Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Машиностроение - ведущая отрасль народного хозяйства страны, оно определяет производительность труда, качество продукции, темп и уровень технического прогресса и обороноспособность страны.

Задачи развития машиностроения в России:

- увеличение мощности и быстроходности машин, их производительности;

- снижение материалоемкости и себестоимости машин;

- повышение точности, прочности и надежности машин;

- улучшение условий обслуживания;

- улучшение внешнего вида и дизайна машин;

- повышение их конкурентоспособности на мировом рынке.

Проектируемые машины и механизмы должны иметь высокие эксплуатационные показатели по производительности и КПД, небольшой расход энергии и материалов при наименьшей массе и габаритах, высокую надежность и безотказность. Машины должны быть экономичными в производстве и эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании, изготовляться из стандартных и унифицированных деталей и узлов.

Объектом курсового проектирования является привод машины.

Привод - это система, состоящая из электродвигателя и связанных с ним устройств, для приведения в движение рабочих органов машины.

В заданном приводе движение от электродвигателя передается через ременную передачу на зубчатый редуктор, а от него - на рабочую машину, выполняющую основную работу.

Заданный для проектирования редуктор представляет собой зубчатую цилиндрическую передачу в закрытом корпусе. Редуктор одноступенчатый. Оси валов колеса и шестерни параллельны.

Режим работы редуктора - постоянный. Редуктор предназначен для длительной работы с нереверсивной передачей. Валы установлены на подшипниках качения.

1. Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя

Общий КПД привода, _общ определяется по формуле:

_общ = _ред · _под · _р.п [ 1, с.5 ],(1)

где _ред - КПД редуктора;

_под - КПД одной пары подшипников качения;

_р.п - КПД ременного привода;

n - число пар подшипников качения в данном приводе.

КПД отдельных элементов привода выбираются

_ред = 0,97 ; _под = 0,99 ;_р.п = 0,95 ; n = 3

_общ = 0,89

Требуемая мощность электродвигателя Р_тр, кВт:

[ 1, c. 4 ],(2)

где Р_з - мощность на ведомом валу привода, кВт

3,71 кВт

Выбор электродвигателя [ 1, c.321]

Типоразмер - 112 МВ6

Мощность двигателя - Р_э = 4 кВт

Частота вращения - n_э =950

Общее передаточное число привода, U_общ определяется по формуле:

Размещено на http://www.allbest.ru/

[ 1, c.7 ],(3)

где n_эл - частота вращения вала электродвигателя, ;

По формуле (3):

Распределение общего передаточного привода по элементам схемы:

U_общ = U_ред U_р.п. 1, c.7 ],(4)

где U_ред - передаточное число редуктора;

U_р.п. - передаточное число ременной передачи.

Принимаем U_р.п. = 2 [1 c.6], тогда

2,16

Корректируем U_ред по стандарту ГОСТ 21426-75 [1, c.7]

U_ред = 2,0

Уточняем передаточное число ременной передачи

2,16

Расчет угловых скоростей валов, :

, [3, c.19], (5)

где n - частота вращения вала, .

Для вала электродвигателя, щ₁ (щ_э)

=99,5

Для ведущего вала редуктора

==31,09

Для ведомого вала передачи

=15,7

Расчет мощностей на валах привода

Для вала электродвигателя Р₁ = Р_тр = 3,71 кВт

Для ведущего вала Р₂ = Р_{1. рп. под}= 3,45 кВт

Для ведомого вала, выходного вала Р₃ = 3,3 кВт (по заданию)

Расчет вращающих моментов на валах М, Н•м

[3,c.19], (6)

где Р - мощность на валу, Вт;

угловая скорость вала,

Для вала электродвигателя

 37,3 Нм

Для ведущего вала редуктора

110,9 Нм

Для выходного вала

=210,2 Нм

2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Таблица 1. Выбор материалов шестерни и колеса [1, c.10]

Элементы передачи	Марка стали	Термо- обработка	Твердость поверхности, НВ	Средняя твердость, НВср	Предел текучести т, МПа
Шестерня	Сталь 40ХН	Улучшение	269 … 302	286	750
Колесо	Сталь 40ХН	Улучшение	235 … 262	249	630

Выбор допускаемых напряжений

Определяем допускаемое напряжение и напряжение изгиба

[ ] _H = K_HL [ ] _H0; [ ] _F = K_FL [ ] _F0 [1, c.10], (7)

где K_HL - коэффициент долговечности по контактным напряжениям;

K_FL - коэффициент долговечности по изгибу;

[ ]_H0 и [ ]_F0 - допускаемые напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряжений.

Принимаем:

K_HL1 = K_HL2 = 1;

K_FL1 = K_FL2 =1

По таблице 2.2 [1, c.12] определяем

[ ]_H0 = 1,8 НВ_ср + 67 МПа

[ ]_F0 = 1,03 НВ_ср МПа

Для колеса:

[ ]_H02 = 515 МПа

[ ]_F02 = 295 МПа

Для шестерни:

[]_H01 = 582 МПа

[]_F01 = 256 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем меньшие значения допускаемых напряжений, т.е.

[ ]_H = 515 МПа

[ ]_F = 256 МПа

Определяем межосевое расстояние, по формуле:

[ 1, c.11], (8)

где К_а - коэффициент, зависящий от типа передачи;

К_Н - коэффициент концентрации нагрузки;

_а - коэффициент ширины зубчатого колеса;

К_а= 4950-для прямозубых колес [1, c.13]

_а = 0,4 при симметричном расположении [1, c.13]

_d = 0,5?_а (U 1) = 0,6 [1,c.13], (9)

К_Нв = 1,03 1, с. 12

0,118 мм

Принимаем по стандартному ряду = 125 мм

Основные размеры колеса

Делительный диаметр d₂, мм определяется по формуле:

[1, c.13], (10)

 166,6 мм

Ширина венца b₂, мм определяется по формуле:

50 мм

Принимаем b= 50 мм

Модуль зубьев передач m, мм определяется по формуле:

> [1, c.13], (11)

где K= 6,8 -коэффициент для прямозубых колес

М- вращающий момент на валу зубчатого редуктора, Н•м

b- ширина колеса, мм

1,340 мм

Принимаем m = 2 мм [1, c.13]

Угол наклона и суммарное число зубьев определяется по формуле:

Минимальный угол наклона зубьев

= 0

= 1

Суммарное число зубьев

[1, c.13], (12)

Число зубьев шестерни и колеса z₁ и z₂

 [1, c.14], (13)

где z_min = 17

41 Принимаем

z₁ = 41

z₂ = z - z₁ = 125- 41 = 84

Фактическое передаточное число U_ф определяется по формуле:

Отклонение от заданного передаточного числа ДU определяется по формуле:

[1, c.14], (14)

2 - что допустимо

Диаметры колес

Шестерни:

d₁ = m?z₁ 1, с.14

d₁ = 82 мм

d_a1 = d₁ + 2m1, с.14

d_a1 = 86 мм

d_f1 = d₁ - 2,5m

d_f1 = 77 мм

Колеса:

d₂ = m?z₂

d₂ = 168 мм

d_a2 = d₂ + 2m

d_a2 = 172 мм

d_f2 = d₂ - 2,5m

d_f2= 163 мм

Силы в зацеплении передачи

Окружная сила F_t, Н определяется по формуле:

[1, c.15], (15)

2505 Н

Радиальная сила F_r, Н определяется по формуле:

1, c.15 ], (16)

Fr = 910 Н

F_a= 0

Проверка зубьев колес по напряжению изгиба

0,6

Окружная скорость вращения колеса

2,6 м/с

По таблице 2.4 степень точности передачи = 9, поэтому K_Fб= 0,1.

Коэффициент = 1

По таблице 2.5 коэффициент К_Fв = 1,06

Коэффициент К_Fv = 1,4 [1, c.16]

Коэффициент Y_F= 3,61 по таблице 2.6

84

Расчетное напряжение изгиба у_F2, определяется по формуле:

[1, c.17], (19)

где K_Fб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_FV - коэффициент динамичности;

Y_F2 - коэффициент, учитывающий форму зуба;

F_t - окружная сила, Н;

b₂ - ширина колеса, мм;

m - модуль.

K_Fб =1 [1, c.16 ], Y_в = 1 [ 1, c.15 ], K_Fв = 1,06 [ 1, c.16 ],

K_Fv = 1,4 [1, c.16 ], Y_F2 = 3,61 [1, c.16 ],

F_t = 3409 Н, b₂ = 64 мм, m = 2

МПа < 256 МПа - следовательно, прочность обеспечена.

По таблице 2.6 Y_F= 3,80 [1, c.16]

Тогда расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

z_v1 = z₁/cos³в

z_v1 = 29/1 = 29

[1, c.15], (18)

у_F1 МПа < 256 МПа - следовательно, прочность обеспечена

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям определяется по формуле:

[1, c.16], (19)

где K_Hб - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца;

K_FV - коэффициент динамичности;

U - передаточное число редуктора;

F_t - окружная сила, Н;

d₁ - делительный диаметр, мм;

b₂ - ширина колеса, мм.

268 МПа < 515 МПа, что допустимо.

3. Ориентировочный расчет валов редуктора

3.1 Вал ведущий

Материал - сталь 40ХН, [] = 20 МПа - допускаемое напряжение

Диаметр выходного конца ведущего вала определяется по формуле:

[2, c.161], (20)

где M = М=129820 Н•мм - момент на ведущем валу

30,5 мм

Принимаем по стандартному ряду d₁ = 32 мм [2, c.161]

Диаметр ведущего вала под подшипник:

d_n1 = d_b1 + (5…8) мм

d_n1 = 40 мм Принимаем d_n1 = 40 мм

Принимаем шарикоподшипники радиальные, однорядные

ГОСТ 8338-75

d_n1 = 40 мм, D=80 мм - подшипник № 208. [2, c.393]

Диаметр ведущего вала под шестерней

d_k1 = d_n1 + 5 мм

d_k1= 45 мм

Так как диаметр окружности впадин мало отличается от d_k1, то принимаем шестерню, изготовленную заодно вместе с валом.

3.2 Вал ведомый

Материал - сталь 45, [] = 15 МПа - допускаемое напряжение

Диаметр выходного конца ведомого вала определяется по формуле:

[2, c.161]

где М = М= 210190 мм

37,6 мм

Принимаем по стандартному ряду d₂= 38 мм [2, c.161]

Диаметр ведомого вала под подшипник:

d_n2 = d₂ + (5…8) мм

d_n2= 43…46 мм

Принимаем шарикоподшипники радиальные, однорядные по

ГОСТ 8338-75

d_n2 = 45 мм, D= 85 мм - подшипник № 209

Диаметр ведомого вала под колесо:

d_k2 = d_n2 + 5 мм

d_k2= 50 мм

3.3 Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы определяется по формуле:

d_ст = 1,6 d_k2

d_ст = 80 мм

Принимаем d_ст = 80 мм.

Длина ступицы определяется по формуле:

l_ст = (1,2…1,5) d₂

l_ст = 45,6…57 мм

Принимаем l_ст = 50 мм.

Толщина обода цилиндрических колес определяется по формуле:

_о = (2,5 … 3)m

_о = 5…8 мм

Принимаем _о = 8 мм

Толщина диска цилиндрических колес:

с = 0,3 b₂

с = 15 мм

Принимаем с = 15 мм

Диаметр центровой окружности определяется по формуле:

D_отв = 0,5 (D_о + d_cт) 2, с.233

D- внутренний диаметр обода

D_o = d₂ - 2₀ -4,5m

D_o = 147 мм

D_отв = 103,5 мм

Диаметр отверстий:

2, с.233,(21)

21,75 мм

Принимаем d_отв = 22 мм

Фаска

n = 0,5m = 1 мм

Принимаем n = 2 мм

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

= 0,025 а + 1 2, с.241,(22)

= мм

₁ = 0,02 а + 1 2, с.241

₁= 3,5 мм

Принимаем = 8 мм и ₁ = 8 мм

Толщина верхнего пояса крышки корпуса:

b = 1,5• 2, с.241

b = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

Без бобышки p = 2,35 ₁ b₁ = 1,5•₁ 2, с.241

Принимаем p = 20 мм

Толщина ребер основания корпуса:

m = (0,85 1)2, с.241

m = 6…8 мм

Принимаем m = 8 мм

Толщина ребер крышки:

m₁ = (0,85 1)₁ 2, с.241

m₁= 6,8…8 мм

Принимаем m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁ = (0,03 … 0,036)а + 12 2, с.241,(23)

d₁ == 16 мм

Принимаем d₁ = 16 мм

Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7 … 0,75)d₁ = 12 мм

Принимаем по стандарту d₂ = 12 мм

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:

d₃ = (0,5 …0,6)d₁ = 9,6 мм

Принимаем по стандарту d₃ = 10 мм

Диаметр отверстий в гнезде

Для ведущего вала№ 208D_n1 = 80 мм

Для ведомого вала№ 209D_n2 = 85 мм

Винты крепления крышки подшипника

Для ведущего вала = 10 мм n₄ = 6

Для ведомого вала = 10 мм n₄ = 6

Диаметр гнезда

D_k =D + (2…5) мм

D = D_n + (30…40) мм

D = 120 мм

Для ведущего вала:

D₁ = мм

Для ведомого вала:

D₂ = мм

D_k1 = 120…125 мм Принимаем D_k1 = 125 мм

D_k2 = 127…130 мм Принимаем D_k2 = 130 мм

Длина гнезда:

l = + c₂ +R + (3…5) 2, с.242,(24)

R 1,1d₂ =

l =35…37 мм

Размеры штифта

Диаметр d_ш ? d₃ = 10 мм

Длина штифта l_ш = b + b₁ + 5

l_ш = 29 мм

Принимаем штифт конический по ГОСТ 3129 - 70 l_ш = 30 мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру A (1…1,2) A = 8…9,6 мм

Принимаем А = 10 мм

По торцам А₁ А Принимаем А₁ 10 мм

5. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

5.1 Ведущий вал

Ведущий вал соединяется с валом электродвигателя через ремённую передачу. Для соединения шкива ремённой передачи с валом редуктора принимаем шпоночное соединение. Принимаем призматическую шпонку со скругленными торцами. Размеры шпонки принимаем по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки принимаем сталь 45 нормализованная ГОСТ 1050-88.

Допускаемое напряжение на смятие []=100 МПа [2, c.310]

Проверка шпоночного соединения на смятие ведется по формуле:

=, [2, c.170], (25)

где М- вращающий момент, Н

d - диаметр вала, мм

l- рабочая длина шпонки, мм

h - высота шпонки, мм

t- глубина паза на валу, мм

5.2 Расчет шпоночного соединения на выходном конце ведущего вала редуктора

Для d₁ = 32 мм выбираем шпонку: [2, c.169]

b = 10 мм

h = 8 мм

t₁ = 5 мм

Определяем длину шпонки

l_bk = 1,5 d_b1

l_bk = 60 мм

Принимаем l_bk = 60 мм

Длина шпонки:

l = l_bk - (5…10) мм

l = 45…50 мм

Принимаем по стандарту l =50 мм [2, c.169]

Определяем рабочую длину шпонки:

l= l - b = 40 мм

Момент на ведущем валу М₂ = 110,9 Нм

Определяем рабочее напряжение:

= 57,7 МПа

58 МПа < 100 МПа - прочность на смятие обеспечена

5.3 Ведомый вал

Ведомый вал имеет 2 шпоночных паза: на выходном конце и на средней шейке для крепления зубчатого колеса. Принимаем призматическую шпонку со скругленными торцами. Размеры шпонки принимаем по ГОСТ 23360-78. Материал шпонки принимаем сталь 45 нормализованная ГОСТ 1050-88.

Допускаемое напряжение на смятие []=100 МПа

Для d = 38 мм принимаем шпонку:

b = 10 мм

h = 8 мм

t₁ = 5 мм;

Определяем длину выходного вала:

l_bк = 1,5 d_b2 = 57 мм

Принимаем l_bк= 57 мм [2, c.169]

Длина шпонки:

l = l_bk - (5…10)

l = 52…47 мм

Принимаем по стандарту l = 50 мм

Определяем рабочую длину шпонки:

l_p = l -

l_p = 40 мм

Определяем рабочее напряжение:

=89,2 МПа; 89,2МПа 100 МПа - прочность на смятие обеспечена.

5.4 Расчёт шпоночного соединения под колесом

Допускаемое напряжение на смятие []=100 МПа

Для d_К2 = 50 мм принимаем шпонку:

b = 16 мм

h = 10 мм

t₁ = 6 мм;

При длине ступицы l_ст = 56 мм принимаем длину шпонки: [2, c.169]

Определяем рабочую длину шпонки:

l_p = l -

l_p = 34 мм

Определяем рабочее напряжение:

= 62,4 МПа

62,4 МПа 100 МПа - прочность на смятие обеспечена

6. Расчетные схемы валов редуктора. Проверка долговечности подшипника

6.1 Определение суммарных реакций

[5, c. 305],(26)

1331 Нм

1331 Нм

6.2 Определение эквивалентной нагрузки

[5, c. 305], (27)

где F_а = 0

где V = 1 - при вращении внутреннего кольца подшипника

К = 1,3 [5, т. 9.19]

K_T = 1 [5, т. 9.20]

Х = 1, Y = 0

1331

Расчетная долговечность, .

 [5, c. 211], (28)

15625

Расчетная долговечность подшипника, час

[5, c. 211], (29)

= 100 об/мин

1736*10 > 36*10 ч - долговечность подшипника обеспечена

7. Уточненный расчет валов редуктора

Проверка вала цилиндрического колеса на прочность

Материал вала - сталь 45 ГОСТ 1050-88

Предел прочности _В = 570 МПа

7.1 Сечение А-А

электродвигатель редуктор шпонка кинематический

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

K = 1,6; К = 1,5; масштабные факторы: = 0,7; = 0,7;

коэффициент = 0,25…0,3; = 0,1; = 0.

Крутящий момент М= 210 10 Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

70*10Н•мм

Момент сопротивления кручению (d = 50 мм; b = 10 мм; t₁ = 5 мм)

24*10 мм³

Момент сопротивления изгибу нетто при b = 10 мм и t = 5 мм

[5, т. 8.5], (30)

11*10 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

 [5, c.166], (31)

9,5 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

[2,с.314], (32)

6,3 МПа

Среднее напряжение у=0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

[5, c.162], (33)

где -предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- амплитуда цикла нормальных напряжений;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений.

14

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

 [2,с.164], (34)

3,7

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А

3,5 > 2,5 -прочность в сечении обеспечена

7.2 Сечение Б - Б

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

= =2,2 [2, т.8.7]= =2,1 [2,т.8.5];

принимаем

= 0,3 ; = 0,3 [2,с.166]

Изгибающий момент

= 70*10

Осевой момент сопротивления

[2,с.314], (35)

8,9*10³ мм³

Амплитуда нормальных напряжений

[2,с.314], (36)

7,4 МПа

Полярный момент сопротивления

[2,с.314], (37)

17,8*10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

[2,с.314], (38)

5,9 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

[2,с.162]

15

=0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

[2,с.164]

 10

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

8,3 > 2,5 - прочность в сечении обеспечена

7.3 Сечение В - В

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок:

K = 1,6; К = 1,5; = 0,7; = 0,7

Изгибающий момент

М= 70*10 Нмм

Момент сопротивления сечения при b = 10 мм и t₁ = 5 мм

11,2*10 мм³

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

6,25 Мпа

Момент сопротивления кручения сечения

11,2 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

= 9,4 Мпа

Коэффициент запаса прочности

= 0

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

12

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения В-В

3,2 > 2,5 - прочность в сечении обеспечена

8. Посадки деталей редуктора

Посадки зубчатых колес и подшипников. [2,с.317]

Посадки с назначением в соответствии с указанными данными в таблице [2,с.263]

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347-82.

Посадка шкива ременной передачи на вал редуктора.

Шейки валов под подшипник выполняем с отклонениями вала К6,отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы.

9. Выбор сорта масла и смазка

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем V масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25 · 3,3 = 0,825 дм^3.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях у_Н = 515 МПа и средней скорости V = 3,38 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28·10^-6 м² /с. Принимаем масло индустриальное ИЗ0А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 и периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

10. Сборка редуктора

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

Сборку производят в соответствии с чертежом редуктора общего вида, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 °С;

- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем устанавливают компенсаторные кольца и подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки крышки на корпусе устанавливают два штифта, затем затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.

Для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых устройств, а также для защиты от попадания пыли, грязи, влаги в данном редукторе применяют жировые канавки.

Отсутствие заклинивания подшипников проверяют проворачиванием валов (валы должны проворачиваться от руки).

В редукторе применяют врезные крышки. При установке врезных крышек регулирование радиальных подшипников производят установкой компенсаторных колец между торцами наружных колец подшипников и крышек.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и круглый маслоуказатель с прокладкой.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона. Закрепляют крышку винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Литература

1 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, М.: AKADEMA, 2003

2 Чернавский С.А., Курсовое проектирование деталей машин, М.: Машиностроение, 1988

3 Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин, М.: В.ш., 1984

4 Шейнблит А.Е Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002

Размещено на Allbest.ru