Проектирование механизмов двухцилиндрового четырехтактного двигателя Д–16

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

ВВЕДЕНИЕ

Главную роль в развитии агропромышленного комплекса играет сельскохозяйственное машиностроение. Насыщенная множеством различных механизмов новая сельскохозяйственная техника обеспечивает нормальные условия для работы механизаторов, качественное выполнение технологических процессов, более надежна в работе, но сложна по конструкции и требует высокой квалификации обслуживающего персонала.

Развитие промышленного производства идет по пути усиления ранее известных и новых технологических процессов, увеличения объемов производства и более экономичного способа его ведения, удовлетворения все более возрастающих требований в отношении качества и точности различного вида деталей.

Парк машин во всех отраслях промышленности не только возвышаются численно, но и становится все более, требующим от их создателей знаний не только в области конструирования, т.е. в области механики, материаловедения и специальной технологии, но и значительно более широких.

Для управления машиной, реакция человека, оказывается уже недостаточно быстро, чтобы своевременно и в нужном направлении произвести изменение режима работы.

Поэтому все более широко внедряется автоматическое регулирование и управление отдельными машинами и целыми машинными комплексами.

Тот или иной заготовки или изделие можно получить различными способами, иначе говоря, различными технологическими процессами, причем эффективность их будет различная. В связи с этим правильно было бы при разработке специальных машин учитывать вариантность технологического процесса и его расчленение на части. В этом случае уже могут быть предъявлены определенные требования, как к отдельным исполнительным механизмам, так и к производительности машины.

1. СИНТЕЗ, СТРУКТУРНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ

1.1 Структурное исследование рычажного механизма

Определяем степень подвижности механизма по формуле П. Л. Чебышева

где - число подвижных звеньев, (= 5);

p5 - число кинематических пар пятого класса, (p5 = 7);

p4- число кинематических пар четвертого класса, (p4 = 0).

Определяем класс и порядок механизма. Для этого расчленим механизм на группы Ассура, который состоит из двух групп Асура II класса, 2-го вида, 2-го порядка (рисунок 1.1) и механизма I класса и из выходного звена 1, стойки 6. В целом рассматриваемый механизм II класса.

Рисунок 1.1 - Структура исследования рычажного механизма



1.2 Классификация групп Ассура в механизме

В основу структурной классификации механизмов положены принципы, изложенные проф. Л.В. Ассуром в 1914…1917 годах применительно к плоским механизмам третьего семейства.

С точки зрения использования механизмов для различных задач практики в некоторых случаях удобно классифицировать механизм по их назначению. Эта классификация может быть названа классификацией механизмов по функциональному назначению.

Назовем условно ведущее звено и стойку, образующие кинематическую пару V класса, механизмом 1-го класса (рисунок 1.2), или начальным механизмом.

Рисунок 1.2 - Механизм 1-го класса (начальный механизм)

При рассмотрении вопросов классификации механизмов ограничимся рассмотрением заменяющих механизмов (в которых кинематические пары IV класса - высшие отсутствуют).

Условие, которому должны удовлетворять группы, в состав которых входят пары только V класса - низшие, запишется как:

(1.2)

Группа, имеющая два звена и три кинематические пары V класса, называется группой II класса, второго порядка, или двухповодковой группой.

В плоских механизмах с вращательными, поступательными и высшими парами IV и V классов имеется только пять видов групп II класса.

Согласно равенству (1.2) следующая по числу звеньев группа должна содержать четыре звена и шесть пар V класса.

Группы Ассура выше 2-го классапредполагают наличиебазисных звеньев.

Кинематическая цепь, состоящая из базисного звена,от которого идут три поводка, представляет собой сложную незамкнутую цепь, является группой Ассура III класса, третьего порядка.

Группы, в состав которых входят четырехсторонние замкнутые контуры, будем относить кгруппам IV класса второго порядка.

Кинематическая цепь из шести звеньев и девяти низших пар состоит из трех базисных звеньев и имеет один подвижный пятисторонний замкнутый контур. Группы, в состав которых входят пятисторонние замкнутые контурыотносятся к группамV класса 3-го порядка.

Если в состав механизма входят группы различных классов, то класс механизма определяется по той группе, которая относится к наивысшему классу. Например, если механизм образован двумя группами: группой IV класса и группой III класса, то он должен быть отнесен к механизмам IV класса.



2. КИНЕМАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА ДВИГАТЕЛЯ

2.1 Построение положений механизма

Принимаем на чертеже отрезок ОА = 30 мм, находим:

,

0,002м/мм.

В принятом масштабе вычерчиваем схему механизма. Для построения 12 положений звеньев механизма разделим траекторию, описываемую точкойА кривошипа ОА, на 12 равных частей. За нулевое принимаем то положение кривошипа ОА, при котором точкаВ левого поршня занимает крайнее нижнее положение. Из отмеченных на окружности точек А0, А1…А11 раствором циркуля, равным АВ =АС= =140 мм, намечаем на линии движения ползуна 3 точки В0, В1, В2,..В11, а на линии движения ползуна 5 точки С0, С1, С2…С11. Соединив прямые точки А0 с В0 и С0, А1 с В1 и С1 и т.д., получаем 12 положений звеньев механизма.

2.2 Построение диаграмм перемещений, скоростей и ускорений

Диаграмма перемещения. Для построения диаграммы перемещения точки В ползуна 3 отложим по оси абсцисс отрезок b = 120 мм, изображающий период Т одного оборота кривошипа, и делим его на 12 равных частей. От точек 1, 2 ... 11 диаграммы s(t) откладываем ординаты 1--1, 2--2..., 11 --11, соответственно равные расстояниям В0- В1, В0 - В2 ... В0 -В11, проходимые точкой В от начала отсчета.

Вычисление масштабов диаграммы перемещения.

мS= мl=0,002м/мм

,

,

=193,63рад/с

=0,00027 с/мм

,

=0,052 1/м

Диаграмма скорости. Строится графическим дифференцированием графика перемещения по методу хорд. Он заключается в следующем. Криволинейные участки графика s(t) заменяем прямыми 0-1*, 1*-2*... 11*-12*. Под графиком перемещения проводим прямоугольные оси v и t. На оси tвыбираем полюсное расстояние К1 = 20 мм (может быть любой длины). Из полюса р проводим наклонные прямые р - 1', р - 2'... р - 11', параллельные хордам 0 - 1*, 1*- 2* . ..11*- 0. Из середины интервалов 0-1, 1-2 ... 11- 0 диаграммы v(t) проводим перпендикуляры к оси t (штриховые линии). Из точек 1', 2'... 11' проводим прямые, параллельные оси t. Точки пересечения соединяем плавной кривой. Масштаб диаграммы скорости вычисляем по формуле:

,

=0,37

Диаграмма ускорения. Строится графическим дифференцированием диаграммы скоростей. Все построения аналогичны ранее описанным при графическом дифференцировании диаграммы перемещения. Масштаб диаграммы ускорения равен

,

=68,45

2.3 Построение планов скоростей. Годограф скорости

Построение начинается от входного звена, т.е. кривошипа ОА. Из точки p, принятой за полюс плана скоростей (лист 1), откладываем в направлении вращения кривошипа ОА вектор скорости точки А:а = 40 мм.

Построение плана скоростей группы Асура II класса 2-го вида (звенья 2 и 3) производим по уравнению:

,

где-скорость точки В звена 2 во вращательном движении относительно

точки А направлена перпендикулярно оси звена АВ;

-скорость точки В ползуна 3, направлена вдоль оси ОВ.

-скорость точки А кривошипа ОА определяется по формуле:

,

где - угловая скорость кривошипа OAопределяется по формуле:

,

=193,63 рад/с;

8 =15,49 м/с;

Из точки а проводим линию, перпендикулярную оси звена АВ, а из полюса р плана скоростей -линию, параллельную оси ОВ. Точка b пересечения этих линий дает конец вектора искомой скорости .

Построение планов скоростей для другой группы Асура II класса 2-го вида (звенья 4 и 5) производиться согласно уравнению:

,

где-скорость точки С звена 4 во вращательном движении относительно точки А, направлена перпендикулярно оси звена АС;

- скорость точки С ползуна 5 направлена вдоль оси ОС.

Масштаб планов скоростей вычисляем по формуле:

,

=0,39

Скорости точек S2 и S4 определяем по правилу подобия. Так как и, то и отрезки as2 = 0,30ab, as4 = 0,30ac. Найденные точки s2 и s4 соединяем с полюсом . Истинное значение скорости каждой точки находим по формулам:

,,

,,

,,

Значения отрезков b), (ba), (s2), c), (ca), s4)из планов скоростей сводим в таблицу 2.1.



Таблица 2.1 - Значения отрезков b), (ba), (s2), c), (ca), s4) из планов скоростей, мм

Параметр	Номера положений механизма
	0 (12)	1 (13)	2 (14)	3 (15)	4 (16)	5 (17)	6 (18)	7 (19)	8 (20)	9 (21)	10 (22)	11 (23)
pb ba ps2 pc ca ps4	0 40 29,6 40 0 40	15 35 31,73 29,53 20,64 36,45	29,53 20,64 36,45 15 35 31,73	40 0 40 0 40 29,6	39,74 20,64 39,35 15 35 31,73	24,99 35 33,32 29,53 20,64 36,43	0 40 29,6 40 0 40	25 35 33,32 39,75 20,64 38,89	39,75 20,64 38,89 25 35 33,32	40 0 40 0 40 29,6	29,53 20,64 36,43 25 35 33,32	14,25 33,25 29,74 37,76 19,61 36,91

Полученные значения отрезков в таблице 2.1 перемножим на масштабный коэффициент иих числовые значения сведем в таблицу 2.2.

Таблица 2.2-Значения скоростей точек кривошипно-ползунного механизма, м/с.

Параметр	Номера положений механизма
	0 (12)	1 (13)	2 (14)	3 (15)	4 (16)	5 (17)	6 (18)	7 (19)	8 (20)	9 (21)	10 (22)	11 (23)
vB vBA vS2 vC vCA vS4	0,00 16,6 11,5 16,6 0,00 16,6	5,85 13,7 12,4 11,5 8,05 14,2	11,5 4,44 8,04 5,85 13,7 12,3	16,6 0,00 16,6 0,00 16,6 11,5	15,5 8,05 15,3 5,85 13,7 12,4	9,74 13,7 13,0 11,5 8,05 14,2	0,00 16,6 11,5 16,6 0,00 16,6	9,75 13,7 13 15,5 8,05 15,2	15,5 8,08 15,2 9,75 13,7 13	16,6 0,00 16,6 0,00 16,6 11,5	11,5 8,05 14,2 9,75 13,7 15,2	5,56 13 11,5 14,7 7,65 14,4

Определяем угловые скорости шатунов АВ и АС для 12 положений и вносим полученные значения в таблицу 2.3.

Направление угловой скорости звена АВ определим следующим образом. Переносим (мысленно) вектор с плана скоростей в точку В шатуна ВА кривошипно-ползунного механизма и наблюдаем направление поворота звена АВ вокруг точки А. Аналогично определяется угловая скорость и другого шатуна. Так, например, в 1-м положении АВ вращается по часовой стрелке, а звено АС--против.

Таблица 2.3-Значения угловых скоростей шатунов АВ и АС, рад/с.

Параметр	Номера положений механизма
	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
щВА щСА	41,5 0,00	39,1 39	21,5 39,1	0,00 41,5	39 39,1	39,1 39	41,5 0,00	39,1 39	39,1 39,1	0,00 41,5	39 39,1	39,1 39

Для построения годографа скорости перенесем векторы параллельно самим себе своими началами в одну точку р, называемую полюсом. Соединяем концы векторов плавной кривой.

2.4 Построение планов ускорений

Построение плана ускорений рассмотрим для 1-го положения механизма (лист 1). Так как кривошип ОА вращается с постоянной угловой скоростью щ1=193,63рад/с, то точка А звена ОА будет иметь только нормальное ускорение, величина которого равна

м/с2

Определим масштаб плана ускорений.



где а) -длина отрезка, изображающего на плане ускорений вектор нормального ускорения точки А кривошипа ОА, (а)= 60мм), мм.

=49,99

Из произвольной точки --полюса плана ускорений проводим вектор па параллельно звену ОА от точки А к точке О. Построение плана ускорений группы Ассура II класса 2-го вида (звенья 2, 3) проводим согласно уравнению

где--ускорение ползуна 3, направлено вдоль оси ОВ;

-- нормальное ускорение точки В шатуна АВ при вращении его вокруг

точки А, направлено вдоль оси звена АВ от точки В1 к точке А1.

м/с2

Его масштабная величина, обозначим ее через nВА, равна

(nba)= =6,4мм

-- касательное ускорение точки В шатуна АВ при вращении его вокруг точки А (величина неизвестна) направлено перпендикулярно к оси звена АВ.

Из точки а вектора а плана ускорений проводим прямую, параллельную оси звена ВА, и откладываем на ней в направлении от точки В1 к точке А1 отрезок nba=6,39мм. Через конец вектора nbaпроводим прямую, перпендикулярную к оси звена ВА произвольной длины. Из полюса рпроводим прямую, параллельную оси ОВ. Точка b пересечения этих прямых определит концы векторов bи фba. Складывая векторы nba и фba, получаем полное ускорение звена АВ, для этого соединяем точки а иb прямой. Точку s2 на плане ускорений находим по правилу подобия, пользуясь соотношением отрезков. Так как AS2 = 0,30•AВ, то и as2 = 0,30•ab = 0,30·20,64 = 6,192мм. Соединяем точку s2 с полюсом р.

Аналогично проводим построение для шатуна АС и ползуна 5, пользуясь следующим векторным уравнением:

где -ускорение ползуна 5, направлено вдоль оси ОС;

-нормальное ускорение точки С шатуна АС при вращении его

вокруг точки А, направлено вдоль оси звена AС от точки C1 к

точке A1.

Его масштабная величина nCAравна

(nca)

(nca)= =10,7мм

--касательное ускорение точки С шатуна СА при вращении его вокруг точки A (величина его неизвестна) направлено перпендикулярно к оси звена АС.

Из точки а вектора рa плана ускорений проводим прямую, параллельную оси звена СА, и откладываем на ней в направлении от точки С1 к A1 отрезок 10,7 мм. Через конец вектора nca проводим прямую, перпендикулярную к оси звена АС, произвольной длины. Из полюса проводим прямую, параллельную оси ОС. Точка с пересечения этих прямых определит концы векторов и. Вектор s4ускорения точки S4 шатуна АС определяем аналогично вектору s2.

Численные значения ускорений точек В, С, S2, S4, а также касательные ускорения инайдется по формулам:

;

;

;

;

;

;

Определим величины угловых ускорений звеньев АВ и АС:

= ==7891 рад/с2;

= ==4551 рад/с2;

Определяем направление углового ускорения звена АВ. Для этого мысленно переносим вектор в точку В1. Считая точку А1 неподвижной, замечаем, что поворот звена АВ будет против часовой стрелке. Для звена АС переносим вектор в точку С1. Видим, что угловое ускорение направлено по часовой стрелке. Два других плана ускорений строятся аналогично.

3. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА

3.1 Определение сил давления газов на поршень

На листе 2 построен план механизма для 1-го положения в масштабе мl=0,002 м/мм. На перемещениях поршней 3 и 5 построены индикаторные диаграммы давлений газов на поршни для правого и левого цилиндров. Так как двигатель 4-тактиый, то динамический цикл у него совершается за 2 оборота кривошипа ОА, а поскольку V-образный, то цикл в правом цилиндре сдвинут по отношению к правому на 270°. В нашем примере для 1-го положения в левом цилиндре идет процесс сжатия, в правом - впуска. По условиям задания при тактах всасывания и выхлопа давления в цилиндре можно принять равным атмосферному, т. е. p5= 98066,5 Па. В правом цилиндре оно равно р3 = 0,075·4 = 0,3МПа. Поэтому силы давления газов на поршень будут равны:

в левом цилиндре P3 = = 6028,8H;

в правом цилиндреP5 = =1970,7Н.

3.2 Определение силы инерции и тяжести звеньев

Прикладываем силы инерции и моменты к звеньям механизма. Силу, прикладываем в точку S2, силу - в точку В, силу - в точку S4и- в точку С. Направляем их параллельно и противоположно своим ускорениям. Моменты и, от пар сил инерции направляем противоположно угловым ускорениям и

Производим замену силы инерции , и момента от пары сил инерции , шатуна АВ одной результирующей силой, равной , по величине и направлению, но приложенной в точке Т2 звена АВ или на его продолжении. Для этого вычисляем плечо Нu2

Сносим силу Fu2, параллельно самой себе на мм. Аналогичную замену проводим для шатуна АC.

3.3 Определение реакции в кинематических парах групп Ассура II класса 2-го вида

Как было указано выше, определение реакций в многозвенном механизме нужно начинать с группы Ассура, наиболее удаленной по кинематической цепи от входного звена. Но в нашем примере силовой анализ можно начать с любой группы Ассура, так как они соединены не последовательно, а параллельно. Начинаем определение реакций в звеньях 2, 3. Приложим к этим звеньям все известные силы:Действие звена 1 и стойки 6 заменяем неизвестными реакциями и . Реакцию вычислений раскладываем на 2 составляющие: - по оси звена 2 и - перпендикулярно оси звена.-- реакция со стороны стенки цилиндра на поршень 3, направлена она перпендикулярно оси цилиндра. Вначале определяем величину реакции из суммы моментов всех сил, действующих на звено 2,:

, откуда

==3555,0678H

Реакции и определим построением силового многоугольника, решая векторное уравнение равновесия звеньев 2, 3:

Построение плана сил. Из произвольной точки а в масштабе Н/мм откладываем последовательно все известные силы , перенося их параллельно самим в план сил. Далее через конец вектора проводим линию, перпендикулярную оси цилиндра ОВ до пересечения с прямой, проведенной из точки а параллельно оси звена АВ. Точка пересечения этих прямых определит модули реакций и.Так как силы тяжести и в масштабе Н/мм получаются меньше 1 мм, мы её не откладываем.

Итак,

Определим реакцию во внутренней паре со стороны ползуна 3 на шатун 2, рассматривая равновесие звена 2. Запишем уравнение равновесия:

В этом уравнении силыизвестны по величине и направлению. Откладываем их последовательно в масштабе Н/мм. Реакция замкнет этот многоугольник. Модуль ее равен:

Аналогично определим реакции и в другой группе Ассура, состоящей из звеньев 4 и5. Прикладываем к звеньям 4, 5 все известные силы Отбрасываем связи и заменяем их реакциями и.Намечаем плечи hu4 и hG4. Из суммы моментов всех сил относительно точкиС определяем реакцию .

, откуда

==1399,026H

Для определения модулей реакций истроим план сил по уравнению

В этом уравнении неизвестны по модулю реакции и . Направления их известны: направлена по оси звена АС, а оси ОС. Остальные все силы известны по величине и направлению. Откладываем их последовательно друг за другом, начиная св масштабе H/мм. и найдутся в пересечении.

Из векторного уравнения равновесия звена 5 определяем реакцию со стороны шатуна 4 на ползун 5.

В этом уравнении все силы известны, кроме,которая и замкнет векторный многоугольник.



3.4 Силовой расчет входного звена

Прикладываем к звену 1 в точке А силы, а также пока еще не известную уравновешивающую силу, направив ее предварительно в произвольную сторону перпендикулярно кривошипу ОА. Так как центр масс S1 совпадает с точкой О и , то и. Силой тяжести G1можно пренебречь, так как она в 1000 раз меньше силы . Вначале из уравнения моментов всех сил относительно точки О определяем.

,

Откуда

= = =1300,6946 H

В шарнире О со стороны стойки 6 на звено 1 действует реакция, которую определим построением многоугольника сил согласно векторному уравнению.Откладываем последовательно 3 известные силы, в масштабе H/мм Соединив началос концом, получим реакцию.

3.5 Определение уравновешивающей силы по методу Н. Е. Жуковского

Строим для положения 1 в произвольном масштабе повернутый на 90° план скоростей. В одноименные точки плана переносим все внешние силы (без масштаба), действующие на звенья механизма, в том числе и силу. Составляем уравнение моментов всех сил относительно полюса р плана скоростей, беря плечи сил по чертежу в мм

= 1274,4375

Расхождение результатов определения уравновешивающей методом Жуковского и методом планов сил равно:

2,06%



4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА С ПОСТУПАТЕЛЬНО ДВИЖУЩИМСЯ ТОЛКАТЕЛЕМ

4.1 Определение минимального радиуса кулачка

Строим прямоугольные оси координат s=f(ц1). По оси ц1откладываем отрезки, пропорциональные фазовым углам. От начала координат откладываем отрезок (0--8), равный 80 мм, что соответствует углу цy= 85°= 1,48 рад. Тогда масштабы и будут равны: =0,0185рад/мм, =1,0625 град/мм. В этом масштабе откладываем отрезки (8--9) и (9--17), пропорциональные углам цдси цп. (8--9) = =47,059 мм и (9--17)= ==131,765 мм.После этого методом,рассмотренным в 9.2.2, строим диаграммыs=, =и=. Строим диаграммуs=. Для этого проведем прямоугольные оси координат. Ось является продолжением оси ц1диаграммы s=. На оси sдиаграммы s=откладываем отрезки 0--1, 0--2, 0--3,...0--8...0--16, равные отрезкам 0--1*, 0--2*, 0--3*...0--8* ...0--16* диаграммыs=. Через точки 1, 2, 3...8...16 проводим прямые параллельные оси абсцисс. На этих прямых откладываем отрезки 1--1?, 2--2', 3--3'...16--16' с диаграммы= f(ц1). Точки 1', 2'... 16' соединяем плавной кривой.

Проводим касательные к полученной кривой под углом гmin=38°, которые после пересечения ограничивают область (она на чертеже заштрихована), любая точка которой может быть выбрана за центр вращения кулачка. Выбираем за центр вращения кулачка точку O1.

Соединим точку О1с началом координат О совмещенного графика. Отрезок О1-О изображает минимальный радиус кулачка r0 в масштабе мs. Расстояние от точки О1до оси sназывается эксцентриситетом е, или смещением. Итак, r0=66,895 мм.

4.2 Построение профиля кулачка

Из произвольной точки О1 проведем окружность радиусом е. К полученной окружности проводим вертикальную касательную, которая будет осью толкателя. Далее проводим окружность радиусомr0, точку пересечения этой окружности с вертикальной касательной обозначим через О. От точки О вверх откладываем перемещения толкателя, взятые с диаграммыs=f (ц1). Получим точки 1, 2, 3 ... 15, 16. Наиболее удаленную точку 8 соединяем прямой с точкой О1и этим радиусом проводим окружность. От прямой О1--8 откладываем фазовые углыцу=85°, цдс=50° и цп=140°. Углы нужно откладывать против вращения кулачка. Дуги окружности, соответствующие фазовым углам цу и цп, делим на 8 равных частей, получаем соответственно точки 1*, 2* ... 8*, 9*, 10*... 17*. Через эти точки проводим касательные к окружности радиуса е. Затем из точки О1(центра вращения кулачка) проводим дуги радиусами O11, O12, О13 и т. д. до пересечения с соответствующими касательными.

Получим точки 10, 20,30 ... 170. Соединив эти точки плавной кривой, получим теоретический профиль кулачка.

Определим радиус ролика. Из условия конструктивности,

мм. Из условия заострения профиля кулачка

,мм. Принимаем радиус ролика мм. Проводим практический профиль кулачка, как эквидестанту к теоретическому.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате проектирования и исследования механизмов двухцилиндрового четырехтактного двигателя Д - 16были сделаны следующие выводы.

1. Проведен синтез, структурное и кинематическое исследование рычажного механизма двигателяД - 16.

2. Определены силы давления газов на поршень в левом и правом цилиндре, которые составляют 3391,2H и 1108,54Н соответственно. Определены силы инерции и тяжести звеньев и определена уравновешивающая сила по методу Н.Е. Жуковского. Расхождение результатов определения уравновешивающей силы по методу Н.Е. Жуковского и планов сил составило 2,06%, т.е. построение произведено верно.

3. Определен минимальный радиус кулачка, который составил 66,895 мми осуществлено построение его профиля. Исходя из конструктивных соображений принимаем радиус ролика мм.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Теория механизмов и машин: курсовое проектирование: учебно-методическое пособие / В.Н. Плешаков, В.С. Курасов, Е.Е. Самурганов, Р.Н. Букаткин. - Краснодар: КубГАУ, 2013. - 99 с.

2. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин: Учебник для вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Наука, 1988. - 640 с.

3. Механика. Раздел «Теория механизмов и машин». Курс лекций / В.С. Курасов, В.Н. Плешаков: Кубанский государственный аграрный университет. - Краснодар, 2010.

4. Теория механизмов и машин / Г.А. Тимофеев. - М.: Высшее образование, 2009. - 352с. - [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://pnu.edu.ru/ru/faculties/full_time/tef/dm/study/textbook/.

5. Теория механизмов и машин. Кинематический и силовой анализ плоских механизмов. Основы теории. Курсовое проектирование: учеб.пособие / В. Д. Плахтин, Е.И. Бороздина, М.Ю. Ивочкин. - М.: Изд-во МГОУ, 2009. - [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://pnu.edu.ru/ru/faculties/full_time/tef/dm/study/textbook/.

6. Матвеев Ю.А. Теория механизмов и машин: учебное пособие /Ю.А. Матвеев, Л.В. Матвеева. - М.: Альфа-М, ИНФРА-М, 2011. - 320 с. - [Электронный ресурс]. - Режим доступа: http://www.twirpx.com/file/595546/.

Размещено на Allbest.ru

...