Содержание
Определяем допускаемые напряжения изгиба
где
– предел усталостной прочности при изгибе для стали 45 нормализованной при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба
= 1,8 · HВ = 1,8 · 210 = 378 МПа
[SF
]’ = 1,75 [2, с. 44] – коэффициент безопасности;
[SF
]” = 1 [2, с. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материала и зависящий от метода получения заготовки (для штампованных заготовок).
При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колес имеющих меньшее число зубьев, поэтому проверочный расчет на прочность при изгибе будем проводить для колеса z1
.
Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1
.
где KF
= 1,43 [2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба,
YF
= 4,09 [2, с. 42] – коэффициент формы зуба.
Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
sF
= 57 МПа < [sF
]= 216 МПа
Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.
4 Расчет валов
4.1 Предварительный расчет валов
Определяем ориентировочное значение диаметров валов I…IIIмежду опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]к
= 20 МПа [2, с. 161]
При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного ТI
= 46,5 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр dI
посадки подшипника на вал на 2…5 мм больше диаметра dВ
I
выходного конца. Кроме того, на валу I имеется червяк. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами dМ
I
= 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) dВ
I
= 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников dI
= 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).
При конструировании вала II учитываем, что этот вал II является промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, для вала IIполучим: диаметр между опорами dМ
II
= 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников dII
= 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).
Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) dМ
III
= 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников dIII
= 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) dВ
III
= 80 мм;.
На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора
Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).
4.2 Определение нагрузок, действующих на валы
привод конвейер редуктор вал передача
Вал
I
(рисунок 3)
Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке Ft
=1200 Н, Fr
=1452 Н, Fа
=3990 Н (раздел 2).
Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты
FM
= сΔ
r
· Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н
где сΔ
r
= 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):
Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.
Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом
Вал
II
(рисунок 4)
Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе Ft
1
=3990 Н, Fr
1
=1452 Н, Fа1
=1200 Н (раздел 2).
Окружное и радиальное усилия на шестерне Ft
2
= 9975 Н, Fr
2
=3631 Н (раздел 3).
Вал
III
(рисунок 5)
Окружное и радиальное усилия на зубчатом колесе Ft
= 9975 Н, Fr
= 3631 Н (раздел 3).
Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты
FM
= сΔ
r
· Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н
где сΔ
r
= 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость;
Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.
Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом
4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников
Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh
] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал
I
(рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
- суммарные радиальные реакции опор RА
= 926 Н, RБ
= 535 Н;
- частота вращения вала n = 1460 мин-1
(раздел 1).
- посадочный диаметр подшипников dI
= 35 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2
Таблица 2 – Характеристики подшипника
Обозначение |
Внутренний диаметр, d, мм |
Наружный диаметр, D, мм |
Динамическая грузоподъемность С, Н |
Статическая грузоподъемность С0
, Н |
46307 |
35 |
80 |
42600 |
24700 |
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников
SА
= e · RА
= 0,68 · 926 = 630 Н;
SБ
= e · RБ
= 0,68 · 535 = 364 Н;
SА
– SБ
= 630 – 364 = 266 Н
где е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В нашем случае
SБ
< SА
; Fa
= 3990 Н > SА
– SБ
= 266 Н
тогда
АБ
= SБ
= 364 Н ; АА
= SБ
+ Fa
= 364 + 3990 = 4354 Н
Рассмотрим подшипник «Б».
Отношение
= е – осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку
РВ
= V ×RБ
× Кб
× Кт
= 1 × 535 × 1 × 1 × 1= 535 Н
где V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);
Кб
= 1 [2, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент (спокойная нагрузка без толчков);
Кт
= 1 [2, с. 214, таблица 9.20] – коэффициент (температура не более 125°С).
Рассмотрим подшипник «А».
Отношение
> е = 0,68 – осевую нагрузку учитываем
При α = 26° коэффициенты нагружения X = 0,41, Y = 0,87 [2, с. 213, таблица 9.18].
Определяем эквивалентную нагрузку
РА
= (X × V ×RА
+ Y × АА
) × Кб
× Кт
= (0,41 × 1 × 926 + 0,87 × 4354) × 1 × 1= 4168 Н
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «А».
Определяем расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh
= 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh
] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал
II
(рисунок 4 )
Исходные данные для расчета:
- суммарные радиальные реакции опор RВ
= 3225 Н, RГ
= 6089 Н;
- частота вращения вала n = 73 мин-1
(раздел 1).
- посадочный диаметр вала dII
= 55 мм.
На вал действует осевая нагрузка на червячном колесе, поэтому предварительно намечаем конические однорядные роликоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 2007111А ГОСТ 27365-87 [4, с. 242, таблица 138]. Характеристики подшипника в таблице 3
Таблица 3 – Характеристики подшипника
Обозначение |
Внутренний диаметр, d, мм |
Наружный диаметр, D, мм |
Динамическая грузоподъемность С, Н |
Статическая грузоподъемность С0
, Н |
2007111А |
55 |
90 |
76500 |
64000 |
Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных роликоподшипников
SВ
= 0,83e · RВ
= 0,83 · 0,33 · 3225 = 883 Н;
SГ
= 0,83e · RГ
= 0,83 · 0,33 · 6089 = 1668 Н;
SГ
– SВ
= 1668 – 883 = 785 Н
где е = 0,33 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.
В нашем случае
SВ
< SГ
; Fa
= 1200 Н > SГ
– SВ
= 785 Н
тогда
АВ
= SВ
= 883 Н ; АГ
= SВ
+ Fa
= 883 + 1200 = 2083 Н
Рассмотрим подшипник «В».
Отношение
< е = 0,33 – осевую нагрузку не учитываем.
Определяем эквивалентную нагрузку
РВ
= V ×RВ
× Кб
× Кт
= 1 × 3225 × 1 × 1 × 1 = 3225 Н
Рассмотрим подшипник «Г».
Отношение
> е = 0,33 – осевую нагрузку учитываем
Определяем эквивалентную нагрузку
РГ
= (X × V ×RГ
+ Y × АГ
) × Кб
× Кт
= (0,4 × 1 × 6089 + 1,8 × 2083) × 1 × 1= 6185 Н
где X = 0,4 [2, с. 212, таблица 9.18] – коэффициент радиального нагружения;
Y= 1,8 [4, с. 242, таблица 138] – коэффициент осевого нагружения;
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Г».
Определяем расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh
= 990800 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh
] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
Вал
III
(рисунок 5)
Исходные данные для расчета:
- суммарные радиальные реакции опор RД
= 2658 Н, RЕ
= 6779 Н;
- частота вращения вала n = 24 мин-1
(раздел 1).
- посадочный диаметр вала dIII
= 85 мм.
Так как тихоходная ступень редуктора представляет собой прямозубую цилиндрическую передачу, то на вал не действуют осевые нагрузки, поэтому предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники. По посадочному диаметру подбираем подшипник 217 ГОСТ 8338-75 [3, с. 410, таблица К27]. Характеристики подшипника в таблице 4
Таблица 4 – Характеристики подшипника
Обозначение |
Внутренний диаметр, d, мм |
Наружный диаметр, D, мм |
Динамическая грузоподъемность С, Н |
Статическая грузоподъемность С0
, Н |
217 |
85 |
150 |
83200 |
53000 |
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику «Е».
Определяем эквивалентную нагрузку
РЕ
= V ×RЕ
× Кб
× Кт
= 1 × 6779 × 1 × 1 × 1= 6779 Н
Определяем расчетную долговечность, млн. об.
млн. об.
Определяем расчетную долговечность, ч.
ч.
Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh
= 1284722 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh
] = 6000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].
4.4 Проверка шпоночных соединений
Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала Iс полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [sСМ
] = 100 МПа [2, с. 170]
< [sСМ
] = 100 МПа
где d = 32 мм – диаметр вала в месте посадки полумуфты,
lP
= l – b = 56 – 10 = 46 мм – длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами,
l = 56 мм – общая длина шпонки,
h = 8 мм – высота шпонки,
t1
= 5 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 10 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность соединение вала II с шестерней и червячным колесом
< [sСМ
] = 100 МПа
где d = 60 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP
= l – b = 100 – 18 = 82 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 100 мм – общая длина шпонки,
h = 11 мм – высота шпонки,
t1
= 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпонки.
Проверяем на прочность соединение вала III с зубчатым колесом
< [sСМ
] = 100 МПа
где d = 90 мм – диаметр вала в месте посадки колеса,
lP
= l – b = 160 – 25 = 135 мм – длина рабочей грани шпонки,
l = 160 мм – общая длина шпонки,
h = 14 мм – высота шпонки,
t1
= 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпонки.
4.5 Расчет валов на усталостную прочность
Определим коэффициенты запаса прочности для предположительно опасных сечений валов, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).
Вал
I
– сечение под опорой «А» (рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент под опорой «А» М1
= 139826 Н·мм;
- диаметр вала под опорой «А» dI
= 35 мм;
Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная (за исключением резьбового участка – закаленного токами высокой частоты) [2, с. 34, таблица 3.3], имеющую механические свойства:
- временное сопротивление на разрыв sв
= 570 МПа
- предел выносливости по нормальным напряжениям
s-1
= 0,43 · sв
= 0,43 · 570 = 245 МПа
- предел выносливости по касательным напряжениям
t-1
= 0,58 · s-1
= 0,58 · 245 = 142 МПа
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «А» (концентратор напряжения – посадка с натягом)
где Ss
– коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
kσ
/ (εσ
∙β) = 2,83 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба, учитывающий тип концентратора (kσ
), диаметр вала (εσ
) и шероховатость поверхности вала (β);
sV
– амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала
ψσ
= 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm
– постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
где Fa
= 3990 Н – осевая сила на червяке (раздел 2)
St
– коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
kτ
/ (ετ
∙β) = 3,27 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV
– амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР
– момент сопротивления кручению сечения вала
WКР
= 2 ∙ W = 2 ∙ 4209 = 8418 мм3
ψτ
= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
τm
= tV
= 2,8 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал
I
– сечение, проходящее через полюс зацепления червяка и червячного колеса (рисунок 3)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент в середине червяка М2
= 389879 Н·мм;
- диаметр впадин червяка dМ
I
= 56 мм.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под шестерней (концентратор напряжения – резьба)
где Ss
– коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
kσ
/ (εσ
∙β) = 1,05 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
sV
– амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
ψσ
= 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm
– постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
St
– коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
kτ
/ (ετ
∙β) = 1,07 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV
– амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР
– момент сопротивления кручению сечения вала
WКР
= 2 ∙ W = 2 ∙ 172141 = 34482 мм3
ψτ
= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
τm
= tV
= 0,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 10 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал
II
– сечение под зубчатой шестерней (рисунок 4)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент под зубчатой шестерней М2
= 566297 Н·мм;
- диаметр вала под зубчатой шестерней dMII
= 60 мм;
Материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатой шестерней (концентратор напряжения – шпоночный паз)
где Ss
– коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
kσ
/ (εσ
∙β) = 2,19 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
sV
– амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
t = 7 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 18 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ
= 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm
– постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (напряжение от осевых сил)
где Fa
= 1200 Н – осевая сила на червячном колесе (раздел 2)
St
– коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
kτ
/ (ετ
∙β) = 2,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV
– амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР
– момент сопротивления кручению сечения вала
мм3
ψτ
= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
τm
= tV
= 10,1 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3 больше допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Проверять усталостную прочность в месте посадки червячного колеса без необходимости, так как изгибающий момент в этом сечении М1
= 267651 Н·мм < М2
=
= 566297 Н·мм, а концентратор напряжений (шпоночный паз) такой же, как и для сечения в месте посадки шестерни.
Вал
III
– сечение под зубчатым колесом (рисунок 5)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент под зубчатым колесом М2
= 1613317 Н·мм;
- диаметр вала под зубчатым колесом dМ
III
= 90 мм.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под зубчатым колесом (концентратор напряжения – шпоночный паз)
где Ss
– коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
kσ
/ (εσ
∙β) = 2,4 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
sV
– амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала, имеющего шпоночный паз
мм3
t = 9 мм – глубина шпоночного паза на валу;
b = 25 мм – ширина шпоночного паза;
ψσ
= 0,2 [2, с. 164] – коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm
= 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St
– коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
kτ
/ (ετ
∙β) = 2,68 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV
– амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР
– момент сопротивления кручению сечения вала
мм3
ψτ
= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
τm
= tV
= 8,6 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности S = 3,3 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Вал
III
– сечение под опорой «Д» (рисунок 5)
Исходные данные для расчета:
- изгибающий момент под опорой «Д» М1
= 1195001 Н·мм;
- диаметр вала под опорой «Д» dI
= 85 мм;
Назначаем материал вала – сталь 45 нормализованная [2, с. 34, таблица 3.3].
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сечении под опорой «Д» (концентратор напряжения – посадка с натягом)
где Ss
– коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе
kσ
/ (εσ
∙β) = 3,42 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений изгиба;
sV
– амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле
W – момент сопротивления изгибу сечения вала
ψσ
= 0,2 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей нормальных напряжений;
sm
= 0 МПа – постоянная составляющая цикла нормальных напряжений (при отсутствии осевых сил);
St
– коэффициент запаса усталостной прочности при кручении
kτ
/ (ετ
∙β) = 3,67 [2, с. 162 … 166] – коэффициент концентрации напряжений кручения;
tV
– амплитуда цикла напряжений при кручения
WКР
– момент сопротивления кручению сечения вала
WКР
= 2 ∙ W = 2 ∙ 50265 = 100530 мм3
ψτ
= 0,1 [2, с. 164] - коэффициент чувствительности вала к постоянной составляющей касательных напряжений;
τm
= tV
= 11,2 МПа – постоянная составляющая цикла касательных напряжений (при отнулевом цикле изменения напряжений кручения);
Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 2,5 равен допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5 [2, с. 162], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.
Заключение
При выполнении проекта производился расчет привода подвесного цепного конвейера, включающий в себя червячно-цилиндрический редуктор и электродвигатель, соединенные втулочно-пальцевой муфтой.
Спроектированный в результате проекта редуктор имеет кинематические и силовые характеристики, обеспечивающие требуемое тяговое усилие и производительность конвейера.
Список использованных источников
1 Гузенков, П. Г. и др. Курсовое проектирование по деталям машин и подъемно-транспортным машинам. М.: Высш. шк., 1990. – 111 с.
2 Чернавский, С. А. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988 – 416 с.
3 Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.
содержание ..
429
430
431 ..
|