Проектирование привода винтового транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ БРЕСТСКОГО ОБЛИСПОЛКОМА «ПИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПРОФЕССИОНАЛЬНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ МАШИНОСТРОЕНИЯ»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

на тему: «Проектирование привода винтового транспортёра»

по дисциплине «Техническая механика»

Выполнил:

А.Г. Павлов

Проверила:

Е.В. Дыдышко

ПИНСК 2017



СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода

1.2 Выбираем электродвигатель

1.3 Разбиваем передаточное число привода для каждого варианта

1.4 Определяем общее передаточное число привода и разбираем его по ступеням

2. ВЫБОР МАРКИ МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Используя таблицу П21 и П28 [1] , назначаем

2.2 Назначаем ресурс передачи По формуле (100) [1] находим число циклов перемены напряжений

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Принимаем коэффициенты и определяем величину межосевого расстояния

3.2 Вычисляем межосевое расстояние

3.3 Геометрические параметры колёс

3.4 Производим проверку прочности зубьев

3.5 Производим проверку прочности зубьев на изгиб

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4.1 Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям

4.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

6.1 Вычерчивая схему нагружения быстроходного вала с учётом консольной силы

6.2 Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и определяем реакции опоры

7. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Шпонки подбираем по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяем расчетом на смятие

8. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

9. СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПОШИПНИКОВ

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ



ВВЕДЕНИЕ

Цель курсового проекта по деталям машин: способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машин в целом.

Проект способствует развитию творческой инициативы, а также готовит к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач.

Проектируемый механизм должен соответствовать действующим ГОСТам, обладать необходимой прочностью, долговечностью и надежностью. Вместе с тем он не должен обладать избыточным запасом прочности.

Муфта служит для компенсации неточности установки валов и ограничения нагрузок в приводе.

Цепная передача служит для передачи движения с увеличением крутящего момента от двигателя на редуктор. В рамках данной расчетно-графической работы проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора, проверочный расчет валов, шпонок, расчет подшипников.

Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой применяются знания, полученные после изучения курса «Техническая механика», машиностроительного черчения.

Курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части.



1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода

;

Где: - мощность на выходном валу кВт,

? - КПД привода.

;

Где: - КПД цепной передачи, =0,96…0,98. Принимаем = 0,97;

- КПД зубчатой передачи, = 0,97… 0,99. Принимаем = 0,98.

- КПД пары подшипников качения, Принимаем =0,99.

,

,

1.2 Выбираем электродвигатель

По таблице П61[1] выбираем трехфазный асинхронный двигатель:

Марка: 4А132М8У2 ; ;

1.3 Разбиваем передаточное число привода для каждого варианта

По таблице 2.3 выбираем передаточное число закрытой зубчатой передачи = 4,0



1.4 Определяем общее передаточное число привода и разбираем его по ступеням

Определяем передаточное число открытой передачи для каждого варианта:

,

,

Окончательно принимаем двигатель 4А112M4У3 с параметрами =1440 об/мин = 4,0 = 2,3 , Рдв = 5,50 (кВт).

Частота вращения каждого вала привода(об/мин):

=1440

=360

156,6?157

Угловая скорость каждого вала привода (с-1):

,

,

,



Вычисляем величины крутящих моментов на валах привода

,

,

,

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Цепная передача

4. Редуктор

5. Конвейер

Рис. 1 Кинематическая схема привода



2. ВЫБОР МАРКИ МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Используя таблицу П21 и П28 [1] , назначаем

? для изготовления зубчатого колеса: Сталь 45, термообработка: улучшение.

По таблице П28 [1] для стали 45:

; ; ; ;

?для изготовления шестерни: Сталь 45, термообработка: улучшение

; ; ; ;

2.2 Назначаем ресурс передачи По формуле (100) [1] находим число циклов перемены напряжений

,

Определяем допускаемые напряжения

Так как то значения коэффициентов долговечности формула (99), (102), [1]:

,

,



3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Принимаем коэффициенты и определяем величину межосевого расстояния

По таблице П22 [1] для косозубых колес: .

Принимаем , тогда .

По таблице П25 [1] при HB <350 находим величину коэффициентов учитывающих неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:

,

3.2 Вычисляем межосевое расстояние

,

По ГОСТ 2185-66 принимаем мм.

Находим величину нормального модуля:

,

По ГОСТ 9563-60 принимаем

Определяем суммарное число зубьев:

,

Определяем число зубьев шестерни:

,

Число зубьев колеса:

,

Уточняем угол :

,

,

3.3 Геометрические параметры колёс

Делительный диаметр:

мм

мм

Диаметр вершин:

,

,

Диаметр впадин:

,

,



Ширина венца колеса:

,

Ширину шестерни принимают на 2…5 мм больше, то

Окружная скорость:

,

Степень точности:

По таблице 2 (страница 96 [1]) назначаем степень точности изготовления колес.

Принимаем 9 степень точности.

3.4 Производим проверку прочности зубьев

Принимаем коэффициенты:

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов.

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где:

,

,



,

По таблице П26 для 9 степени точности и твердости колеса НВ<350 и окружной скорости u=1,78 м/с находим коэффициенты:

,

Вычисляем величину коэффициента нагрузки:

,

,

Находим рабочее контактное напряжение и сравниваем его с допускаемым:

,

3.5 Производим проверку прочности зубьев на изгиб

Определяем по таблице П27 [1] в зависимости от числа зубьев коэффициент формы зуба и производим сравнение прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:

,

,



По меньшему отношению производим проверку прочности на изгиб:

,



4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

4.1 Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям

Принимаем

Диаметр выходного конца ведущего вала:

,

В соответствии с ГОСТ 12080-66. Принимаем

Назначаем посадочные размеры под уплотнения и подшипники.

Принимаем диаметр вала под уплотнение ( необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); Диаметр вала по подшипник = 29мм.

Диаметр вала под посадку ступицы шестерни, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 3,5мм для посадки подшипника ( таблица П63 [1]) принимаем

Диаметр выходного конца ведомого вала:

,

В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем

Принимаем диаметр вала под уплотнение

Диаметр вала под подшипник

Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4мм для посадки подшипника (таблица П63 [1]) принимаем

4.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Диаметр ступицы:

,

Принимаем

Длина ступицы:

,

Принимаем

Толщина обода:

,

Принимаем

Колесо изготавливаем из поковки, конструкция дисковая.

Толщина диска:

,

Принимаем l = 9мм.

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно 20мм.



5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна.

Толщина стенки корпуса:

,

Принимаем .

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

,

Принимаем = 8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

,

Принимаем S = 12 мм.

Толщина пояса крышки редуктора:

,

Принимаем = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

,

Принимаем t = 18 мм.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

,

Принимаем C = 7 мм.

Диаметр (ориентировочный) фундаментных болтов:

,

Принимаем = 16 мм.

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

,

Принимаем = 35 мм.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

,

Принимаем = 10 мм.

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

,

,

Принимаем = 25 мм.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:



,

Принимаем = 12 мм.

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

,

Принимаем для быстроходного и тихоходного валов

Диаметр отжимных болтов принимаем ориентировочно 12 мм.

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

,

Принимаем

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

,

Принимаем = 16 мм.

Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов и компоновка редуктора.

Чтобы вычертить компоновку редуктора, проверить прочность и жесткость валов, необходимо ориентировочно найти остальные конструктивные размеры его деталей и сборочных единиц.

Зазор между внутренней боковой стенкой корпуса и торцом шестерни или колеса определяем из соотношения:

,



Принимаем y= 10 мм.

Если , то y берут от торца ступицы.

Расстояние между внутренней стенкой корпуса (крышки) редуктора и окружностью вершин зубьев колеса и шестерни:

,

Принимаем = 30 мм.

Для обеспечения достаточной вместимости масляной ванны картера редуктора расстояние от окружности до внутренней стенки картера ориентировочно назначают из соотношения:

,

Принимаем = 30 мм.

Длины выходных концов быстроходного и тихоходного валов определяют из соотношения , а затем уточняем исходя из длин ступиц деталей сборочных единиц, насаживаемых на эти концы.

Принимаем = 50 мм.

Принимаем = 60 мм.

Назначаем тип подшипников качения для быстроходного и тихоходного валов, и определяем конструктивные размеры подшипниковых узлов.

Предварительно назначаем шариковые однорядные подшипники.

Быстроходный вал: 36208 - , D = 80мм, B = 18мм, C = 38кН

Тихоходный вал: 36210 - = 50мм, D = 90мм, B = 20мм, С = 43,2кН

Размеры элементов крышек подшипников определяем по формулам в зависимости от D - наружный размер отверстия в корпусе под подшипник [5]

быстроходный вал D = 80 мм :

толщину стенки, диаметр винтов , толщину фланца крышки и число z винтов принимаем: ; d = М8 мм; , z = 4 [5].

,

,

тихоходный вал D = 90 мм:

толщину стенки, диаметр винтов , толщину фланца крышки и число z винтов принимаем: ; d = М8 мм; , z = 4 [5].

,

,

При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют отверстие таким, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету. электродвигатель привод редуктор шпоночный

Расстояние от торца подшипника быстроходного вала до торца ступицы:

Принимаем = 18 мм.

Расстояние от торца подшипника тихоходного вала до ступицы:

Принимаем

Размеры и принимаем из компоновки редуктора:

,

Определяем расстояние длине оси вала от точки приложения сил, возникающих в зубчатом зацеплении до точек приложения опорных реакций.



,

Принимаем = 49 мм.

Быстроходный вал:

,

Принимаем = 46 мм.

5.16.6. Определяем габаритные размеры редуктора:

5.16.7.

,

Принимаем ширину редуктора: = 321 мм.

,

Принимаем длину редуктора: = 451 мм.

,

Принимаем высоту редуктора: = 304 мм.



6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

6.1 Вычерчивая схему нагружения быстроходного вала с учётом консольной силы

Точку приложения силы принимаем в центре выходного конца быстроходного вала. Расстояние до точки приложения реакций опоры

+ + = 0.550+35+=68.5

=125=125=1332,2

Сила от натяжения цепи согласно схеме действует в плоскости YOZ.

Определяем реакции в опорах вала.

Определяем реакции в горизонтальной плоскости:

====1736.5H

вертикальная плоскость:



= 0; + + (+) = 0

===2282.5

+)+ ----(+)=0

==

Определяем суммарные радиальные реакции опор вала, H

; ;

=3184.3 H;

=2868 H.

Строим эпюры изгибающих моментов;

=0; =0;

=

,

,

1701,6(0,070+0,053)- 2669,10.053=67,8 Hм;

Cтроим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шестерни до точки приложения консольной нагрузки.

Крутящий момент равен вращаещему моменту;



,

При Fa/V=996/12868=0,35>0,25 принимаем радиально-упорные шариковые однорядные подшипники, схема установки враспор. Назначаем типо размер подшипников: 36208. Выписываем основные параметры подшипников: D=80мм; B=18мм; C=30kH; C=23,2

Принимаем значения коэффицициентов X,Y,и е в зависимости от отношения

/

/=0,996/23,2=0,043 e=0.3591

/Fr=996/3184,3=0.313<e-0.3591 X=1; Y=0.

Определяем осевые составляющие и от действия радиальных реакций и

S=0.83.

=0,83;

,

Определяем расчётные осевые силы на подшипник. Для определения осевой расчётной нагрузки на подшипник определяют алгебраическуюсумму всехвнешних осевых сил и осевых составляющих реакций S от радиальных реакций таб.5 стр 215.

=+Fa=0,95+0,996=1,946 kH

Эквивалентная нагрузка на подшипник



XV+Y

Где V- Кинематический коэффициент (коэффициент вращения кольца). V=1

=1;

,

,

Определяем требуемую линамическую грузоподъёмность подшипника для более нагружаемой опоры

,

Где n- частота вращения кольца рассчитываемого подшипника,

P-показатель степени, для радиально-упорных шарикоподшипников p=3;

.

Окончательно принимаем для установки на быстроходный вал радиально-упорные подшипники 36208



6.2 Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала и определяем реакции опоры

В горизонтальной плоскости.

,

==

Вертикальная плоскость:

0; +) = 0

,

+

Определяем суммарные радиальные реакции опор вала, H

,

1767 H ;

= 2389 H.

Строим эпюры изгибающих моментов ( рис. 6.2);

Строим эпюру крутящего момента. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шестерни до точки приложения консольной нагрузки.

Крутящий момент равен вращающему моменту:



,

,

= 0;

=-=-326=-17.6 H

=1641=88,6 H

При Fa/V = 996/1приниаем радиально-упорные шариковые однорядные подшипники, схема установки враспор. Назначаем размер подшипников : 36210. Выписываем основные параметры подшипников: D=90 мм; B=20 мм; С=33,2 kH; C=27 kH.

== 363.1 H

Принимаем значения коэффициентов X, Y, и е в зависимости от отношения



/ по таб. П42

/ = 0,996/27 = 0,037 e = 0.351

/ = 996/2389 = 0.42> e = 0.3591 X = 0,46; Y = 1.56.

Определяем осевые составляющие и от действия радиальных реакций и

S = 0.83.

= 0,93 = 0,83 kH.

Определяем расчётные осевые силы на подшипник. Для определения осевой расчётной нагрузки на подшипник определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил и осевых составляющих реакций S от радиальных реакций таб. 5 стр. 215

F = = 0.51 kH, F = + = 0,69+0,996= 1,686 kH

Эквивалентная нагрузка на подшипник

=(X+ Y )

Где V - кинематический коэффициент (коэффициент вращения кольца) V=1

- температурный коэффициент. =1;

- коэффициент безопасности, =1,5;

= (0.46



=(0.46

Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника для более нагруженной опоры

= (X+Y) 96

Где n- частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, ми;

- долговечность подшипника в часах, = 12 ч;

P - показатель степени. Для радиально-упорных шарикоподшипников p=3;

= (0.46=29.3 kH<C = 33.2 kH.

Окончательно принимаем для установки на быстроходный вал радиально-упорные подшипники 36210



7. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1 Шпонки подбираем по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяем расчетом на смятие

Быстроходный вал.

Для консольной части вала при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h= 10 x 8 мм.

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см. последние два столбца таблицы П49) .

Расчетная длина шпонки:

,

Допускаемые напряжения

Расчетное напряжение смятия:

,

И так, принимаем шпонку 10х8х56мм ГОСТ 29175-91.

Для части вала под ступицу шестерни при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h= 12x8 мм.

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин l= 50 мм.

Расчетная длина шпонки:



,

Допускаемые напряжения

Расчетное напряжение смятия:

,

Принимаем шпонку 12 х 8х 61мм ГОСТ 29175-91.

Тихоходный вал

Для консольной части тихоходного вала при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h= 14 x 9 мм

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин l= 70 мм.

Расчетная длина шпонки:

,

Допускаемые напряжения

Расчетное напряжение смятия:

,

И так, принимаем шпонку 14 х 9 х 70мм ГОСТ 29175-91.

Для вала под ступицу зубчатого колеса при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h= 16 x 10 мм.

Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин l= 45 мм.

Расчетная длина шпонки:



,

Допускаемые напряжения

Расчетное напряжение смятия:

,

И так, принимаем шпонку 16 х 10 х 45мм ГОСТ 29175-91.



8. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВЕДУЩЕГО ВАЛА

Ввиду больших нагрузок, действующих на вал от консольной силы принимаем материал вала сталь 40Х.

В соответствии с эпюрами изгибавших и крутящих моментов и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на усталость.

Таких сечений два I-I под серединой шестерни в точке С и II-II под подшипником в точке В.

Проверяем сечение вала I-I:

Суммарный изгибающий момент в сечении:

,

,

Крутящий момент в сечении вала:

,

Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза:

,

Где: t = 5 мм - глубина шпоночного паза по таблице П49 [1].

Полярный момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза:



,

Амплитуда нормальных напряжений, изменяющих по симметричному циклу:

,

Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу:

,

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом.

Коэффициенты снижения пределов выносливости определяем по формулам:

,

,

Где: - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, по таблице 11.2 [4]

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

Коэффициент влияния шероховатости поверхности 11.4 [4]: при обработке точением



,

,

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения I-I:

,

,

Проверяем сечение вала II-II:

Суммарный изгибающий момент

Осевой момент сопротивления сечения:

,

Полярный момент сопротивления сечения:

,

Амплитуда нормальных напряжений цикла:



,

Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу:

,

Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего кольца подшипника на валу с натягом.

При этом коэффициент снижения пределов выносливости:

,

,

Находим значение отношений эффективных коэффициентов концентрации напряжений к коэффициентам снижения пределов выносливости для вала в местах на прессовки деталей по таблице 11.3 [4]:

,

Коэффициент влияния шероховатости поверхности при обработке шлифованием

,

,

Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения II-II:

,

,

Прочность вала в опасных сечениях обеспечена.



9. СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПОШИПНИКОВ

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает повышение КПД редуктора.

По способу подвода смазочного материала к зацеплению различают картерное и циркуляционное смазывание.

Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v< 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. В данном редукторе v=1,17 м/с, поэтому применяем картерное смазывание [1]. Принимаем сорт масла И30А.

Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба. При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5 - 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности [1]. В нашем случае объём масляной ванны составит V=3,70,7=2,6 л.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Устюгов И.И. Детали машин. Москва: "Высшая школа", 1981 год.

2. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Москва: "Машиностроение", 1979 год.

3. Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование деталей машин. Москва: "Машиностроение", 1984 год.

4. А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. Москва: "Высшая школа", 1991 год.

5. Детали машин. Проектирование: справочное учебно-методическое пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. 2-е издание. Москва: "Высшая школа", 2005 год (309 стр.)

Размещено на Allbest.ru

...