КПД привода:

? = ?_м · ?І_зп ·?_пс·?_б

?=0.98·0.96²·0.98·0.94=83%

Определим V - линейная скорость перемещения ленты конвейера



V=3.14·0,18·25/60=0,24 м/с;

Зная КПД привода, определим требуемую мощность электродвигателя:

кВт

На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя: N = 7,5 кВт.

1.2 Выбор типа электродвигателя

Учитывая условия работы конвейера (большие пусковые нагрузки, запыленность рабочей среды), среди основных типов асинхронных электродвигателей трёхфазного тока выбираем двигатель типа 4AM132М6Y3 - электродвигатель закрытый обдуваемый с повышенным пусковым моментом, частота вращения вала 870 об/мин. Исполнение закрытое, на лапах, без фланца.



2. Кинематический расчёт

2.1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:

По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням. Для зубчатого цилиндрического двухступенчатого редуктора первая ступень:

= 0,88· = 4,9

Найдем передаточное отношение для второй ступени:

2.2 Определение частот вращения на валах редуктора

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

3. Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на валу I равен:

1655 н·м

При определении крутящего момента на валу II следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на втором валу. Таким образом, рассчитывать крутящий момент на валу II следует по формуле:

где - КПД пары подшипников качения на втором валу.

1613,8.

Крутящий момент на валу III рассчитываем по нижеприведенной формуле:

где - КПД зубчатой передачи первой ступени;

- КПД пары подшипников качения на третьем валу.

1613,8·4,9·0,98·0,995=7710,7 .



где - КПД зубчатой передачи второй ступени;

- КПД пары подшипников качения на четвертом валу.

47367,8 .

где - КПД опор пятого вала.

.



4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи редуктора

4.1 Расчёт быстроходной ступени

4.1.2 Выбор материалов

С учётом работы передачи выбирается сталь для колеса и шестерни передачи

Шестерня:

Сталь: 45

Твёрдость: 290НВ

Предел текучести: 580МПа

Предел прочности: 850МПа

Предел выносливости: 581 н/мм²

Термообработка: закалка

Колесо:

Сталь: 45

Твёрдость: 240НВ

Предел текучести: 450МПа

Предел прочности: 750МПа

Предел выносливости: 545 н/мм²

Термообработка: закалка

4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле:

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. При средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:

;

- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают =1. В других условиях, когда эквивалентное число циклов перемены напряжений меньше базового , то, вычисляют по формуле:

Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали: при твёрдости стали НВ 200-500 значение возрастает по линейному закону от 10⁷ до . Т.е. для НВ = 260 =, а для НВ = 280 =; - коэффициент безопасности; согласно для колёс из улучшенной стали принимают =.

4.1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле:

,



где - частота вращения вала, мин^-1;

t - общее календарное время работы привода

t = 100000 часов;

T - момент, развиваемый на валу.

Применительно к нашему графику нагрузки: Т₁ = Т при t₁ =0,6t;

Т₂ = при t₂ = 0,2t.

Определим эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов II, III, IV:

=15·10⁹;

=)= 6,7·10⁶;

=)=4516,4 ;

Так как во всех трёх случаях число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем = 1.

4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни

Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z₁:

Н/мм²



4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса

Определяем допускаемые напряжения для колеса Z₂ по выражению 4.2:

Н/мм²

4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс

Согласно для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:

,

где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z₁ и колеса Z₂.

Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия 1,23:

Н/мм²;

так как 507,26 Н/мм² < Н/мм², то проверочное условие выполняется.

4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени

Рассчитаем межосевое расстояние, принимая :

=

=440 мм.



4.1.9 Определение модуля

Модуль следует выбирать в интервале :

= мм;

4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле:

,

Где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале ,

Принимаем предварительно =10⁰ и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

144;

принимаем =144.

Определяем число зубьев шестерни по формуле:

;

Принимаем =25.

Рассчитаем :

144-25=119

По полученным значениям определяем передаточное отношение:

4,8;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

2, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

0,982;

отсюда = 10,73⁰.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле:

;

440 мм.

4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям:

;.

мм;

мм.

Проверка:

мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

;

;

153+2·6=165 мм;

727+2·6=739 мм.

Диаметры впадин зубьев:

;

;

мм;

мм.

Ширина колеса:

;

мм.

Ширина шестерни:



мм;

мм=110+4=114 мм:

принимаем =114 мм.

4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

;

.

4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности

;

м/c.

Для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений

Коэффициент К_Н, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением:

,



где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент.

= 1,07; = 1, 06; = 1,0.

4.1.15 Проверка контактных напряжений

Условие для проверочного расчёта косозубых передач:

;

520 Н/мм² < = 580 Н/мм².

4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению:

,

Где F_t - окружная сила, действующая в зацеплении;

,Н;



K_F - коэффициент нагрузки;

,

= 1,14 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

; ;

для колеса

;.

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле:

для колеса

Н/мм²;

Н/мм²

Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев шестерни.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

,

Где - угол наклона линии зуба;

0,92.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле:

Н/мм²,

что меньше Н/мм².

4.2 Расчёт тихоходной ступени

4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени

Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм²:

=

= мм.

Округляем до ближайшего = 300 мм.

4.2.2 Выбор материалов

Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходной: сталь 45 с твердостью НВ 240 для шестерни с твёрдостью НВ 290 для колеса.

4.2.3 Напряжения для тихоходной ступени

Значения расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т.е:

Н/мм²;

4.2.4 Определение модуля

Модуль следует выбирать в интервале :

=

принимаем4,5.

4.2.5 Определение числа зубьев шестерни Z₃ и Z₄ колеса тихоходной прямозубой передачи

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле:

,

;

Определяем число зубьев шестерни по формуле:

;



Рассчитаем :

По полученным значениям определяем передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле:

m₃₄;

m₃₄=0,5·(114+19)·4,5=300 мм.

4.2.6 Определение основных размеров шестерни и колеса

Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям:

d₃₌ ·z₃;

d₄₌ ·z₄;

d₃=4,5·19=85,5мм;

d₄=4,5·114=513,5мм;

Проверка:

мм

Вычислим диаметры вершин зубьев:

;

;

85,5+2·4,5=94,5 мм;

513,5+2·4,5=522,5 мм.

Диаметры впадин зубьев:

;

;

85,5-2,5·4,5=74,25 мм;

513,5-2,5·4,5=502,25 мм.

Ширина колеса:

;

мм.

Ширина шестерни:

мм;

мм=

принимаем =116 мм.

4.2.7 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру

;

.

4.2.8 Определение окружной скорости колёс и степени точности

;

м/c.

4.2.9 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений

= 1,06; = 1, 06; = 1,0.

Вычисляем коэффициент нагрузки:

4.2.10 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна



,

кН;

Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни

Н/мм²;

для колеса

Н/мм².

Коэффициент запаса прочности

. =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни

Н/мм²;

Н/мм²;

для колеса

Н/мм²;

Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

506Н/мм²,

что значительно меньше 545 Н/мм².

электродвигатель косозубый редуктор вал подшипник

5. Предварительный расчёт и конструирование валов

Условие прочности валов:

,

где - допустимое напряжение =15...30 Мпа (Н/мм²).

,

,

Где d - диаметр вала, мм;

Т - крутящий момент на валу, .

5.1 Расчёт второго вала, исходя из условия, что на него действует только крутящий момент

,

где d_II - диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

68 мм.

Вычислим диаметр вала под подшипником:



мм,

=70 мм.

Полученную величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

мм,

Где - диаметр буртика;

мм

Принимаем мм.

5.2 Расчёт и проектирование третьего вала

Диаметр выходного участка вала находим по формуле:

113,3 мм;

Принимаем d_III = 113 мм;

,

поэтому принимаем = 113 мм.

мм,

где - диаметр вала под колесом.

114…118 мм,

принимаем = 116 мм.

мм;

117…121 мм,

принимаем = 121 мм.

5.3 Расчёт и проектирование четвёртого вала привода

Диаметр выходного участка вала находим по формуле:

мм;

учитывая, что , принимаем = 180 мм.

мм,

принимаем 184мм.

мм,

принимаем 188 мм.

, принимаем мм.



6. Выбор метода смазки элементов редуктора и назначение смазочных материалов

Смазывание зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа деталей, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для цилиндрических косозубых редукторов принята картерная смазка (непрерывное смазывание жидким маслом); смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатых колёс в масло.

Сорт масла назначаем по таблице 8.8 [1, стр.164] в зависимости от значения расчётного контактного напряжения и фактической окружной скорости колёс:

при Н/мм² и

м/с,

рекомендуемая вязкость масла по таблице 30 сСт. Принимаем индустриальное масло И-Г-А 32А по ГОСТ 20799-75.

В двухступенчатых горизонтальных редукторах быстроходное колесо погружают на глубину, равную мм; тихоходное колесо погружают на глубину на глубину не менее мм.

Контроль уровня масла производится с помощью жезлового маслоуказателя.

Для слива масла при его замене предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Для выбора смазки подшипников служит критерий ммоб/мин применяется пластичная смазка, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке.

Принимаем универсальную средне-плавкую смазку марки УТ-1 по ГОСТ 1957-73.



7. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7.1 Быстроходная ступень

Шестерня153мм;

мм;

мм;

=114 мм.

Колесо мм;

мм;

мм;

мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

мм,

принимаем 110мм.

мм,

принимаем100 мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем 24мм.

Толщина диска:

110=33мм.

7.2 Тихоходная ступень

Шестерня85,5мм;

94,5мм;

74,25мм;

=116мм.

Колесо 513,5мм;

522,5мм;

502,25мм;

120мм.

Определяем диаметр и длину ступицы колеса:

(282…300,8мм,

принимаем 300мм.

225,6…282)мм,

Принимаем L_ст=250 мм.

Толщина обода:

мм,

принимаем 14мм.

Толщина диска:

120=36 мм.



8. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок:

Корпуса

300+3=10,5 мм;

Крышки

300+3=9.

Принимаем 11 мм.

Толщина фланцев (поясков) корпуса и крышки:

11=16,5 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек:

мм;

16=36…44 мм,

принимаем р₂=40 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных

300+12= 21…22.8мм,

принимаем болты с резьбой М22;

у подшипников

68= 20,4…24,5мм,

принимаем болты с резьбой М22;

соединяющих корпус с крышкой

=11…13,2 мм,

принимаем болты с резьбой М12

9. Составление расчётной схемы привода

Рис 9.1

Определим силы, действующие в зацеплении (рис. 9.1):

быстроходной ступени 1) окружная

кН;

2) радиальная

Н;

3) осевая

Н;



тихоходной ступени

1) окружная

Н;

2) радиальная

Н;

9.1 Вал EF (IV)

Окружная сила

Н;

радиальная сила колеса (б = 20є):

Н;

Расчёт опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки Е:



Проверка:

34352-81668,1+47316,1=0

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки F:

Проверка:

9.2 Вал СD (III)

Окружная сила

радиальная сила колеса (б=20°):

осевая сила (в=10,73°):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки D:

Рис. 9.2

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки C:

9.3 Вал AB (II)

Рис. 9.3

Окружная сила

радиальная сила колеса (б=20°):

осевая сила (в=10°73'):

Расчет опорных реакций, действующих в вертикальной плоскости

Составим уравнение относительно точки A:

Расчет опорных реакций, действующих в горизонтальной плоскости

Составим уравнение относительно точки B:



10. Уточнённый расчёт промежуточного вала

Уточнённые расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ? [s].

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений промежуточного вала. Расчёт остальных валов производится аналогично.

Материал промежуточного вала - сталь 45 нормализованная. Находим механические свойства нормализованной стали 45, учитывая, что диаметр заготовки (вала) в нашем случае больше 90 мм: МПа.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа.

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 32 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. Рис.12.1). По таблице 8.5 [2, стр. 165] находим значения эффективных коэффициентов концентрации нормальных напряжений и напряжений кручения : и . Масштабные факторы, см. табл. 8.8 [2, стр. 166]: и ; коэффициенты и [2, стр. 163, 166].

Крутящий момент на валу .

Крутящий момент в горизонтальной плоскости

;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

;

суммарный изнибающий момент в сечении А-А

.

Момент сопротивления кручению (d=32 ; b=10 мм; t₁=5 мм)

мм.

Момент сопротивления изгибу

мм.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Мпа.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба



МПа; среднее напряжение изгиба

МПа.

Рис. 10.1

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

.

Результирующий коэфициент запаса прочности для сечения А-А



.

Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен быть не меньше [s]=1,5-1,7. Учитывая требования жёсткости, рекомендуют [s]=2,5-3,0. Полученное значение s=4,02 достаточно.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена переходом от ш 32 мм к ш 37 мм: при и по таблице 8.2 [2, стр. 163] коэффициенты концентраций напряжений и . Масштабные факторы и ; коэффициенты и .

Крутящий момент в горизонтальной плоскости

;

изгибающий момент в вертикальной плоскости

;

суммарный изгибающий момент в сечении А-А

.

Осевой момент сопротивления сечения

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений



МПа;

МПа.

Полярный момент сопротивления

мм³.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

МПа.

Коэффициенты запаса прочности

;

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

.

Так как s>[s]=2,5, то прочность вала в сечении В-В обеспечена.



11. Выбор подшипников

По расчётным данным таблицам К27 выбираем требуемые подшипники:

Быстроходный вал:

d=75мм, D=100мм; C_r=112,0; C_or=72,0

Промежуточный вал:

d=115мм, D=205мм; Cr=220;Cor=110,0

Тихоходный вал:

d=190мм, D=300мм; Cr=294;Cor=173,0



12. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78,

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности находим по следующей формуле

,

Где T_раб - передаваемый рабочий вращающий момент на валу, ;

,

где

Для выбранного нами двигателя отношение величин пускового и номинального вращающих моментов k=1,8.

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

b, h - размеры сечения шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

- допускаемое напряжение смятия.

Допускаемо напряжение смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.

Ведущий вал: мм; ; t₁ = 7,5 мм;

мм



(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Промежуточный вал:

мм; ; t₁ = 11,0 мм;;

мм

Ведомый вал:

проверяем шпонку под колесом: мм; ; t₁ = 15,5 мм; момент на промежуточном валу ;

мм



13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.

Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал напрессовывают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100єС;

в промежуточный вал закладываем шпонку 12 Ч 8 Ч 75 и напрессовывают зубчатое колесо и шестерню до упора в распорные кольца, затем устанавливаем шарикоподшипники, нагретые в масле;

в ведомый вал закладываем шпонку 14 Ч 9 Ч 35, напрессовываем колесо тихоходной ступени до упора в бурт вала, устанавливаем распорную втулку и шарикоподшипники, нагретые в масле.

Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора, и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух конических штифтов 12 Ч 36 ГОСТ 3129 - 70; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладываем пластичную смазку; ставим крышки подшипников с комплектом металлических прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем манжетные уплотнения. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляем крышки винтами.

Затем ввёртываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку болтами.

Собранный редуктор обкатываем и подвергаем испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Вывод

По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму.

В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора.

Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты тихоходной и быстроходной ступеней, определение сил, действующих на звенья узлов, расчёты конструкций на прочность, процесс сборки отдельных узлов.



Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3-х т. Т.1 - 6-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение,1982. - 736 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для технических специальностей вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк.,2000. - 447с.

3. С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов - М.: Машиностроение,1979. - 351с.

4. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Т.М. Ицкович, В.П. Козинцов. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение,1979. - 351с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 1999. - 454с.

6. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов: Учебное пособие. - 2-е изд., перераб. и дополн. - К: Выща. шк.,1990. - 151с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...