Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

Исходные данные:

Мощность, затрачиваемая на техпроцесс Рт = 3,2 кВт;

Частота вращения технологического вала nт = 105 мин-1;

Угол наклона гибкой передачи к горизонтуб = 75град;

Режим работылёгкий;

Срок службы приводной станции Lh = 8,0?103 часов.

Кинематическая схема привода приведена на рисунке 1.1.

Рисунок 1 - Кинематическая схема приводной станции: 1 - электродвигатель;2 - передача с гибкой связью (плоскоременная);3 - одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрической прямозубой передачей; - муфта



1.1 Определение общего КПД привода

Для определения общего кпд привода используем формулу:

(1.1)

где- КПД ременной передачи. Принимаем;

- КПД пары цилиндрических зубчатых колес. Принимаем;

- КПД, учитывающий потери пары подшипников качения.;

- КПД муфты. .

Подставим найденные значения в формулу (1.1)

Определение требуемой мощности двигателя.

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле:

(1.2)

где - мощность, затрачиваемая на техпроцесс. На основании исходных данных = 3,2 кВт.

Подставим значения в формулу (1.2)

По требуемой мощности = 3,62 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А (тип М100L4У3), с синхронной

частотой вращения =1500 мин'1, с мощностью Рдв =4 кВт. Асинхронная частота вращения = 1430 мин'1.[1]

Общее передаточное отношение привода определим по формуле:

,(1.3)

где - частота вращения технологического вала. На основании исходных данных мин-1.

Подставим значения в формулу (1.3)

Примем передаточное число ременной передачи равным . Тогда передаточное число зубчатой передачи определяем

(1.4)

Определяем частоту вращения валов привода

Частота вращения вала двигателя

= 1430 мин'1(1.5)

Частота вращения входного вала редуктора

мин'1(1.6)

Частота вращения выходного вала редуктора



мин'1(1.7)

Частота вращения технологического вала двигателя

= 105 мин'1(1.8)

Определяем мощность на валах привода

Мощность на ведущем шкиве передачи

= 3,62 кВт(1.9)

Мощность на входном валу редуктора

(1.10)

Мощность на выходном валу редуктора

(1.11)

Мощность, затрачиваемая на технологическом валу

(1.12)

Определяем вращающие моменты на валах редуктора

Вращающий момент на валу двигателя



(1.13)

Н•м

Вращающие моменты на входном валу

(1.14)

Н•м

Вращающие моменты на выходном валу

(1.15)

Н•м

Вращающие моменты на технологическом валу

(1.16)

Н•м



2. Расчет передачи с гибкой связью

Для определения параметров плоскоременной передачи используем следующие исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве передачи= 3,62 кВт

Частота вращения вала двигателя = 1430 мин'1

Назначаем тип ремня: плоский прорезиненный.

Механические характеристики плоского прорезиненного ремня:

с = 1000 кг/м3 - плотность материала ремня.

МПа - приведенный модуль продольной упругости материала ремня;

МПа - напряжение предварительного натяжения ремня;

МПа - допускаемое напряжение на растяжение для ремня.

2.1 Определение диаметра шкивов

Для определения диаметра малого шкива используем формулу

(2.1)

мм

Принимаем = 140 мм.

Диаметр большего шкива определяем по формуле

(2.2)

Принимаем = 280 мм.



2.2 Определение предварительного межосевого расстояния

Предварительно определяем межосевое расстояние по формуле

a'? 1()(2.3)

a'? 1() = 140 мм

2.3 Определение расчетной длины ремня

Длину ремня рассчитываем по формуле

(2.4)

=974,4 мм

Принимаем стандартное значение длины ремня .

2.4 Фактическое межосевое расстояние

Уточнение межосевого расстояния производим на основании принятой стандартной длины ремня и рассчитываем по формуле

(2.5)



2.5 Угол обхвата малого шкива

Угол обхвата малого шкива определяем по формуле

(2.6)

2.6 Скорость ремня

Скорость ремня определяется по формуле

(2.7)

2.7 Определение размера ремня

Рассчитываем рекомендуемое значение толщины ремня по формуле

(2.8)

140 = 2,8

Принимаем из стандартного ряда=2,5

2.8 Определение допускаемого полезного напряжения в ремне

Допускаемое полезное напряжение в ремне определяем по формуле

[у]Ft=2цk у0?Сб СvС?Сpp,(2.9)

где цk - экспериментальное значение коэффициента тяги. Принимаемцk=0,5;

Сб - коэффициент учитывающий влияние угла обхватамалого шкива. Принимаем Сб =0,86;

Сv - коэффициент центробежных сил. Принимаем Сv=1;

С? - коэффициент наклона передачи. Принимаем С?=0,9;

Сpp - коэффициент учитывающий влияние режима работы. Принимаем Сpp=1,05.

Подставляем значения в формулу (2.9)

[у]Ft=22 10,9 1,05=1,63

2.9 Определение ширины ремня

Ширину ремня определяем по формуле

(2.10)



Принимаем из стандартного ряда 90 мм[2]

2.10 Определение площади поперечного сечения плоского ремня

Площадь поперечногосечения плоского ремня определяется по формуле

А = В•(2.11)

А = 90 •2,5 = 225 мм

2.11 Определение прочности ремней

Проверочные расчеты ремней на прочность

(2.12)

= 3,539 МПа

МПа

Условие выполняется.

2.12 Проверка условной долговечности ремней

Число пробегов ремня в секунду определяется по формуле

(2.13)

с-1

? [= 15

Условие выполняется.

2.13 Нагрузка на вал

Нагрузка на вал определяется по формуле

(2.14)

2.14 Действительное передаточное число

Действительное передаточное число определяется по формуле

,(2.15)

где е - коэффициент проскальзывания. Принимаем е = 0,01.



3. Расчет зубчатых передач редуктора

Для расчета цилиндрической передачи используем следующие исходные данные:

Мощность на колесе цилиндрической передачиP2 = 3340 Вт;

частота вращения колесаn2 = 105 мин-1

передаточное число цилиндрической передачи u цил. = 6,81

срок службы передачи Lh = 8000 ч

режим работы передачиЛ (лёгкий)

Для последующих расчетов принимаем следующие коэффициенты:

коэффициент нагрузки при контактных расчетах. Принимаем KH = 1,1;

коэффициент нагрузки при расчетах на изгиб. Принимаем KF = 1,15;

контактная прочность. Принимаем K?H = 0,2;

прочность по изгибу. ПринимаемK?F = 0,15.

Для изготовления зубчатых цилиндрических колес используем материал сталь 45.

Назначим твердость рабочих поверхностей зубьев:

HB1 = 300 - для шестерни;

HB2 = 250 - для колеса;

Назначим термообработку для шестерни - улучшение. Термообработку для зубчатого колеса - нормализация.[3]

Определяем коэффициент влияния твердости на контактную и изгибную выносливость:KуH = 2 и KуF = 1.

Принимаем базовое число циклов контактных испытаний - NH lim=2•107.

Принимаем базовое число циклов испытаний на изгиб - NF lim=4•106.

Принимаем коэффициент долговечности на входном валу -KHL = 1.



3.1 Допускаемое напряжение контактной выносливости с учетом срока службы и режима работы

Допускаемое напряжение контактной выносливости определяется по формуле

(3.1)

Для шестерни:

Для зубчатого колеса:

Допускаемое напряжение контактной выносливости

3.2 Допускаемое напряжение выносливости на изгиб с учетом срока службы и режима работы

Допускаемое напряжение выносливости на изгиб определяется по формуле

(3.2)

Для шестерни:

Для зубчатого колеса:

Подставим значения в условие (3.2)



Условие выполняется.

3.3 Межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости

Межосевое расстояние цилиндрической передачи определяется по формуле

,(3.3)

где в - угол наклона зубьев. Принимаем в=0;

- коэффициент ширины венца. определим по формуле

(3.4)

Принимаем из стандартного ряда

Подставим полученные значения в формулу (3.3)

Принимаем .

3.4 Ширина венца зубчатого колеса и шестерни

Ширина венца зубчатого колеса определяется по формуле

(3.5)

Принимаем

Ширина шестерни определяется по формуле

(3.6)

3.5 Модуль зацепления

Модуль зацепления определяем по формуле

(3.7)

Принимаем из стандартного ряда

3.6 Число зубьев колес и шестерни

Число зубьев шестерни определяем по формуле

(3.8)

Принимаем

Число зубьев колеса определяем по формуле



(3.9)

Принимаем

Суммарное число зубьев колес определяется по формуле

(3.10)

3.7 Геометрические размеры зубчатых колес

Уточняем межосевое расстояние по формуле

(3.11)

Делительные диаметры зубчатых колес определяются по формулам:

Для шестерни:

(3.12)

Для колеса:

(3.13)



Внешние диаметры зубчатых колес определяются по формулам

Для шестерни:

(3.14)

Для колеса:

(3.15)

Внутренние диаметры зубчатых колес определяются по формулам

Для шестерни:

(3.16)

Для колеса:

(3.17)

3.8 Окружная скорость

Окружная скорость определяется по формуле

(3.18)



Принимаем степень точности «9».

3.9 Усилия в зацеплении зубчатой передачи

Окружная сила определяется по формуле

(3.19)

Радиальная сила определяется по формуле

,(3.20)

где б =20?.

3.10 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость определяется по формуле

?,(3.21)

где



Подставим значения в формулу (3.21)

Условие выполняется.

3.11 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу

Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу определяется по формуле

(3.22)

где

Подставим значения в формулу (3.22)

Условие выполняется.

Условие выполняется.

4. Эскизная компоновка редуктора

4.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет выходных концов валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

(4.1)

где - допускаемоенапряжение на кручение. Принимаем для входного вала . Для выходного вала -

Подставим значения в формулу (4.1)

Принимаем .

Принимаем .

Следующую ступень под подшипник определим по формуле

(4.2)

Шестерню выполняем за одно целое с валом и определяем по формуле

(4.3)



Диаметр вала под зубчатым колесом определяем по формуле

(4.4)

Диаметр вала свободной ступени определяется по формуле

(4.5)

4.2 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Её размеры:

= 47,5 мм

= 43 мм

= 37,38 мм

= 59 мм

Размеры штампованного колеса

= 295,5 мм

= 291 мм

= 285,38 мм

= 54 мм

Диаметр ступицы определим по формуле

(4.6)

Длина ступицы определим по формуле

(4.7)

4.3 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Принимаем толщину стенок корпуса и крышки д = 8 мм.[4]

Зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса определяем по формуле

(4.8)

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных частей редуктора принимаем равным

Толщину фланца боковой крышки принимаем равной 1 = 8 мм.

Высоту головки болта определяем по формуле

(4.9)

Диаметр болта определяем по формуле

(4.10)

Принимаем болты с резьбой М8

Предварительно выбираем подшипники. Характеристики выбранных подшипников представлены в таблице 1.



Таблица 1 - Подшипники качения

Валы	№	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
		d	D	B
Входной	205	25	52	15	11	7,09
Выходной	109	45	75	16	21,2	12,2

Ширина фланца корпуса редуктора у подшипника определяется по формуле

,(4.11)

где k = 33 мм



5. Расчет валов редуктора

5.1 Определение и расчет реакций в опорах

Входной вал

Из предыдущих расчетов имеем следующие данные:

;

;

;

;

.

Составляющие нагрузки на вал от ременной передачи определяются по формулам

Из исходных данных подставляем значения в формулы

Составляем расчетные схемы нагружения вала

Рисунок 2 - Расчетная схема нагружения вала в плоскости xz

Составляем уравнения равновесия

(5.3)

(5.4)

Выражаем реакции опор:

(5.5)

(5.6)

Проверка:

Составляем расчетные схемы нагружения вала

Рисунок 3 - Расчетная схема нагружения вала в плоскости xy



Составляем уравнения равновесия

(5.7)

(5.8)

Выражаем реакции опор:

(5.9)

(5.10)

Проверка:

Выходной вал

Из предыдущих расчетов имеем следующие данные:

;

;

;

;

.

Нагрузка на вал от муфты определим по формуле

,(5.11)

где К - коэффициент режима загрузки. Принимаем К = 1,5.

Составляем расчетные схемы нагружения вала

Рисунок 4 - Расчетная схема нагружения вала в плоскости xz

Составляем уравнения равновесия

(5.12)

(5.13)

Выражаем реакции опор:

(5.14)

(5.15)



Проверка:

Составляем расчетные схемы нагружения вала

Рисунок 5 - Расчетная схема нагружения вала в плоскости xy

Составляем уравнения равновесия

(5.16)

(5.17)

Выражаем реакции опор:

(5.18)

(5.19)



Проверка:

5.2 Построение эпюр

Входной вал

Рисунок 6 - Эпюры ведущего вала

Эпюры изгибающих моментов:

В плоскости xz

В плоскости xy

Эпюра крутящих моментов

Т =

Выходной вал

Рисунок 7 - Эпюры ведомого вала



Эпюры изгибающих моментов:

В плоскости xz

В плоскости xy

Эпюра крутящих моментов

Т =

5.3 Проверочный расчет валов

Уточнённый расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при S >[S] =1,5...3.[5]

Примем, что нормальное напряжение от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по нулевому (пульсирующему).

Расчет производим для опасных сечений валов.

Входной вал

Определяем опасное сечение вала

Суммарные моменты:



Опасным является сечение в точке С.

Концентрацию напряжений вызывает посадка шестерни на вал.

Материал вала - Сталь 45, термообработка - улучшение.

Предел прочности материала Сталь 45

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определяется по формуле

(5.20)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определяется по формуле

(5.21)

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле

,(5.22)

где - коэффициент концентрации касательных напряжений. Принимаем

- масштабный фактор. Принимаем

- коэффициент чувствительности вала. Принимаем

- амплитуда и среднее напряжение нулевого цикла. Определяются по формуле

,(5.23)

где полярный момент сопротивления. Определяем по формуле

(5.24)

Подставим значения в формулу (5.23)

Подставим значения в формулу (5.22)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле

,(5.25)

где - коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем

- масштабный фактор. Принимаем

- амплитуда и среднее напряжение нулевого цикла. Определяем



,(5.26)

где - осевой момент сопротивления. Определяем по формуле

(5.27)

Подставим значения в формулу (5.26)

Подставим значения в формулу (5.25)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле

S=(5.28)

S=

Условие усталостной прочности валов:

S ? [S](5.29)

2,197?2

Усталостная прочность вала обеспечена

Выходной вал

Определяем опасное сечение вала

Суммарные моменты:

Опасным является сечение в точке К.

Концентрацию напряжений вызывает посадка подшипника на вал.

Материал вала - Сталь 45, термообработка - улучшение.

Предел прочности материала Сталь 45

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба определяется по формуле

(5.30)

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений определяется по формуле

(5.31)

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле

,(5.32)



где - коэффициент концентрации касательных напряжений. Принимаем - масштабный фактор. Принимаем

- коэффициент чувствительности вала. Принимаем

- амплитуда и среднее напряжение нулевого цикла. Определяются по формуле

привод подшипник редуктор передача

,(5.33)

где полярный момент сопротивления. Определяем по формуле

(5.34)

Подставим значения в формулу (5.33)

Подставим значения в формулу (5.32)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определим по формуле

,(5.35)

где - коэффициент концентрации нормальных напряжений. Принимаем

- масштабный фактор. Принимаем

- амплитуда и среднее напряжение нулевого цикла. Определяем

,(5.36)

где - осевой момент сопротивления. Определяем по формуле

(5.37)

Подставим значения в формулу (5.36)

Подставим значения в формулу (5.35)

Результирующий коэффициент запаса прочности определяем по формуле

S=(5.38)

S=

Условие усталостной прочности валов:

S ? [S](5.39)

6,222?2. Усталостная прочность вала обеспечена



6. Проверочный расчет подшипников

Входной вал определяем суммарные реакции в опорах

(6.1)

(6.2)

Расчет ведем по более нагруженной опоре B.

Ранее были намечены радиальные шариковые подшипники марки 205 с грузоподъемностью C = 11 кН;

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

(6.3)

где V - коэффициент при вращении внутреннего кольца. V=1;

- коэффициент безопасности. Принимаем

- температурный коэффициент. Принимаем

Расчетная долговечность, млн оборотов, определяется по формуле

L=(6.4)

L== 243,617 млн.оборотов

Расчетная долговечность, часов, определяется по формуле



(6.5)

Т.к. ресурс работы подшипников по исходным данным Lh =8,0103 ч.,то ресурс работы подшипников марки 205 не приемлем , следовательно выбираем подшипники с большей грузоподъёмностью C. Выбираем подшипники марки 206 с грузоподъёмностью C=15,3 ; C0=10,2 .[6]

Тогда расчетная долговечность, млн. оборотов, равна(формула 6.4)

L== 655,547 млн.оборотов

Расчетная долговечность , часов, равна(формула 6.5)

Ресурс работы подшипников марки 206 приемлем.

Выходной вал

определяем суммарные реакции в опорах

(6.6)

(6.7)

Расчет ведем по более нагруженной опоре E.

Ранее были намечены радиальные шариковые подшипники марки 109 с грузоподъемностью C = 21,2 кН;

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

(6.8)

где V - коэффициент при вращении внутреннего кольца. V=1;

- коэффициент безопасности. Принимаем

- температурный коэффициент. Принимаем

Расчетная долговечность, млн оборотов, определяется по формуле

L=(6.9)

L==1601,69 млн.оборотов

Расчетная долговечность, часов, определяется по формуле

(6.10)

Ресурс работы подшипников марки 109 приемлем.



7. Выбор и проверочный расчет муфты

Для соединения выходного вала редуктора и двигателя применим упругую втулочно-пальцевую муфту, которую выбираем по диаметру выходного вала и расчетному моменту

,(7.1)

где - крутящий момент, действующий на валу рабочей машины. Принимаем

К - коэффициент режима загрузки. Принимаем К = 2.

Выбираем муфту МУВП 710-50-1 с

Радиальная сила, вызванная не полной компенсацией смещения определяется по формуле

(7.2)

Проверку муфты осуществляем по напряжениям смятия резиновых втулок и напряжениям изгиба пальцев.[7]

Напряжение смятия втулок определяется по формуле

(7.3)

где - диаметр пальца под втулкой. Принимаем

- длина резиновой втулки. Принимаем

z - число пальцев. Принимаем z =8 шт;

- диаметр окружности расположения пальцев. Принимаем ;

- допускаемое напряжение.

Условие выполняется.

Напряжение изгиба пальцев определяется по формуле

(7.4)

гдеS - зазор между полумуфтами. Принимаем S=3;

l' = S + 0,5l0 = 3+0,5•36 = 21 мм;

- допускаемое напряжение изгиба.

Условие выполняется.



8. Расчет шпоночных соединений

Шпонка призматическая со скругленными концами

;

;

b = 8 мм;b = 16 мм;b = 12 мм;

h = 7 мм;h = 10 мм;h = 8 мм;

= 25 мм. = 63 мм. = 63 мм.

Определяем напряжение смятия по формуле

,(8.1)

где - допускаемое напряжение смятия.

Тогда:

Условие выполняется

Условие выполняется

Условие выполняется[8]



9. Подбор посадок для сопряженных поверхностей

Посадка звездочки на вал - Н7/m6. Подшипники быстроходного (входного) вала устанавливаем на вал по посадке L0/k6; в корпус - Н7/l0.

Подшипники тихоходного (выходного) вала устанавливаем на вал по посадке L0/js6; в корпус - Н7/ l0.

Посадка зубчатого колеса на вал - H7/p6.

Дистанционная втулка между подшипником и зубчатым колесом - D9/k6.

Для соединения полумуфты с входным концом валом редуктора выбираем посадку Н7/m6.

Шпонка выходного конца быстроходного вала посадка в вал N9/h9; в ступицу шкива - Js9/h9.

Шпонка выходного конца тихоходного вала: посадка в вал N9/h9; в ступицу полумуфты - Js9/h9.

Шпонки зубчатого цилиндрического колеса: посадка в вал N9/h9; в ступицу колеса - Js9/h9.

Сквозные крышки подшипников устанавливаются по посадкам: быстроходный вал - H7/h6; выходной вал - H7/h6.[9]

Зубчатые колеса на валH7/k6

Крышки подшипников в корпусH7/f7

Полумуфты на валахH7/k6

Шпоночная канавка в ступице по глубинеH12

Шпоночная канавка в ступице по ширинеD10

Шпоночная канавка на валу по глубинеH12

Шпоночная канавка на валу по ширинеP9

Шпонка по высотеh11

Шпонка по ширинеh9

Шпонка по длинеh14

Шпонка в сборе в ступице (по ширине)D10/h9

Шпонка в сборе на валу (на длине)H8/h14

Штифт центровочный (крышка корпуса - основание корпуса)Js7/h6

Отверстие в крышке подшипника под манжетуH8

Участок вала под уплотнениеh11

Шкивы на валуH7/k6



10. Выбор смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач применим картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы венец колеса был в него погружен. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей и внутренние поверхности корпуса.

Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения = 700 МПа и фактической окружной скорости колес v= 1,59 м/с. Выбираем вязкость 150 мм2/с. Этой вязкости соответствует масло ИРП - 150.

Объем масляной ванны принимается из расчета 0,3...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Объем масляной ванны 0,7•= 0,7•3,62 = 2,534 л.

Расстояние от дна до окружности выступов цилиндрического колеса должно быть не менее 25 мм, чтобы продукты износа, осевшие на дно, не поднимались циркулирующим маслом.

Принимаем уровень смазки h=25 мм.

Камеры подшипников заполняем пластинчатым смазочным материалом - Литол-24, периодически пополняем его шприцем через пресс-маслёнки.

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливаем маслоуказатель.

При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхней части.[10]



Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1984.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985.

4. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справ. пособие/ А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн: Выш. шк., 1986.

5. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебнометодическое пособие / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - М.: Высш. шк., 2004.

6. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: учеб. / А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под. общ. ред. А.Т. Скойбеды. - Мн.: Выш. шк., 2000.

7. Федоренко В. А., Шошин А. Н. Справочник по машиностроительному черчению. -- Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1982.

8. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высшая школа, 1987.

9. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. М.: Высшая школа, 1980.

10. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991.

Размещено на Allbest.ru

...