Детали машин

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

привод вал сварной электродвигатель

Рис. 2.1 Кинематическая схема привода горизонтально-замкнутого тележного конвейера подачи тары в моечную машину: 1-редуктор; 2-клиноременная передача поликлиновым ремнем; 3-направляющие салазки натяжения ремноя; 4-электродвигатель; 5-рама; 6-звездочка конвейера

КПД привода

,

где: =0.98 - КПД цилиндрического зацепления;

=0.96 - КПД ременной передачи;

=0.99 - КПД пары подшипников качения.

Значение КПД приняты из , табл. 1.1

Необходимая мощность электродвигателя

где , мощность для привода технологического вала горизонтально- замкнутого конвейера подачи тары в моечную машину(см. задание)

Ориентировочные значения передаточных чисел (табл. 1.1 )

Принимаем

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя

где - частота вращения приводного вала конвейера, (, см. задание)

По из табл. П1 (приложение) выбираем двигатель осинхронный короткозамкнутый, трехфазный серии А4:М132S6У3 у которого

Рис. 2.2 Двигатель А4:М132S6У3:

Число полюсов:6, Габаритные размеры, мм: t₃₀=480, h₃₁₌350, d₃₀=302, l₁=80; Установочные и присоединительные размеры, мм: l₁₀=140, l₃₁=89, d₁=38, d₁₀=12, b₁=10, b₁₀=216, h=132, h₁=8, h₅=41.0, h₁₀=13.

Уточненное передаточное число привода и окончательная разбивка его по предачам

оставляем без изменения ,

тогда

Частоты вращения, мощности, моменты кручения на валах редуктора

- ведущий (входной) вал

-ведомый (выходной) вал редуктора

- данные на ведущем шкиве

2. Расчет ременной передачи

Пояснения к расчетным данным ременной передачи

U=1,94 - передаточное число ременной передачи;

=0⁰ - угол наклона передачи к горизонту;

Т - режим работы-средний;

L_h=2,9 10³ час - срок службы передачи;

=4,78кВт - мощность на ведущем шкиве.

Рис.3.1. Расчетная схема передачи и фрагмента сечения ремня (L) q=0.45 кг/м; t=4.8 мм; h=9.5 мм; h₁=4.85 мм.

По табл. 7.3 для Т_э=47,3 Н выбираем сечение Л поликлинового ремня и определяем диаметр малого (ведущего) шкива по формуле, приняв коэффициент k_d=2.5 … 3

Согласно рекомендациям, приведенным в п. 7.2, принимаем

Диаметр большого шкива

Принимаем

Передаточное число(уточненное)

Отклонение от заданного:

Уточняем частоту вращения ведомого вала приняв коэффициент скольжения :

Скорость ремня



Межосевое расстояние при h=9.5мм(см. рис. .3.1)

Принимаем по конструктивным соображениям межосевое расстояние равное 200 мм (в целях неналезания электродвигателя на редуктор).

Длина ремня и проверка его по числу пробегов

=865,4 мм по таблице 7.2

принимаем

Окончательное значение межосевого расстояния

где

По табл. 7.13 (интерполированием) находим значение мощности Р_о=5кВт, передаваемая поликлиновым ремнем.

Поправочные коэффициенты:

- числа ребер С_z=1

- угол обхвата при

- длины ремня

Для согласно табл. 7.14

- режим работы (п. 7.4)

-поправка здесь ?Т_1=5Н•миз табл. 7.15

Допускаемая мощность передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями

Необходимое требуемое число клиньев в ремне

Принимаем число клиньев в ремне z11.

Предварительное натяжение ремня

Сила, действующая на валы



Ширина ремня при расчете при шаге t=4,8мм, b=

Рис.3.2. К расчету оголовке шкивов.

Для ремня

устанавливаем В=60 мм



3. Расчет зубчатого зацепления

Рис. 4.1. Зубчатое зацепление цилиндрическими косозубыми колесами.

Выбор материалов и определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

По таблице 4.1[1] назначаем для шестерни и колеса Сталь 40Х улучшенную с твердостью и (индексы: 1-шестерня; 2-колесо)

По среднему значению:

Расчетное число циклов напряжений

-для шестерни ;

-для колеса .

Базовое число циклов напряжений

-для шестерни

-для колеса

Коэффициент долговечности при :

-для шестерни

-для колеса

Предел контактной выносливости зубьев

;

-для шестерни

-для колеса

Допускаемые контактные напряжения при коэффициенте запаса прочности

(Таблица 4.3[1])

- для шестерни

- для колеса

С учетом разъеснений Стр.105[1] расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубого зубчатого зацепления:

что=494 МПа, поэтому

Для определения допускаемых напряжений изгиба установим

(таблица 4.3[1]), предел выносливости на изгиб и базовое число напряжений при изгибе (стр.107[1]);

тогда коэффициент долговечности

;

-для шестерни

-для колеса

При коэффициенте учитываем приложенные нагрузки при одностороннем (колеса вращаются в одну сторону) допускаемые напряжения изгиба:

Согласно схеме рис.4.4[1] по табл. 4.10[1] принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию , тогда коэффициент ширины венца по делительному диаметру шестерни



Тогда по рис.4.4[1] при значении , HB коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий:

.

Межосевое расстояние зубчатого зацепления, при значении коэффициента

Округляем до

Ширина венца зубчатого колеса:

.

Ширина венца шестерни:

Принимаем

Окружная сила в зацеплении:

Нормальный модуль зацепления:

или

Исходя из табл.4.13 [1] и ГОСТ9563-60

При предварительно принятом угле наклона зубьев

Суммарное число зубьев

Принимаем

Число зубьев шестерни и колеса

Устанавливаем

Окончательное значение угла

Диаметры колес (см. рис. 4.1) без смещения (

- делительные

- межосевое расстояние

- диаметры вершин зубьев

- диаметр впадин зубьев

Окружная скорость в зацеплении

В соответствии с табл. 4.6[1] принимаем 8-степень точности изготовления зубчатых колес.

Силы действующие в зацеплении

Рис.4.2. Схема нагружения силами зубчатого зацепления и ременной передачи

- окружная сила

что не очень отличается от полученного значения в п.4.6;

- радиальная сила

-осевая сила

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям



где - коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей; для стальных колес коэффициент, учитывающий механические свойства материалов; - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач, здесь: - коэффициент торцевого перекрытия, для передач без смещения

Тогда

- удельная расчетная окружная сила

Где: -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине контактных линий при НВ<350 и значение коэффициента венца колеса по делительному диаметру шестерни

(рис. 4.4, кривая 6[1]);

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, (табл.4.8

Тогда

Что

Недогрузка

Что

Проверочный расчет по изгибным напряжениям

Где - коэффициент формы зуба, по рис. 4.7 в зависимости от приведенного числа зубьев, так при:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев и при значении коэффициента осевого перекрытия

То ;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев



Что соответствует рекомендации стр.123[1]

коэффициент нагрузки и аналогично как и при нахождении составляющих получается:

(табл.4.5[1]);

(рис.4.4, кривая 6 [1]);

(табл.4.9[1]);

По отношению

для шестерни

для колеса

И проверку просчитываем по изгибу для колеса как менее прочному по соотношению

что

Вывод: Подобранный материал (Сталь 40Х) и полученные размеры зубчатого цилиндрического косозубого зацепления удовлетворяют работоспособности передачи так как



4. Ориентировочный расчет валов и предварительная разработка их конструкции

Диаметр выступающих (концов) валов при значении допускаемых напряжений на кручение

Тогда для ведущего (входного) вала диаметр под шкивом ведомым

Учитываем по ГОСТ12080-66 (табл.1.6)

Для выходного (ведомого) вала диаметр под звездочку приводную

Устанавливаем мм, так же исходя из табл.1.6;

Остальные диаметральные размеры валов получаем на основании рекомендаций из стр.9…15 и представляем на рис.5.1 и 5.2, подшипники пердварительно из табл. ГОСТа 831-75 средней серии с учетом наличия осевого воздействия на подшипник

Рис. 5.1 Предварительная конструкция ведущего вала:

1- Резиновая армированная манжета (ГОСТ 8752-79);

2- Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный;

3- Шестерня зубчатого зацепления;

Рис. 5.2 диаметральные размеры выходного вала.

Оценка способа изготовления ведущего вала с шестерней

Пользуясь рекомендациями [3] стр.26 толщина S шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (см. рис. 5.3) при глубине паза (табл.1.7[3])

Рис.5.3 К оценке способа изготовления шестерни.

Что >, следовательно шестерня съемная.

5. Основные размеры основания и крышки корпуса редуктора

Рис.6.1. К определению основных размеров корпуса

Толщина стенок

- основание корпуса

;

Устанавливаем ;

- крышка

;

Устанавливаем ;

- подошвы корпуса

.

Толщина фланцев разъема

- основания

;

Устанавливаем S=14 мм;

- крышки

мм;

Устанавливаем .

Размеры болтов (винтов)

- стягивающих крышку с основанием у подшипников

Устанавливаем болты с резьбой М14;

- стягивающих крышку с основанием по периметру

Устанавливаем болты М10;

- крепление смотровой крышки

Устанавливаем болты М6;

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем М16;

6. Эскизная компоновка редуктора (по[3] стр.74…76)

На листе (рис.7.1) вычерчиваем зубчатое зацепление, ограничивает его диаметрами выступов и шириной венцов . Затем вычерчиваем внутренние стенки корпуса редуктора на расстоянии b=. Расчетное между дном корпуса и поверхностью колеса

После этого вычерчивается очертание валов с подшипниками, так как

, что значительно, поэтому подшипники будут закрываться от внутренней части корпуса мазеудерживающими кольцами(см. рис. 7.2). И в соответствии с этим рисунком подшипники устанавливаются на расстоянии е=8 мм от внутреннего торца стенки корпуса редуктора. На рисунках 5.2 и 5.4 показаны размеры ширины их.

Рис.7.2. Установка мазеудерживающего кольца (см. рис.2.23[3])

Глубина гнезда под подшипник определяется по размерам болтов соединяющих крышку с основанием-

Устанавливаем

А ширина фланцев соединения основания с крышкой по периметру



Устанавливаем

Ширина фундаментной опорной поверхности

Устанавливаем

Подшипниковые пространства снаружи закрываются крышками глухими по ГОСТ 18512-73* с отверстиями для манжетных уплотнений (проходные) по ГОСТ 18512-73*.

Со стороны шкива и звездочки приводной предварительно на рис. 7.3.

Рис.7.3. Крышки: а) со стороны шкива ведомого; б) со стороны звездочки приводной

Из ГОСТа 18512-73* Для винта М8 =6 мм; для шайбы S=1,1 мм толщина; эти размеры при .

Расстояния между силами, нагружающими валы (силы в зацеплении, в ременной передаче и от цепной передачи) и точками приложения реакций опор

ь ведущий вал

мм,

т.к. шестерня относительно опор расположена симметрично, то мм.

,

где мм;

- зазор между торцом головки шкива и головкой винта;

, устанавливаем ширину шкива , здесь b = 60 мм - ширина ремня, см. п. 3.11 пояснительной записки.

Тогда, мм,

устанавливаем

ь ведомый вал

мм.

,

где мм;

- зазор между торцами крышки подшипника и ступицы чашки муфты соединительной;

- длина посадочного места чашки полумуфты

(по .

Тогда, мм,

устанавливаем m = 85 мм.

Рис.7.1. Эскизная компоновка цилиндрического редуктора



7. Расчет валов

Рис.8.1 Схема нагружения и эпюры моментов ведущего вала.

К расчету:

Разъем корпуса редуктора (крышки от основания) в горизонтальной поверхности. Тогда действие сил в горизонтальной, а в вертикальной плоскостях.

ь реакции опор от воздействия сил



3890,6 H.

1036,6 Н.

Проверка: - 1036,6 - 1093 + 3890,6 - 1761 = 0

Эпюра :

· под шестерней слева:

· под опорой «В» справа:

· под шестерней справа:

Скачек 56 - 32,9 =23,1 обуславливается тем >

ь реакции опор от воздействия окружной силы

т.к. ее действие до опор на равных расстояниях, то:

Эпюра

· под шестерней:

ь проверка вала по

Анализ эпюр указывает на два места вала с наибольшим нагружением: под шестерней (мм) и опорой «В» (.

Суммарные моменты изгиба:

· под шестерней

· под опорой «В»

Моменты отличаются по величине незначительно, а диаметры значительно. Причем . Поэтому проверку вала выполним под опорой «В».

ь эквивалентный момент

ь диаметр вала

, где [] = 40…80 МПа

или более точнее, [] = ,

где - предел выносливости для вала-шестерни из стали 40Х, = 451 Мпа и симметричным циклом изменения напряжений;

масштабный фактор и для легированной стали ;

[S] коэффициент безопасности, принимаем [S] = 2, предполагая, что передача нереверсивная;

эффективный коэффициент концентрации напряжений, при отношении

= 2,45 ;

коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, и при шлифовании без специального упрочнения ;

коэффициент долговечности, при длительной работе привода .

Тогда МПа;

Следовательно, материал вала, обработка посадочного места под подшипник обеспечивают его работоспособность при нагружении .

ь суммарные реакции опор на действие сил

Рис.8.2 Схема нагружения и эпюра моментов ведомого вала

К расчету:

Здесь k = 1,4 - коэффициент запаса.

Далее аналогичный расчет, как в предыдущем пункте (8.1).

ь реакции опор от действия сил

Направление изменяем (.

Проверка:

Эпюра

· слева под колесом:

· справа под колесом:

ь реакция опор от действия сил

Проверка:

Эпюра

· слева под опорой «K»:

· слева под колесом:

· справа под колесом:

ь проверка вала по

Анализ эпюр показывает на то, что наиболее нагруженные места вала - под зубчатым колесом и опорой «К».

Суммарные моменты изгиба в этих местах:

Материал для вала из стали 45, = 383 МПа.

тогда

ь эквивалентные моменты

ь диаметры валов

.

ь суммарные реакции в опорах

8. Расчет и выбор подшипников для валов

Ведущий вал =2900 час.

Рис.9.1. Расчетная схема

- тип подшипника что <0.35, но незначительно, поэтому используем для установки на валу шариковые радиальные подшипники (ГОСТ 831-75). Предварительно применен подшипник №207 () у которого статистическая и динамическая грузоподъемности соответственно кН угол б=12.

Тогда по из табл. 11.4 [2] параметр e=0.37;

- осевые составляющие подшипников :



И так как и

768,41536-660=876H.

Тогда

По отношению , поэтому из таблицы 11.4 [2] значение коэффициентов радиального и осевого воздействия:

так же по

то

-динамическое эквивалентное нагружение подшипниковых опор, при

V=1 -коэффициент кольца(вращается внутреннее кольцо);

-эквивалентный коэффициент безопасности(значение для редукторов по табл.14.18[2]);

Для более нагруженной опоры «В» расчетная динамическая грузоподъемность

Следовательно выбранный подшипник №207 подходит

Рис.9.2 Установка подшипника на вал и в отверстие корпуса

Ведомый вал: =2900 час,

Рис.9.3. Расчетная схема ведомого вала

- тип подшипника что <0.35, поэтому используем для установки на валу шариковых радиальных подшипников (ГОСТ 831-75). Предварительно применен подшипник №209 () у которого статистическая и динамическая грузоподъемности соответственно кН угол б=12.

Тогда по из табл. 11.4 [2] параметр e=0.35;

- осевые составляющие подшипников :

И так как и ,

поэтому ;

По отношению , поэтому из таблицы 11.4 [2] значение коэффициентов радиального и осевого воздействия значение:

а так как

то

-динамическое эквивалентное нагружение подшипниковых опор, при

V=1 -коэффициент кольца(вращается внутреннее кольцо);

-эквивалентный коэффициент безопасности(значение для редукторов по табл.14.18[2]);

Для более нагруженной опоры «К» расчетная динамическая грузоподъемность

Следовательно выбранный подшипник №209 подходит

Установка подшипника на вал и в отверстие корпуса (рис9.4)

9. Уточненный расчет вала

Выполним для одного вала, тихоходного, как наиболее нагруженного. Вал из Сталь 45, .

В разделе 8.2. определены два сечения вала:

· под колесом

· «К»

Кроме этого, эти места вала испытывают деформацию кручения от .

ь коэффициенты запаса прочности

где - коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения:

Здесь - пределы выносливости стандартных гладких цилиндрических образцов при симметричном цикле изменений нормальных и касательных напряжения, из рекомендаций принимаем и коэффициенты, характеризующие чувствительность материала вала к ассиметрии цикла изменений напряжений и ;

амплитуды цикла изменений напряжений:

коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений:

где эффективные коэффициенты концентрации напряжений, также соответственно при изгибе и кручении, для вала со шпоночным пазом (под колесом) из рекомендаций

коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, и исходя из d = 48 мм (под колесом) для углеродистой стали .

Для вала под подшипником (место с гарантированным натягом)

коэффициент качества поверхности, ;

коэффициент влияния поверхностного упрочнения, т.к. специальное упрочнения не принимаем, то

осевой момент сопротивления сечения;

полярный момент сопротивления сечения.

ь для вала под колесом ), при наличии шпоночного паза шириной

1448.76

ь для вала под опорой (подшипником)

тогда:

Соответственно, общие коэффициенты запаса прочности:

· под колесом

· под подшипником

Вывод: назначенный материал для изготовления вала, его размеры и обработка обеспечивают усталостную прочность.

10. Шпонки призматические

По диаметру вала d из рекомендаций ГОСТа 23360-78, назначаем размеры шпонки (ширина и высота), глубины пазов в валу и ступице Длина шпонки l назначается на 5…10 мм короче и согласовывается со стандартным размером, или расчетом.

Рис.11.1. Шпоночное соединение



В курсовом проекте, исходя из работы шпоночного соединения на смятие ([] = 80…100 МПа), для валов редуктора, длину шпонки определим через рабочую ее длину, т.е.

где

ь ведущий вал

Шпонка под ведомым шкивом на d = 28 мм,

Шпонка .

ь ведущий вал

Шпонка под шестерней на d = 38 мм,

Шпонка .

ь ведомый вал

Две шпонки:

· под звездочкой на

· под зубчатым колесом на

по ГОСТу

Тогда:

· шпонки под звездочкой

· шпонки под колесом

11. Размеры зубчатого колеса

Ведомый шкив поликлиноременной передачи

Так как то его следует проектировать со ступицой без спиц.

ь диаметр ступицы

принимаем,

ь длина ступицы мм,

устанавливаем, (;

Размеры о головке шкивов см. глвау №3

Ведомое зубчатое цилиндрическое колесо насаживается на ведомый вал с .

ь толщина обода

ь диаметр ступицы

принимаем,

ь при длина ступицы

устанавливаем,

ь толщина диска

устанавливаем, c = 8 мм;

ь диаметр обода при

принимаем,

ь диаметр оси отверстий

принимаем,

Рис.12.1. Размеры зубчатого колеса.

12. Выбор швеллера и проектирование сварной рамы

Крепление редуктора

Болты для крепления редуктора должны размещаться под полкой выбранного проката.

В нашем случае для фундаментного болта редуктора М16 размер полки швеллера:

Тогда, согласно ГОСТ 8240-97, выбираем швеллер №12, размеры которого приведены на рисунке 14.1.

Рис.13.1. Швеллер и шайба косая для рамы.

Монтаж электродвигателя

Соединение электродвигателя с редуктором осуществляется через соединительную муфту или ременную передачу. В нашем случае вращение от электродвигателя к редуктору передается посредством плоскоременной передачи. Так как ремень в процессе эксплуатации удлиняется, то в установке предусматриваем салазки для компенсации этого удлинения. Салазки снабжаются пазами под болты крепления электродвигателя. От размеров этих болтов зависит форма и размеры салазок. Так как в электродвигателе М132S8У3 отверстие под болт для крепления к раме то подбираем салазки типа С-3 (см.рис.14.2.)

Рис. 13.2. Размеры салазки С-3.

Конструирование сварной рамы

Рама и ее размеры зависят от компоновки монтируемых механизмов, и определяется по общему виду задания. Исходя из установочных и присоединительных размеров редуктора, электродвигателя и межосевого расстояния ременной передачи устанавливаем размеры рамы в плане.

Рис. 13.3. Рама установки в плане.

13. Смазка зацеплений и подшипников

Средняя скорость в зацеплении

Кинематическая вязкость масла для смазки зубчатого зацепления по при t ? 100 °C 85 мм²/с из таблицы ГОСТ 20799-75 назначаем смазочный материал - масло индустриальное И - 100 А.

Объем смазочного материала

что<

где соответственно, длина и ширина внутренней полости редуктора (замеряем на компоновочной схеме), - высота уровня смазки.

Поэтому для

Рисунок 14.1 - Схема для расчета уровня смазки

Так как что < 3,5, то подшипники смазываются пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковое пространство.



14. Сборка, регулировка и разборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом, начиная с узлов валов.

В шпоночные пазы быстроходного вала (под шестерню) закладывают шпонку и напрессовывают шестерню, затем устанавливают дистанционные мазеудерживающие втулки и предварительно разогретые в масле шарикоподшипники.

В шпоночные пазы тихоходного вала закладывают шпонки и напрессовывают колесо тихоходной передачи, затем устанавливают дистанционные мазеудерживающие втулки и предварительно разогретые в масле шарикоподшипники.

На валы со стороны выходных концов на участки, где установлены подшипники, в сквозные крышки подшипниковых узлов предварительно заложенны манжеты, а глухие закладные крышки подшипниковых узлов снабжают прокладками из картона.

Затем собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов. После этого затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

Затем ввинчивают пробку маслосливного отверстия, устанавливают маслоуказатель и заливают масло. Закрывают смотровой люк крышкой-отдушиной, которую крепят болтами.

На этом сборка окончена.

Разборка редуктора осуществляется в обратном порядке. Цилиндрические передачи не нуждаются в регулировке. Взаимное положение колес определяется конструкцией редуктора. Шариковые радиальные подшипники также не регулируются.



Заключение

В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым - графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Графическая часть включает в себя четыре чертежа: два рабочих и два сборочных. Рабочие чертежи выполнены на приводной вал и ведомый шкив редуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативной документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивление материалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и технические измерения; стандартизация и качество продукции.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов.

Список использованной литературы

1. Детали машин и основы конструирования: метод. пособие /сост. В.А. Агейчик [и др.] - 2-е изд., стереотип. - Минск: БГАТУ, 2009. - 196 с.

2. Основы конструирования деталей машин: пособие / В.А. Агейчик [и др.]. - Минск: БГАТУ, 2009. - 268 с.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. - 416 с.

4. Детали машин в примерах и задах/под общ. ред. С.Н. Ничипорчика - Мн.,1981.

5. Иванов, М. Н. Детали машин/М.Н. Иванов. - М., 1984.

Размещено на Allbest.ru

...