Разработка конструкции одноступенчатого конического редуктора с круговыми зубьями привода ленточного конвейера

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): I - быстроходный вал редуктора; II - тихоходный вал редуктора; III - приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n, мощность Р и вращающий момент Т.

Рисунок 2 - Обозначение валов привода

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем мощность на каждом валу:

Определяем крутящий момент на каждом валу:

Результаты расчетов сводим в таблицу 4

Таблица 4 - Кинематические и силовые параметры привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

Таблица 5 - Механические характеристики материалов зубчатых колес

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса непрямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

,

Поэтому принимаем HB1 = 270; HB2 = 220.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

;

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,

где KНL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KНL = 1;

SН - коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес SН = 1,1;

Для непрямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [уH1], и колеса [уH2].

Принимаем

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

;

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

где KFL - коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1;

SF - коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем внешний делительный диаметр колеса

,

uред - передаточное число зубчатой передачи редуктора, uред = 4;

ТII - вращающий момент на валу колеса, ТII = 358,8 Н•м;

[уH] - допускаемые контактные напряжения, [уH] = 463,6 МПа;

KНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями KНв = 1,1;

Определяем углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2

.

Определяем ширину зубчатого венца

,

где шR - коэффициент ширины венца шR = 0,285;

принимаем b = 38 мм.

Определяем внешний окружной модуль

,

где хF - коэффициент вида колес; для колес с круговыми зубьями хF = 1,0;

[уF] - меньшее из значений [уF1] и [уF2]; [уF] = [уF2] = 226,3 МПа;

KFв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями KFв =1,08;

Определяем число зубьев шестерни z1 и колеса z2

;

принимаем z1 = 27; колеса z2 = 108.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

;

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Уточняем углы делительных конусов шестерни д1 и колеса д2

.

Принимаем коэффициенты смещения инструмента. xn1 = 0,25; xn2 = - 0,25.

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса

Определяем внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

Определяем внешние диаметры впадин зубьев шестерни и колеса

Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса

Уточняем внешнее конусное расстояние

Определяем окружную скорость, м/с

;

По полученному значению х, назначаем 9-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

,

где KHб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KHб = 1;

KНв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, KНв =1,1;

KHх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; принимаем KHх = 1,017;

Недогрузка передачи составляет:

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса при в = 35°

;

Определяем для шестерни и колеса коэффициенты формы зуба

YF1 = 3,55; YF2 = 3,64;

Для обеспечения выносливости зубьев при изгибе, должны выполняться условия:

,

,

где Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба; Yв = 1;

KFб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KFб = 1;

KFх - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; принимаем KFх = 1,05;

Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

Таблица 6 - Параметры зацепления зубчатой передачи

3. Проектный расчет валов

Для принятых конструкций валов (рисунок 3, 4) определяем размеры ступеней валов (таблица 7)

Таблица 7 - Определение размеров ступеней валов

Рисунок 5 - Конструкция зубчатого колеса

Определяем диаметр ступицы

;

принимаем dст = 92 мм;

Определяем ширину S

S = 2,5•mte + 2 = 2,5•2,41 + 2 = 8,02 мм

принимаем S = 10 мм;

Определяем ширину торца зубчатого венца

b = (1…1,1)•S = 10…11 мм;

5. Эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора (д ? 8 мм):

д = 0,05•Re + 1 = 0,05•134,15 + 1 = 7,7 мм.

принимаем д = 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем д1 = д = 8 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих:

- редуктор с плитой: d1 = 2 • д = 2 • 8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

- корпус с крышкой у бобышек подшипников: d2 = 1,5 • д = 1,5 • 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

- корпус с крышкой по периметру соединения: d3 = 1,0•д = 1,0•8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

Определяем ширину фланцев редуктора:

Si = д +2 + кi,

- фундаментного S1 = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

- корпуса и крышки (у подшипников) S2 = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

- корпуса и крышки (по периметру) S3 = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

Определяем толщину фланцев редуктора:

- фундаментного дфл1 = 2,3•д = 2,3•8 = 18,4 мм;

принимаем дфл1 = 18 мм;

- корпуса (соединение с крышкой) дфл2 = 1,5•д = 1,5•8 = 12 мм;

принимаем дфл2 = 12 мм;

- крышки (соединение с корпусом) дфл3 = 1,35•д = 1,35•8 = 10,8 мм;

принимаем дфл3 = 10 мм;

Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h7х30 по ГОСТ 9464-79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора д = 8 мм;

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

С = (1,0…1,2)•д = (1,0…1,2)•8 = 8…9,6 мм;

принимаем C = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

С5 = 1,2•д = 1,2•8 = 9,6 мм.

принимаем С5 = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

С6 = (5…10)•m = (5…10)•2,41 ? 12…24 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

Для опор валов принимаем радиально-упорные конические роликоподшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 - Параметры подшипников качения

5.4 Определение размеров конструктивных элементов стакана и крышек подшипников

Конструирование стакана (рисунок 6б)

Толщину стенки д, диаметр d и число z винтов крепления стакана к корпусу определяют в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник.

Принимаем д = 8 мм; d = 8 мм; z = 4 мм;

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки д1 = 1,2•д = 1,2•8 = 9,6 мм;

Диаметр установки винтов D1 = D + 2•д + 2•d = 85 + 2•8 + 2•8 = 117 мм;

Диаметр фланца стакана D2 = D1 + 2•d = 116 + 2•8 = 132 мм;

Принимаем д1 = 10 мм; D1 = 116 мм; D2 = 135 мм.

Рисунок 6 - конструкция стакана и крышки подшипника быстроходного вала

Конструирование крышки подшипника быстроходного вала (рисунок 6а)

Толщина стенки д, диаметр d, и число z винтов крепления крышки определяются исходя из размеров стакана.

Принимаем д = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; D1 = 116 мм; D2 = 135 мм;

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки д1 = 1,2•д = 1,2•6 = 7,2 мм;

Толщина цилиндрической части д2 = (0,9…1,0)•д = (0,9…1,0)•6 = 5,4…6 мм;

Принимаем д1 = 8 мм; д2 = 6 мм;

Конструирование крышки подшипника тихоходного вала (рисунок 7)

В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки д, диаметр d, и число z винтов крепления крышки. конвейер электродвигатель подшипник редуктор

Принимаем д = 7 мм; d = 10 мм; z = 6 мм;

Рисунок 7 - Конструкция крышек подшипников тихоходного вала

Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки д1 = 1,2•д = 1,2•7 = 8,4 мм;

Толщина цилиндрической части д2 = (0,9…1,0)•д = (0,9…1,0)•7 = 5,6…7 мм;

Диаметр установки винтов D1 = D + 2,5•d = 100 + 2,5•10 = 125 мм;

Диаметр фланца D2 = D1 + 2•d = 125 + 2•10 = 145 мм;

Принимаем д1 = 8 мм; д2 = 6 мм; D1 = 125 мм; D2 = 145 мм.

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес х1 < 10…15 м/с (х1 = 1,33 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм3/кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

Так как окружная скорость зубчатых колес х1 < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

6. Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора

Рисунок 8 - Схема нагружения валов редуктора

Определяем силы в зубчатом зацеплении

Окружные силы:

Радиальные силы:

Осевые силы:

Определяем консольную силу на быстроходном валу от ременной передачи

Определяем консольную силу на тихоходном валу от муфты

где - окружная сила на делительном диаметре звездочки муфты;

где - делительный диаметр звездочки муфты;

,

где t - шаг цепи, t = 31,75 мм;

z - число зубьев z = 14;

6.2 Проверка подшипников быстроходного вала

Определение реакций опор

Рисунок 9 - Схема нагружения быстроходного вала

Из компоновочного чертежа определяем

а = 74 мм; b = 100 мм; c = 40 мм; d = 0,5•d1 = 0,5•55,76 = 27,88 мм.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

УYi = Fр - RАy + RВy - Fr1 = 1208 - 1727,8 + 1346,7 - 826,9 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка:

УХi = - RАx + RВx - Ft1 = - 1286,8 + 4503,9 - 3217,1 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n = 456 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника - Lh = 10000 ч;

Подшипник 7209А

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 62700 Н;

Факторы нагружения e = 0,4; Y = 1,5

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Радиальные реакции RrA = RA = 2154,3 Н; RrB = RB = 4700,9 Н;

Осевая сила FA = Fa1 = 2528,3 Н;

Определяем осевые составляющие

S = 0,83•e• Rr,

SA = 0,83•e• RrA = 0,83•0,4•2154,3 = 715,2 H;

SB = 0,83•e• RrB = 0,83•0,4•4700,9 = 1560,7 H.

Определяем осевые силы

Рисунок 10 - Схема нагружения подшипников быстроходного вала

Т.к. SA < SB и SB - SA = 845,5 < FA = 2528,7, то осевые силы составят

RaA = SA = 715,2 H;

RaB = FA + RaA = 2528,7 + 715,2 = 3243,9 H.

Определяем отношения

, тогда для опоры A получим Х = 1 и Y = 0;

, тогда для опоры B получим Х = 0,4 и Y = 1,5.

Определяем эквивалентные динамические силы

PE = (V•X•Fr +Y•Fa)•KБ•КТ,

где КБ - коэффициент безопасности, принимаем КБ = 1,3;

КТ - температурный коэффициент, принимаем КТ = 1,0;

PEA = (V•X• RrA +Y• RaA)•KБ•КТ = (1•1•2154,3 + 0)•1,3•1 = 2800,6 Н;

PEB = (V•X• RrB +Y• RaB)•KБ•КТ = (1•0,4•4700,9 + 1,5•3243,9)•1,3•1 = 8770,1 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры B, как наиболее нагруженной

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:

;

где k - показатель степени; для роликовых подшипников k = 10/3;

Т.к. Стр < Сr, то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3 Проверка подшипников тихоходного вала

Определение реакций опор

Рисунок 11 - Схема нагружения тихоходного вала

Из компоновочного чертежа определяем

а = 68 мм; b = 124 мм; c = 98 мм; d = 0,5•d2 = 0,5•222,06 = 111,53 мм.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка:

УYi = RАy - Fr2 + RBy = 2113,1 - 2528,1 + 415 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: УХi = RАx - Ft2 + RВx - Fм = 1430,9 - 3217,1 + 3053,5 - 1267,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала - n = 114 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника - Lh = 10000 ч;

Подшипник 7211А

Базовая динамическая грузоподъемность Cr = 84200 Н;

Факторы нагружения e = 0,4; Y = 1,5

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Радиальные реакции RrA = RA = 2552 Н; RrB = RB = 3081,6 Н;

Осевая сила FA = Fa2 = 826,9 Н;

Определяем осевые составляющие по формуле (34)

SA = 0,83•e• RrA = 0,83•0,4•2552 = 847,3 H;

SB = 0,83•e• RrB = 0,83•0,4•3081,6 = 1023,1 H.

Определяем осевые силы

Рисунок 12 - Схема нагружения подшипников тихоходного вала

Т.к. SA < SB и FA > 0, то осевые силы составят

RaB = SB = 1023,1 H;

RaA = FA + RaB = 826,9 + 1023,1 = 1850 H.

Определяем отношения

, тогда для опоры A получим Х = 0,4 и Y = 1,5;

, тогда для опоры B получим Х = 1 и Y = 0.

Определяем эквивалентные динамические силы по формуле (34)

PEA = (V•X• RrA +Y• RaA)•KБ•КТ = (1•0,4•2552 + 1,5•1850)•1,3•1 = 4934,5 Н;

PEB = (V•X• RrB +Y• RaB)•KБ•КТ = (1•1•3081,6 + 0)•1,3•1 = 4006,1 Н;

Дальнейший расчет проводим для опоры A, как наиболее нагруженной

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:

7. Проверочный расчет шпоночных соединений

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

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [усм] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

где lр - рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d = 32 мм шпонка 10Ч8Ч56, t1 = 5 мм;

Тихоходный вал, d = 45 мм шпонка 14Ч9Ч80, t1 = 5,5 мм;

Тихоходный вал, d = 58 мм шпонка 16Ч10Ч56, t1 = 6 мм;

8. Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Рисунок 13 - Эпюры внутренних силовых факторов

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “Mх”

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “My”

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Строим эпюру крутящих моментов “Mк”

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность обеспечена при s > [s] = 2,5.

Исходные данные:

- Материал вала сталь 45 улучшенная;

- предел прочности ув = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба у-1 = 353 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ф-1 = 216 МПа;

- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: шу = 0; шф = 0;

Расчет ведем для сечения вала C (рисунок 13), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Диаметр вала d = 58 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

где kу - коэффициент концентрации напряжений при изгибе, kу = 1,79;

еу - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, еу = 0,8;

в - коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки в = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем в = 0,97;

уа - амплитуда напряжений изгиба, МПа;

уm - среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал мала, то принимаем уm = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

где Ми - изгибающий момент в расчетном сечении, Ми = 173,5 Н•м;

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм3;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

где kф - коэффициент концентрации напряжений кручения, kф = 1,68;

еф - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров, еф = 0,68;

фа - амплитуда напряжений кручения, МПа;

фm - среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

где Мк - крутящий момент в расчетном сечении, Мк = 358,8 Н•м;

Wp - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм3;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

9. Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 10

Таблица 10 - Посадки основных деталей передач

10. Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях уН до 600 МПа и окружной скорости колес до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10-6 мм2/с. Принимаем масло И-Г-А-32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 Сборка и регулировка редуктора

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

На быстроходный вал 7 надевают мазеудерживающее кольцо 8 и напрессовывают конические роликоподшипники 41, предварительно нагретые в масле до 80-100? и установленные в стакане 5.

В начале сборки тихоходного вала 11 закладывают шпонку 37 и напрессовывают колесо 12 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 13, мазеудерживающие кольца 14 и напрессовывают конические роликоподшипники 42, нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают в основание корпуса редуктора 3. После этого надевают крышку корпуса редуктора 4 и затягивают болты 25, 26 и 27. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 38.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 39 и 40 и устанавливают крышки 9, 15 и 16 с прокладками 10 и 17. Ввертывают пробку 19 маслоспускного отверстия с уплотнительным кольцом 20 и маслоуказатель 2 с прокладкой 18. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1 с прокладкой 21.

Осевой зазор в подшипниках быстроходного вала регулируют поджатием круглой шлицевой гайки 30 со стопорной шайбой 34. Подшипники тихоходного вала регулируются при помощи набора тонких металлических прокладок 17 за счет выбора их суммарной толщины.

Регулирование пятна контакта зубчатого зацепления осуществляется за счет осевых смещений валов и установленных на них зубчатых колесах при помощи прокладок 6 и 17. Осевое смещение быстроходного вала осуществляется за счет изменения толщины набора прокладок 6. Осевое смещение тихоходного вала осуществляется за счет перестановки прокладок 17 из под фланцев подшипниковых крышек 15 и 16.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.

Список литературы

1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. - Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. - 43 с.

2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов - М.: Высшая школа, 2000. - 447с., с ил.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1987. - 383 с.: ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. - 5-е изд., перераб. - М.: Высш. шк., 1991. - 383 с.: ил.

6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Высшая школа, 1982. - 2085с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. - Мн.: УП «Технопринт», 2002. - 290 с.

Размещено на Allbest.ru