Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по рыболовству

Федеральное государственное бюджетное образовательное

учреждение высшего образования

«Астраханский государственный технический университет»

Институт нефти и газа

Кафедра «Механика и инженерная графика»

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод ленточного конвейера

по дисциплине «Детали машин»

Астрахань 2021



Задание

на курсовую работу по курсу «ДЕТАЛИ МАШИН»

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА:

1 - электродвигатель

2 - плоскоременная передача

3 - цилиндрическая прямозубая передача

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Мощность на ведомом валу, кВт_______6_______

Частота вращения ведомого вала, об/мин ______90_______

ОБЪЕМ РАБОТЫ В РАСЧЕТНОЙ ЧАСТИ:

Полный расчет привода и внешних передач. Расчет валов, муфт, подшипников, шпонок и выбор системы смазки.

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА:

1. Иванов М.Н. Детали машин: учеб. Для студентов втузов. - М.: Высшая школа, 2006. -408 с. 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для втузов. - М.: Высшая школа., 2000. - 447 с. 3. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для сред. спец. учеб. заведений/ под ред. Д.В. Чернавского. - М.: Альянс, 2005. - 415с. 4. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учеб.-метод. пособие. - М.: Высшая школа, 2005. - 309с. 5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. Пособие для средн. спец. уч. заведений. - Калининград: Янтарный сказ, 2005. - 456с.



Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2. Расчет передачи редуктора

3. Расчет клиноременной передачи

4. Предварительный расчет валов привода

5. Определение конструктивных размеров деталей передач

Конструирование валов

6. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверочный расчет валов на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения

9. Проверка долговечности подшипников

10. Тепловой расчет червячной передачи

11. Проверка прочности шпоночных соединений под ременную передачу

12. Уточненный расчет валов

13. Выбор системы смазки и сорта масла

Заключение

Список использованной литературы

Приложения



Введение

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных (колес) передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещены элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также другие вспомогательные устройства.

Редукторы классифицируются по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1 - электродвигатель

2 - плоскоременная передача

3 - цилиндрическая прямозубая передача

Рисунок 1.1 - Схема привода

Определяем общий КПД привода:

(1.1)

Определяем потребную мощность:

(1.2)

Вт

Выбираем двигатель с мощностью 7,5 кВт и синхронной частотой вращения n_c=1000 об/мин. Марка двигателя: 4A132S6У3. Асинхронная частота вращения 978 об/мин.

Определяем общее передаточное отношение привода:

(1.3)

Определяем мощности на всех валах:

Вт

Вт

Вт

Теперь находим частоту вращения:

об/мин

об/мин

об/мин

Находим крутящий момент на каждом из валов:

Полученные данные заносим в таблицу 1.

Таблица 1. Кинематический расчёт привода.

№ вала	P, Вт	T, Н м	n, об/мин
1	6579	64	976
2	6253	166	360
3	6000	637	90

2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи редуктора

привод ленточный конвейер

Выбираем варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т. о.) I: т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т. о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

Предварительно определяем допускаемое контактное напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев у_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений для т. о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н для т. о. улучшение:

S_Н1= S_Н2=1,1.

При длительной нагрузке:

.

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

(2.4)

МПа;

МПа;

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

где для прямозубых колес а передаточное число нашего редуктора

Принимаем по ГОСТ 2185-66

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

Угол наклона зубьев в = 0°, т.к. прямозубая передача.

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_У = 2 aw / m = 2 •160 / 2 = 160

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

принимаем z₁ = 32,

тогда

Определить фактическое передаточное число и_ф и проверить его отклонение Ди от заданного и:

Условие выполняется.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм

мм

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Принимаем.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значения принимаем по таблице 3.4, при и 7-й степени точности для косозубых колес.

Значения даны в таблице 3.5; при и несимметричномрасположениии колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения цепной передачи

По таблице 3.6 для косозубых колес

Тогда:

Проверка контактных напряжений:

что удовлетворяет условию.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:



Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_{F в}К_Fх.

По табл. 2.8 и 2.9 при ш_bd = 0,575, твердости < НВ 350 и симметричном расположении зубчатых колес К_Fв = 1,048 и K_Fх = 1,25. Таким образом, коэффициент K_F = 1,0481,25 = 1,32.

Значение коэффициента K_F = 1, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев:

у шестерни ;

у колеса .

При этих значениях Y_{F 1} =3,82 и Y_{F 2} = 3,605 (табл. 2.7).

Находим отношения :

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.

3. Расчет клиноременной передачи

№№ п/п	Определяемый параметр	Численное значение
1	Частота вращения ведущего шкива, n1 об/мин	n1 =976 об/мин
2	Вращающий момент на ведущем валу, T1 Н•м	Н•м
3	Диаметр ведущего шкива, мм	мм; Принимаем d1 = 250 мм
4	Диаметр ведомого шкива, мм	мм; Принимаем d2 = 710 мм
5	Передаточное отношение	Отклонение (допускается до 4%).
6	Межосевое расстояние, мм	мм.
7	Угол обхвата малого шкива
8	Длина ремня, мм	мм.
9	Скорость ремня, м/с	м/с
10	Окружная сила, Н
11	Выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3, дo=1.5 мм, со=3 Н/мм. Проверяем выполнение условия д ? 0.025d1.	мм. Условие выполнено.
12	Коэффициент угла обхвата
13	Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня
14	Коэффициент режима работы Сp - по табл. 7.5.	Для передачи при постоянной нагрузке Сp = 1.0
15	Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи С?	При наклоне до 60о принимаем С?=1
16	Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм прокладки, Н/мм.	Н/мм
17	Ширина ремня, мм	мм; по табл. 7.1 принимаем b = 60 мм.
18	Предварительное натяжение ремня, Н
19	Натяжение ветвей, Н Ведущей Ведомой
20	Напряжение от силы F1, МПа	МПа
21	Напряжение изгиба, МПа	МПа
22	Напряжение от центробежной силы, МПа	МПа
23	Максимальное напряжение, МПа	МПа
24	Проверка долговечности ремня: число пробегов при постоянной нагрузке. Долговечность, ч
25	Нагрузка на валы передачи, Н

4. Предварительный расчет валов привода

Быстроходный вал:

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

Определяем диаметры участков валов:

Диаметр выходного конца вала:

мм, принимаем d=24 мм.

под подшипник:

мм, принимаем d_п=30 мм.

под шестерню:

мм, принимаем d_бп=38 мм.

Тихоходный вал

Марка стали - 40 твердость 200 НВ.

Диаметр выходного конца вала:

мм, принимаем d=34 мм.

под подшипник:

мм, принимаем d_п=40 мм.

под колесо:

мм, принимаем d_бп=48 мм.



5. Определение конструктивных размеров деталей передач

Конструктивные размеры шестерни

Диаметр делительный:

Диаметры делительные:

мм

Диаметр вершин зубьев:

Ширина шестерни:

Принимаем.

Конструирование зубчатого колеса

Диаметр делительный:

мм

Диаметр вершин зубьев:

Ширина колеса:

конструктивные размеры колеса

диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·48 =74,4мм

принимаем = 80 мм.

длина ступицы:

l_ст = b = 64 мм,

толщина обода:

s = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·64=7,6 мм

принимаем s = 8 мм

толщина диска:

с = 0,25b = 0,25·64 = 16мм

Конструирование ведущего шкива

Диаметр шкива d₁ =250 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ - 2t =250 - 2•1,0 = 248,0 мм

Ширина шкива B = (z - 1)p + 2f = (3- 1)2,4+ 2•3,5= 11,8 мм

Толщина обода д = 1,6е = 1,6•2,35 = 3,76 мм

принимаем д= 4 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3) д = (1,2…1,3) 4 = 4,8…5,2 мм

принимаем С = 5 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 25 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6•25 = 40 мм

принимаем d_ст = 40 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 80 мм.

Конструирование ведомого шкива

Диаметр шкива d₁ = 710 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ - 2t = 710 - 2•1,0 = 708 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 25 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6•25 = 40 мм

принимаем d_ст = 40 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 50 мм.

Рисунок 1.1 - Схема нагружения цилиндрической передачи

6. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса

(7.1)

мм

Принимаем

мм

Толщина стенок крышки корпуса

мм

Толщина фланца корпуса

мм

Толщина фланца крышки корпуса

мм

Ширина нижнего пояса основания корпуса

мм

Принимаем

мм

Конструктивные размеры крышки подшипника ведущего вала

По значению D =72 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 4

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 72 + 18 = 90 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 90 + 20= 110 мм.

Конструктивные размеры крышки подшипников тихоходного вала.

По значению D =80 мм - диаметр отверстия в корпусе под подшипник - выбираем следующие данные:

- толщина стенки h₁ = 8 мм

- диаметр болтов d = 8 мм

- число болтов z = 6

Диаметр расположения отверстий:

D₁ = D + 2,5 d = 80 + 20 = 100 мм

Диаметр крышки:

D₂ = D₁ + 2,0 d = 100+ 20 = 120 мм



7. Первый этап компоновки редуктора

Рисунок 1.2 - Компоновка зубчатого редуктора

После компоновки редуктора на миллиметровке измеряем длины l и f:

Быстроходный вал-шестерня: l=156 мм, f=73 мм.

Тихоходный вал: l=160 мм, f=88 мм.

Назначаем для быстроходного и тихоходного валов тип подшипника - радиальные шариковые однорядные.

Основные размеры (ГОСТ 8338-75):

Для быстроходного вал-шестерня- легкая серия, 206, d=30 мм, D=62 мм, B=16 мм, r=2 мм, С=19,5 кН, Со=10кН.

Для тихоходного вала- легкая серия, 208, d=40 мм, D=80 мм, B=18 мм, r=2 мм, С=33,5 кН, Со=17,8кН.

8. Проверочный расчет валов на статическую прочность при совместном действии изгиба и кручения

Определяем реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Быстроходный вал-шестерня:

а) вертикальная плоскость:

Н;

Н;

б) горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Рисунок 3. Эпюра изгибающих моментов быстроходного вала

Тихоходный вал:

а) вертикальная плоскость:

Н;

Н;

б) горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Рисунок 4. Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала

Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскости и эпюру крутящего момента.

Быстроходный вал-шестерня.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость:

сечение А: 0

сечение B: 0

сечение C: 0

сечение D: Н м;

б) вертикальная плоскость:

сечение А: 0

сечение B: 0

сечение C: Н м;

сечение D: Н м;

Крутящий момент Т=166 Н м.

Тихоходный вал.

Изгибающий момент:

а) горизонтальная плоскость:

сечение A: 0

сечение B:0

сечение C: Н м;

сечение D: 0

б) вертикальная плоскость:

сечение A: 0

сечение B: 0

сечение C: Н м;

сечение D: 0

Крутящий момент Т=637 Н м.

Определяем суммарный изгибающий, эквивалентный моменты и диаметр в наиболее нагруженном сечении.

Быстроходный вал-шестерня.

Наиболее нагруженное сечение D.

Суммарный изгибающий момент:

(3.2)

Н м.

Эквивалентный момент:

(3.3)

Н м.

Диаметр вала:

(3.4)

мм.

Ранее принятое значение d_п=30 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Тихоходный вал.

Наиболее нагруженное сечение C.

Суммарный изгибающий момент:

Н м.

Эквивалентный момент:

Н м.

Диаметр вала:

мм.

Ранее принятое значение d_п=40 мм. Это больше, чем требуется по расчету. Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

9. Проверка долговечности подшипников

Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

Н.

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем ); = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

(5.1)

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника

Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

(5.2)



где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

- требуемая долговечность подшипника ( ч);

p- показатель степени (для шариковых подшипников р=3);

кН.

Условие кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 206 удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Определяем действительную долговечность подшипника (в часах):

(5.3)

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.

Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала

Определяем суммарные реакции в опорах

Н;

Н.

Принимаем для заданного случая К_к = 1 - коэффициент, зависящий от того, какое кольцо вращается (вращается внутреннее кольцо подшипника); -

коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (примем

); = 1 - температурный коэффициент (при .

Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников при отсутствии осевой нагрузки

.

Определяем значение эквивалентной нагрузки для наиболее нагруженного подшипника

Н.

Определяем динамическую грузоподъемность

где коэффициент долговечности в функции необходимой надежности;

обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

- требуемая долговечность подшипника ( ч);

p- показатель степени (для шариковых подшипников р=3);

кН.

Условие кН выполняется, таким образом, радиальный однорядный шарикоподшипник 208 удовлетворяет предъявляемым требованиям.

Определяем действительную долговечность подшипника (в часах):

Действительная долговечность подшипника оказалась больше принятой, следовательно, работоспособность подшипника обеспечена.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Ременная передача.

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

(4.1)

МПа

где Т - момент на валу, T=166 Н м; d - диаметр вала, d=24 мм; h - высота шпонки, h=8 мм; b - ширина шпонки, b=10; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=54-8=46 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=4 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [у_см] = 180 МПа. Условия прочности выполнены.

Колесо цилиндрическое

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле:

МПа

где Т - момент на валу, T=637 Н м; d - диаметр вала, d=48 мм; h - высота шпонки, h=14 мм; b - ширина шпонки, b=16; l_раб - рабочая длина шпонки, l_раб=l-b=62-16=46 мм, t₁ - глубина паза вала, t₁.=10 мм. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [усм] = 180 МПа. Условия прочности выполнены.

11. Уточненный расчет валов

Быстроходный вал:

Для опасного сечения вала по формуле определяем коэффициент запаса усталостной прочности S и сравниваем его с допускаемым значением [S], принимаемым обычно 1,5...2,5.

(3.5)

где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(3.6)

где у_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; у_-1 = 370 МПа принимается по таблице 1 (табл. 8) [3, с. 32];

k_у-- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_у -- масштабный фактор для нормальных напряжений; отношение k_у /е_у = 2,50 (табл. 8) [3, с. 32];

у_а -- амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа:

(3.7)

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

;

ш_у -- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_у = 0,2 для углеродистых сталей, ш_у = 0,25...0,3 для легированных сталей;

у_m=0 -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где ф_-1 -- предел выносливости стали при симметричном цикле;

ф_-1 =0,58 у_-1, ф_-1=150 МПа;

k_ф -- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

в-- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при R_А=0,32...2,5 мкм принимают в= 0,97...0,90;

е_ф -- масштабный фактор для касательных напряжений; отношение k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,50 + 0,4 = 1,90 (табл. 8) [3,с. 32];

ш_ф -- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения; ш_ф = 0,1 для всех сталей;

ф_а и у_т -- амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа:

(3.8)

МПа,

где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³; для сплошного круглого сечения диаметром d

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

Тихоходный вал:



где S_у -- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

у_-1 = 410 МПа принимается по таблице 1 [3,с. 8];

в= 0,95;

k_у /е_у = 2,20 (табл. 8) [3, с. 32];

МПа,

где W -- момент сопротивления при изгибе, мм³;

;

ш_у = 0,2;

у_m=0 -- среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа;

S_ф -- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

ф_-1=230 МПа;

в= 0,95;

k_ф /е_ф =0,6 k_у /е_у+0,4=0,6*2,20 + 0,4 = 1,72 (табл. 8) [3, с. 32];

ш_ф = 0,1 для всех сталей;

МПа,



где W_к -- момент сопротивления при кручении, мм³;

.

Подставляя полученные значения, получаем

,

.

Расчетный коэффициент усталостной прочности вала в опасном сечении

.

Сопротивление усталости вала в опасном сечении обеспечивается.

12. Выбор системы смазки и сорта масла

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применяют картерную смазку. Масло заливают так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Объем масла заливаемого в масляную ванну

V = 0,6N (12.1)

V = 0,6N =0,6•6,0=3,6дм³

где N - мощность, передаваемая редуктором.

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла (т. 11.1с. 200 [2])

V = 6,5 м/с; = 178,5 МПа 20 • 10^-6 м²/с

Марка масла (т. 11.2. с. 200 [2])

И-Г-С-220.



Заключение

В данной работе нами спроектирован привод с цилиндрическим редуктором и ременной передачей.

Суммарное передаточное число привода, состоящего из открытой ременной передачи, цилиндрического редуктора и электродвигателя составило 10,9.

Расчетный ресурс привода был выбран 10000 ч.

Выбирали двигатель с мощностью 5,5 кВт и синхронной частотой вращения n_c=1000 об/мин.

Марка двигателя: 4A132S6У3.

Асинхронная частота вращения 976 об/мин.

Выполнена графическая часть, в количестве 3-х чертежей.



Список использованной литературы

1. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие- 2-е изд., испр. и доп.- Брест: БГТУ, Санюкевич Ф. М., 2004.- 488 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др.- 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.: ил.

3. Конструирование узлов и деталей машин', Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Москва.: Издательский центр 'Академия', 2004. 496 c.

4. Расчет валов:учебн.-метод Дремук В. А., Горелько В. М., пособие-Барановичи РИО БарГУ 2007 - 71 с.

5. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие - 2-е изд., Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т, испр. И доп. - Минск УП ”Технопринт”, 2006. - 296 с.

6. Детали машин: учебник для студентов вузов/ под ред. О.А. Ряховского. - М.: Изд-во МГТУ им. Баумана, 2002.

Размещено на Allbest.ru

...