Эскизный проект.

2.1. Подбор электродвигателя. Кинематический расчет привода.

Определяем КПД двигателя по формуле:

(1)

где - КПД открытой передачи.

- КПД закрытой конической зубчатой передачи.

- КПД муфты.

- КПД 1-й пары подшипников качения [2, стр. 43, табл. 2.2].

Следовательно,

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

(2)

Условие пригодности электродвигателя:

Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К9, [2, стр. 406]

Р_НОМ = 4 кВт.

Частота вращения приводного вала конвейера, об/мин:

(3)

Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням.

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р_НОМ приводится в таблице 1.

Таблица 1. Диапазон мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии А [2, стр. 406]

Тип Двигателя	Номинальная мощность, кВт	Номинальная частота вращения, об/мин	Частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин	Передаточное число привода
A4100S293			105,1	27,2
4A100L493			105,1	13,6
4A112MB6УЗ	4	950	105,1	9,03
4А132S8Y3			105,1	6,7

Наиболее предпочтительным является двигатель 4A112MB6УЗ c параметрами: номинальная мощность Р_НОМ = 4 кВт, номинальная частота вращения n_НОМ = 105,1 об/мин. [2. стр. 407, табл.К9, К10].

Передаточные числа конической и цилиндрической зубчатых передач выбираем в соответствие с ГОСТ 2185-66:

– передаточное число быстроходной ступени редуктора

– передаточное число открытой передачи.

Определение кинематических и силовых параметров привода.

Мощность электродвигателя, кВт:

Мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

(4)

Мощность на тихоходном валу редуктора, кВт:

(5)

Мощность на приводном валу барабана, кВт:

(6)

Частота вращения выходного вала электродвигателя:

Частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин:

Частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин:

(7)

Угловая скорость выходного вала электродвигателя, с^-1:

(8)

Угловая скорость быстроходного вала редуктора, с^-1:

Угловая скорость тихоходного вала редуктора, с^-1:

(9)

Крутящий момент на выходном валу электродвигателя, Н*м:

(11)

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н*м:

(12)

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м:

(13)

2.2 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.

Материал шестерни

Сталь 45 термообработка у. 269-302 нВ

δв 890 н/мм2 δт 650 н/мм2 δ380 - н/мм2

Средняя твёрдость шестерни

НВ1=

Допустимые конические напряжения зубьев шестерни

[δ]н1=1.8НВ1 +67=1.8*285.5+67=580.9Мпа

Допустимые напряжения изгиба

[δ]f1=1.03НВ1=1.03*285.5=294Мпа

Выбор материала для колеса

Сталь 45 термообработка у, 235-262 δв=780н/мм δт=540Мпа

δ-1=335Мпа

Нв2=

Допустимые конические напряжения зубьев колеса

[δ]н2=1,8*Нв2+67=514,3Мпа

Допустимые напряжения изгиба

[δ]f2=1,03*Нв2=1,03*248,5=255,9Мпа

2.3 Расчёт закрытой передачи.

Рисунок 2 – Геометрические параметры конической зубчатой передачи.

Определить внешний делительный диаметр колеса, мм:

(24)

где Т₂ = 331,7Н*м (п.2.3)

[s]_H2 = 414,4 Н/мм² (п.3.1)

i_КП = 4,0 (п.2.2)

К_Hb=1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца колеса [2, стр. 61]

q_Н =1,85– коэффициент вида конических колес [2, стр. 68]

Следовательно,

Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до большего числа по числовому ряду Ra40, (ГОСТ 2185-66): [2, стр. 326].

Определить углы делительных конусов шестерни и колеса, град.:

для колеса: d₂=arctg i_ред (25)

где i _ред =4 (п.2.2)

d₂=arctg 4=75,963⁰

для шестерни: d₁= 90^о - d₂ (26)

d₁= 90^о - d₂=90⁰-75,963⁰=14,037⁰

Определить внешнее конусное расстояние, мм:

(27)

Определить ширину зубчатого венца колеса, мм:

b=yR_e = 0,285*144,3=42мм (28)

где y - коэффициент ширины венца колеса,

y = 0,285[2, стр. 69]

Полученное значение ширины венца колеса округляем до целого по ряду нормальных линейных размеров Ra20 (ГОСТ 6636-69): b =42мм.

Определить внешний окружной модуль, мм:

(29)

где Т₂ = 331,7 Н*м (п.2.3)

[s]_F2 =280 Н/мм² (п.3.1)

q_F - коэффициент вида конических колес; для колес с круговыми зубьями q_F =1[2, стр. 69]

К_Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца колеса;

Для колес с круговыми зубьями К_Fb=1,08 [2, стр. 69].

Следовательно,

Определить число зубьев колеса и шестерни:

для колеса: (30)

для шестерни: (31)

где i =4 (п.2.2)

Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

(32)

(33)

Определить действительные углы делительных конусов шестерни и колеса, град:

(34)

(35)

Коэффициент смещения инструмента для прямозубых шестерни и колеса:

х_n1 = 0,26; х_n2 = -0,26

Фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

внешний делительный диаметр:

(36)

диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

(37)

диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

(38)

Определить средние делительные диаметры для шестерни и колеса, мм:

для шестерни (39)

для колеса

Определение окружных сил в зацеплении

Определение окружной скорости колеса

δ =

Проверочный расчет конической зубчатой передачи.

Проверить контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм²:

(40)

где, K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hα = 1,15 [2, стр. 66].

K_Hβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки;

K_Hυ = 1,05 [2, стр. 69].

K_fυ =1.14

Условие прочности выполняется

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

Проверка изгиба зубьев шестерни

2.4 Расчет открытой передачи.

Плоскоременная передача

Определение диаметра ведущего шкива

Определение диаметра ведомого шкива

Определение фактического передаточного числа и его отклонение от заданного.

Определение ориентировочное межосевое расстояние

мм

Определение расчётную длину ремня

Уточнить значение межосевого расстояния

Определить угол обхвата ведущего шкива ремнём

Определение скорости ремня

Определить частоту пробегов ремня

Определение окружную силу ремня

Определить допускаемую удельную окружную силу

Определить ширину ремня

Определение площади поперечного сечения ремня

Определить силу предварительного натяжения ремня

Определить силу давления ремня на вал

Проектный расчет валов.

Коническая прямозубая

Расчет быстроходного вала.

Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала.

1-я ступень под полумуфту.

Диаметр, мм:

(73)

где Т₁ = 86.4 Н*м (п. 2.3)

Следовательно,

Принимаем d₁ = 31мм в соответствие с посадочным диаметром муфты (по ряду нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69)

Длина l₁ = 1,5*d₁ = 1,5*31=43,4 мм

Длина l₁ может быть конструктивно изменена с учетом длины посадочной поверхности муфты

2- я ступень под уплотнение крышки с отверстием.

Диаметр, мм:

(74)

где t = 3 мм [2, стр. 113, табл. 7.1]

Следовательно, d₂ =31+2*3= 37=40мм.

Длина l₂ = 1,5*d₂=1,5*40=60мм (75)

3 – я ступень под резьбу:

Диаметр, мм:

мм (76)

Длина ступени, мм:

(77)

4 – я ступень под подшипник:

Диаметр, мм:

(78)

Длина ступени, мм:

l d (79)

5-я ступень под шестерню

Диаметр, мм:

(80)

,где t=2…4

Длина L₅ определяется графически.

Предварительный выбор подшипников для быстроходного вала.

В качестве опор для быстроходного вала редуктора выбираем Подшипники роликовые конические однорядные средней серии № 7209 ГОСТ 27365-87 [2, стр. 435, табл. К28] с параметрами:

d = 45 мм; D =85 мм; T = 21 мм; C_r = 42.7 кН, С_0r = 33.4 кН, е = 0,41, Y=1,45

Расчет тихоходного вала.

Рисунок 5 – Конструкция тихоходного вала.

1-я ступень под полумуфту

диаметр, мм:

(81)

где Т₃ =331,7 Н*м

Длина, мм:

l₁ = 1,5*d₁ = 1,5*48=57,6мм (82)

2- я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

диаметр, мм: d₂ =48+2*3=55мм. (83)

Длина l₂ = 1*d₂=1*55=55 мм (84)

3 – я ступень под колесо.

Диаметр, мм:

(85)

Длина третьей ступени опр еделяется графически по эскизной компоновке.

4-я ступень под подшипник.

Диаметр, мм:

Длина четвертой ступени определяется в зависимости от ширины подшипника.

Предварительный выбор подшипников для тихоходного вала.

В качестве опор для тихоходного вала редуктора выбираем Подшипники роликовые конические однорядные средней серии № 7211 ГОСТ 27365-87 [2, стр. 435, табл. К28]

d = 55 мм; D =100 мм; T = 23 мм; C_r = 57.9 кН, С_0r = 46,1 кН, е = 0,41, Y=1,46.

2.6 Конструирование конического зубчатого колеса.

Рисунок 7 – Конструкция конического зубчатого колеса.

Геометрические параметры обода конического зубчатого колеса.

Диаметр обода, мм: d_{об =}d_ае2 = 281,4 мм (п. 3.2)

Толщина обода, мм: (86)

Ширина обода, мм: b₀ =0,5*b=0,5*42=21 мм (87)

Геометрические параметры ступицы конического зубчатого колеса.

Внутренний диаметр ступицы, мм: d = d₃ = 64мм (п. 6.3)

Наружный диаметр ступицы, мм: (88) Длина ступицы, мм: (89)

Геометрические параметры диска конического зубчатого колеса.

Толщина диска, мм: (90)

Отверстия , n₀ = 4…6

Радиусы закруглений , уклон

2.8 Выполнение эскизной компоновки (приложение А).

2.9 Подбор призматических шпонок. Проверка пригодности шпоночных соединений.

Быстроходный вал:

1-я ступень: Выбираем шпонку Шпонка 10*8*43 t₁=3,3 ГОСТ 23360-78

Проверяем выбранную шпонку на смятие:

(91)

Тихоходный вал:

1-я ступень: Выбираем шпонку Шпонка 14*9*58 t₁=5,5 ГОСТ 23360-78

Проверяем выбранную шпонку на смятие:

3-я ступень: Выбираем шпонку Шпонка 18*11*77 t₁=7 ГОСТ 23360-78

Проверяем выбранную шпонку на смятие:

2.10 Определение реакций в подшипниках и моментов в опасных сечениях валов.

Быстроходный вал:

F_t1 = 2757,2 H; F_r1 = 195,9 H; F_a1 = 873,4 H; F_М1 = 250 Н;

L_М = 159 мм; L₁=45мм, L2= 113мм; d₁ = 60 мм (п. 3.2).

Рисунок 8 – Расчетная схема быстроходного вала.

Вертикальная плоскость.

Определение опорных реакций, Н:

;

Проверка: -195,9-334,6+1303,5-773,2=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси ОХ, Н*м

Горизонтальная плоскость.

Определение реакций опор, Н:

Проверка:

-2757,2+3855,2-1098=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси OY, Н*м.

Строим эпюру крутящего момента M_Z, Н*м:

(92)

Суммарные реакции опор, Н:

(93)

Суммарные моменты в опасных сечениях, Н*м:

(94)

Рисунок 9. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала.

Тихоходный вал:

Рисунок 12. Расчетная схема тихоходного вала.

F_r3 = 39,163 H; F_r2=661,6 Н; F_а2=48Н; F_t3=1076,36H; F_t2=801,95H;

L₁ = 79мм; L₂ = 62мм; L_оп = 59мм.

Вертикальная плоскость.

Определение опорных реакций, Н:

Проверка: -F_r3+R_cy-F_r2+R_dy=0 -39,163+410,18-661,6+290,6=0

Строим эпюры изгибающих моментов, Н*м:

Горизонтальная плоскость.

Определение реакций опор, Н:

Проверка: -F_t3+R_cx+F_t2+R_DX = 0 -1076,36+1077,43+801,95-803,02=0

Строим эпюры изгибающих моментов относительно оси OY, Н*м:

Суммарные реакции опор, Н:

Суммарные моменты в опасных сечениях, Н*м:

Рисунок 13. Эпюры изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала.

2.11Проверочный расчет подшипников.

Проверочный расчет подшипников быстроходного вала.

Эквивалентная нагрузка R_e учитывает характер и направление нагрузок, действующих на подшипники, условия работы и зависит от типа подшипника.

Эквивалентную динамическую нагрузку определяют по одной из формул, Н:

при › е (95) или

при (96) где R_r – суммарная реакция подшипника, Н

R_a – осевая нагрузка подшипника, Н

Х=0,41 - коэффициент радиальной нагрузки

Y = 1,88 - коэффициент осевой нагрузки

е = 0,32 - коэффициент влияния осевого нагружения[2, стр. 141]

V=1 - коэффициент вращения

К_б = 1,2 коэффициент безопасности при ресурсе 36000 часов

[2, стр.145, табл. 9.4]

Для роликовых конических однорядных подшипников эквивалентная нагрузка R_e рассчитывается для каждого подшипника на валу с целью определения наиболее нагруженной опоры.

Рисунок 14. – Схема нагружения подшипников на быстроходном валу редуктора (врастяжку).

R_r1 = R_В = 1705 Н; R_r2 = R_А = 1161,19 Н;

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

(96)

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 =452,8 H

R_a2 = R_a1+F_a =452,6+661=1113,6 Н (97) где F_a = F_a1 = 661 H (п. 5.1)

Определить отношения:

(98)

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для подшипника с большей эквивалентной динамической нагрузкой.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

(99)

где R_e = R_e2 = 2387 H

ω = ω₁ = 148,1c^-1 (п. 2.3)

Ресурс работы L_h = 20000 часов. (п.1)

Подшипник №7307 годен по грузоподъемности.

Определяем базовую долговечность подшипника №46209.

(100)

Подшипник № 7307 пригоден по долговечности.

Проверочный расчет подшипников для тихоходного вала.

Подшипники на промежуточном валу редуктора установлены враспор.

Расчет ведется по формулам (п. 11.1)

R_r1 = R_с = 1152,86 Н R_r2 = R_D= 853.98 Н

Осевая составляющая радиальной нагрузки подшипников, Н:

Осевая нагрузка, Н:

R_a1 = R_s1 =306,2 H

R_a2 = R_a1 + F_a = 306,2+661=967,2Н

где F_a1 = 661 H (п. 5.1)

Определить отношения:

По результатам сопоставлений и выбираем формулы для определения динамической эквивалентной нагрузки каждого подшипника.

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для подшипника с большей эквивалентной динамической нагрузкой.

Ресурс работы L_h = 20000 часов. ω = ω₂ =74,05с^-1 (п. 2.3)

Следовательно,

Подшипник № 7307 пригоден по грузоподъёмности.

Определяем базовую долговечность подшипника №7307.

Подшипник №7307 пригоден по долговечности.

Таблица 8 Основные размеры и эксплуатационные характеристики окончательно выбранных подшипников.

2.12 Проверочный расчет тихоходного вала.

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала изменяются по симметричному циклу и определяются, Н/мм²:

(101)

где М – момент изгиба в опасном сечении вала, Нм.

W_НЕТТО – осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

На быстроходном валу максимальные суммарные моменты изгиба испытывают сечения 2 и 3: М₂ = 63,55 Н*м; М₃ = 52,64 Н*м

Для сечений 2 и 3: (102)

(103)

где d = d₄ = 30 мм (п. 6.2)

Для сечения 2:

Для сечения 3:

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу и определяются:

(104)

W_rНЕТТО – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 2-гои 3-го сечений (105)

Касательные напряжения для 2-го и 3-го сечений, Н/мм²:

мм³

Во 2-м сечении нормальные и касательные напряжения имеют наибольшее значение по сравнению с другими сечениями вала. Дальнейший расчет ведется только для 2-го сечения вала, которое называется расчетным.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(106)

где К_σ – коэффициент концентрации нормальных напряжений.

К_σ = 2,45 [2, стр. 271, табл.11.2]

К_d = 0,85 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [2, стр. 272, табл.11.3]

К_F = 1,1 коэффициент влияния шероховатости. [2, стр. 272, табл.11.4]

К_У = 1,4 коэффициент влияния поверхностного упрочнения. [2, стр. 272, табл.11.5]

Следовательно,

Коэффициент концентрации касательных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

(107)

где К_τ = 2,25 – коэффициент концентрации касательных напряжений [2, стр. 271, табл.11.2]

Пределы выносливости по нормальным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

где - предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Пределы выносливости по касательным напряжениям в расчетном сечении определяются, Н/мм²:

(108)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется:

(109)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется:

(110)

Следовательно,

Общий коэффициент запаса прочности в расчетном сечении определяется:

(111)

Условие прочности выполняется.

Дальнейшее снижение коэффициента запаса прочности вала в опасном сечении считаю нецелесообразным, т.к. это повлечет за собой уменьшение диаметра цапфы вала. Это, в свою очередь, отрицательно повлияет на грузоподъемность подшипников быстроходного вала.

3. Технический проект

3.1Конструирование корпуса редуктора.

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей зубчатых передач, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а так же восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторно й пары, подшипниках, открытых передачах и муфтах. Материал корпуса серый чугун СЧ-15, способ изготовления – литье.

Толщина стенки корпуса, мм:

(112) где Т₂=331,7 Н*м (п. 2.3)

Следовательно,

Фланцевые соединения предназначены для соединений корпусных деталей редуктора.

Проектируются фундаментные, фланцы подшипниковых бобышек с креплением, фланец для крышки подшипникового узла быстроходного вала и штифтовые фланцы.

Конструирование фундаментного фланца.

Крепится к раме болтами М16-8g*43.66.029 ГОСТ 7798-70. d₁=16 мм.

Высота платика h₁ = 1,5d₁= 1,5*16=24 мм. (113)

Ширина платика b₁ = 2,4d₁+δ = 2,4*16+8=46,4 мм (114)

Высота ниши h₀₁ = 2,5*(d₁+ δ)=2,5*(16+8)=60 мм (115)

Параметры элементов фланца [2, стр. 233, табл. 10.18]

К₁=43 мм; С₁=19 мм; D₀₁= 30 мм; b₀₁=1,0 мм; d₀₁ = 18 мм.

Конструирование стяжного фланца.

Стяжной фланец предназначен для соединения верхней и нижней частей корпуса по линии разъёма. Фланец расположен в месте установки подшипниковых болтов или винтов. Стяжные болты ставят ближе к подшипниковому гнезд, на расстоянии от него не менее 5…10 мм.

Стяжной фланец

Крепёжные детали – винты М10.

Высота фланца: h₂=2,3*d₂=2,3*10=23мм.

Параметры элементов фланца:

К₂=26 мм; С₂=13 мм; D₀₂= 20 мм; b₀₂=16 мм; d₀₂ = 14 мм.

Фланец для крышки подшипникового узла.

Отверстия подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов закрываются торцевой крышкой на винтах М8...М6. Если через подшипниковое гнездо проходит плоскость разъёма, то рекомендуется применять врезную крышку.

Крышки подшипникового узла выбирают в зависимости от наружного диаметра подшипника D по таблицам.

Высота фланца h=3…5 мм.

Диаметр фланца равен диаметру торцевой крышки.

Конструирование фланца для крышки смотрового люка.

Размеры сторон фланца, количество винтов и расстояние между ними устанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна.

Высота фланца h₅= 3…5 мм.

Винты d₅= М6.

Подшипниковые бобышки.

Предназначены для соединения размещения деталей подшипникового узла.

Подшипниковые бобышки расположены внутри корпуса.

Внутренний диаметр подшипниковой бобышки равен наружному диаметру D.

Диаметр подшипниковых бобышек определяется, мм:

(116)

Для подшипниковых бобышек быстроходного вала, мм:

Для подшипниковых бобышек тихоходного вала, мм:

Конструирование штифтового фланца:

Штифты устанавливают на диагонально противоположных рёбрах корпуса редуктора. Штифты необходимы для фиксации верхней и нижней частей корпуса редуктора и центровки отверстий в стяжных фланцах.

Рекомендуется применять штифты конические с внутренней резьбой ГОСТ 9464 – 79.

Фланец под штифт

3.2 Смазывание редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных передач и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижение коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и абразивов от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Т.к. s_Н2 = 600 Н/мм² (п. 3.1), u = 1,3 м/с (п.3.3), то для смазывания зубчатой передачи выбираем масло И-Г-С-68[2, стр. 10.29, стр.255] ГОСТ 17479.4-87

Уровень масла должен быть таким, чтобы венец конического зубчатого колеса погружался в масло. Уровень масла в масляной ванне контролируется с помощью круглого маслоуказателя.

Слив масла.

Для замены масла в нижней части корпуса предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

Отдушины.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса редуктора. 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 (потолочной) грани или в смотровом люке.

Для смазывания подшипников применяем пластичную смазку солидол жировой ГОСТ 1033-79. [2, стр. 254]

Заключение.

В результате работы определены основные технические характеристики конического редуктора:

Вращающий момент на быстроходном валу: 86,4Н*м

Вращающий момент на тихоходном валу: 331,7 Н*м

Передаточное число редуктора: 4

Частота вращения быстроходного вала 422,2 об/мин

Частота вращения тихоходного вала 105,5 об/мин

В качестве смазки выбрано масло индустриальное И-Г-С-68 ГОСТ 17479.4-87.

Выбраны следующие стандартные изделия:

Электродвигатель 4A112MB6УЗ, номинальная мощность 4,0 кВт, номинальная частота вращения 950 об/мин.

Подшипники роликовые конические однорядные средней серии № 7211 ГОСТ 27365-87.

Литература.

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М: «Высшая школа» 1975.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие. Калининград: Янтарный сказ, 1999, 454 с.

3. Чекмарев А.А., Осипов В.К. Справочник по машиностроительному черчению. М: Высшая школа, 2001.

4. Курмаз Л.В., Скобейда А.Т. Детали машин. Проектирование. Справочное учебно-методическое пособие. Высшая школа, 2004.

Дата добавления: 2015-09-02