5256

Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Техническое задание Определить исходные данные для проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами в быстроходной (б) и прямозубыми колесами в тихоходной (Т) ступени рис. 1. Подобрать двигатель, определить перед...

Русский

2012-12-05

179.34 KB

71 чел.

  1.  Техническое задание

Определить исходные данные для проектирования двухступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами в быстроходной (б) и прямозубыми колесами в тихоходной (Т) ступени рис. 1.

Подобрать двигатель, определить передаточные числа редуктора и его ступеней, моменты на валах и их скорости, выбрать материалы зубчатых колес; найти допускаемые контактные и изгибающие напряжения для обеих ступеней.

Вариант задания

  1.  Момент на выходном балу редуктора    Твых = 500 Нм
  2.  Угловая скорость Выходного бала     ωвых =10 С-1
  3.  Срок службы редуктора      Lh= 8000 час
  4.  Режим нагружения      средний

  

Рис. 1 Кинематическая схема 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора.

  1.  РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.
  2.  ВЫБОР ЗЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Определим требуемую мощность электродвигателя:

- мощность электродвигателя, кВт;

- общий КПД привода (включая редуктор и соединительные муфты на его внешних валах)

Выберем стандартный асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором, необходимой мощности. Двигатель 4А112М4У3 мощностью 5,5 кВт и номинальной частотой вращения 1455 об/мин.

Угловая скорость электродвигателя:

- номинальная частота вращения об./мин.

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА

Общее передаточное число редуктора:

Для разбивки по ступеням используем следующую таблицу

10

12,5

16

20

22,4

25

28

3,1

3,3

3,5

3,8

3,9

4,0

4,2

Передаточное число тихоходной ступени следовательно, передаточное число быстроходной ступени .

Вращающие моменты на тихоходном ТТ промежуточном ТПР и быстроходном ТБ валах редуктора определяют по формулам:

Угловые скорости валов редуктора:

  1.  ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 30ХГТ. Диаметр заготовки 100мм. Термохимическая обработка цементация. Физические параметры материала:

  1.  Твердость сердцевины 240…320 HB
  2.  Твердость поверхности 56…63 HRC
  3.  
  4.  
  5.  
  6.  
  7.  ;
  8.  ;
  9.  .

В качестве материала для колеса выбираем 40Х. Термохимическая обработка цементация. Физические параметры материала:

  1.  Твердость сердцевины и поверхности 230…280 HB;
  2.  ;
  3.  ;
  4.  ;
  5.   ;
  6.   ;
  7.  ;
  8.  .
  9.  УЧЕТ РЕЖИМА РАБОТЫ И ЧИСЛА ЦИКЛОВ

Для быстроходной ступени:

Для тихоходной ступени:

Коэффициенты долговечности для тихоходной ступени:

Принимаем ,

Принимаем .

Коэффициенты долговечности для быстроходной ступени:

Принимаем

Принимаем  .

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

При изготовлении шестерни из цементуемых сталей допускаемые напряжения находят по материалу колеса.

Для контактных напряжений быстроходной ступени (1 шестерня, 2 Зубчатое колесо)

В качестве  допускаемого напряжения при расчёте быстроходной ступени принимаем среднеквадратичное значение между  и :

- допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;

- допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям (принимают  при поверхностном упрочнении зубьев);

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев (принимают );

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

(принимают  при V <5 м/с ив проектировочных расчетах);

Для контактных напряжений тихоходной ступени:

- допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

- допускаемый коэффициент запаса по контактным напряжениям (принимают  при поверхностном упрочнении зубьев);

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев (принимают );

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (принимают  при V <5 м/с ив проектировочных расчетах).

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем  меньшее из  и  или .

Для напряжений изгиба для тихоходной передачи:

- допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2

- допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе (принимаем ).

В качестве допускаемого контактного напряжения   принимаем меньшее из  и  

Для напряжений изгиба для быстроходной передачи:

- допускаемое напряжение изгиба, Н/мм2

- допускаемый коэффициент запаса прочности при изгибе (принимаем ).

В качестве допускаемого контактного напряжения  принимаем меньшее из  и  

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ

Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени:

Ка = 430 (Н/мм2)1/3 - для косозубых колес β = 10.. .15°;

- передаточное число ступени;

- вращающий момент на валу шестерни, Нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем .

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

- коэффициент ширины колеса принимаем  

Определение межосевого расстояния для тихоходной  ступени:

Ка = 490 (Н/мм2)1/3  для прямозубых колёс;

- передаточное число ступени;

- вращающий момент на валу шестерни, Нм;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем :

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

- коэффициент ширины колеса принимаем  .

Полученные значения  и  округляем до ближайшего стандартного из следующего рада:

40

50

63

80

100

125

160

200

250

Принимаем:

  1.  РАСЧЁТ МОДУЛЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Для предварительных расчетов быстроходной ступени:

- удельная окружная нагрузка, Н/мм;

- крутящий момент на валу шестерни, Нм (для тихоходной ступени , для быстроходной ступени - );

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба:

- коэффициент формы зуба (принимаем  = 4,0);

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем  = 0,8);

Для предварительных расчетов тихоходной ступени:

- удельная окружная нагрузка, Н/мм;

- крутящий момент на валу шестерни, Нм (для тихоходной ступени , для быстроходной ступени - );

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент формы зуба (принимаем  = 4,0);

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем  = 1).

Полученное в результате расчета значение округляем до целого из следующего ряда:

1,0

-

1,5

2,0

2,5

3,0

4,0

Принимаем mБ = 1,5 мм и mT = 2,0 мм.

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ

Т.к.  целое число, следовательно, расчет ведётся без смещения исходного контура при нарезании.

- число зубьев шестерни (округляется до целого числа):

, - диаметры делительных и начальных окружностей шестерни и колеса;

, - диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса;

, - диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса;

- рабочая ширина венца колеса (округляется до стандартного линейного размера). Принимаем

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.

- Предварительное число зубьев. Полученное значение округляют до ближайшего целого

- нормальный модуль.

- точное значение угла наклона зубьев.

- число зубьев шестерни (округляется до целого числа). Выбираем .

- число зубьев зубчатого колеса.

, - диаметры делительной и начальной окружностей шестерни и зубчатого колеса:

, - диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса:

, - диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и зубчатого колеса:

- рабочая ширина венца колеса (округлится до стандартного линейного размера).

Принимаем

  1.  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ ТИХОХОДНОЙ И БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

Проверочный расчёт для тихоходной ступени:

  коэффициент материала, для стальных колес (принимаем );

  коэффициент геометрии, для прямозубых колес вычисляется по следующей формуле:

  коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес вычисляется по следующей формуле:

  коэффициент торцового перекрытия:

  угол профиля в вершине зубьев;

  угол зацепления в торцовом сечении, для прямозубых колес.

  удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;

  коэффициент распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (принимаем );

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

условие прочности соблюдено.

Проверочный расчёт для быстроходной ступени:

  коэффициент материала, для стальных колес (принимаем );

  коэффициент геометрии, для косозубых колес вычисляется по следующей формуле:

  коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых колёс вычисляется по следующей формуле:

  коэффициент торцового перекрытия вычисляется по следующей формуле:

  угол профиля в вершине зубьев;

  угол зацепления в торцовом сечении косозубых колес вычисляется по следующей формуле:

  удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;

  коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от скорости и степени точности:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (принимаем );

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, зависит от скорости и от степени точности.

условие прочности соблюдено.

  1.  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ БЫСТРОХОДНОЙ И ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНЕЙ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Проверочный расчёт для тихоходной ступени: 

  удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями (принимаем для прямозубых колес );

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (принимаем );

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

- коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев β:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (принимаем для прямозубых колес ).

условие прочности соблюдено.

Проверочный расчёт для быстроходной ступени:

  удельная расчетная окружная нагрузка, Н/мм;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями (принимаем для косозубых колес );

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (принимаем );

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении  (принимаем для косозубых колес );

- коэффициент формы зуба:

- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев β:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, вычисляется по следующей формуле:

условие прочности соблюдено.

  1.  РАСЧЁТ СОСТАВЛЯЮЩИХ УСИЛИЙ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Определение составляющих усилий в зацеплении требуется для дальнейших расчетов при проектировании корпуса, подшипников и валов редуктора.

Для тихоходной ступени (прямозубой):

  окружная сила, Н:

  радиальная сила, Н.

Для быстроходной ступени (косозубой):

  окружная сила, Н:

  радиальная сила, Н:

  осевая сила, Н.

  1.  КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА
  2.  РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора:  

Добавочная нагрузка на опору А в виде обусловлена необходимостью предусмотреть возможные нагрузки на выходные концы валов редуктора от компенсирующих муфт или внешних передач.

Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала:

Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора:

  1.  РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

- динамический коэффициент (принимаем );

  коэффициент эквивалентной нагрузки (принимаем ).

Ресурс подшипника (млн. оборотов.):

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника:

Расчёт диаметра выходного конца быстроходного вала:

.

Предварительно выбираем подшипник №304.

Параметры подшипника:

  1.  DБ =52 мм (наружный диаметр подшипника);
  2.  d=20 мм (диаметр вала под подшипник);
  3.  B=15 мм (ширина подшипника);
  4.  R=2 мм (скругление);
  5.  D2=45 мм;
  6.  d2=27 мм;
  7.  C=15500 H;
  8.  C0=7940 Н.

Принимаем e=0,28

Условие выполняется, расчёт закончен. Окончательно принимаем подшипник №304.

Расчёт диаметра выходного конца промежуточного вала:

Предварительно выбираем подшипник №305. 

Параметры подшипника:

  1.  DБ =62 мм (наружный диаметр подшипника);
  2.  d=25 мм (диаметр вала под подшипник);
  3.  B=17 мм (ширина подшипника);
  4.  R=2 мм (скругление);
  5.  D2=55 мм;
  6.  d2=32 мм;
  7.  C=22600 H;
  8.  C0=11600 Н.

Принимаем e=0,26

Условие выполняется, расчёт закончен. Окончательно принимаем подшипник №305.

Расчёт диаметра выходного конца тихоходного вала:

Выбираем подшипник №309.

Параметры подшипника:

  1.  Dп=100 мм (наружный диаметр подшипника);
  2.  d=45 мм (диаметр вала под подшипник);
  3.  B=25 мм (ширина подшипника);
  4.  R=2,5 мм (скругление);
  5.  D2=90 мм;
  6.  d2=54 мм;
  7.  C=52800 H;
  8.  C0=26700 Н.

  1.  КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА. 

Для литых корпусов используется чугун: СЧ15-32. Толщины стенок, рекомендуемые из технологических соображений, в зависимости от приведенного габарита N отливки:

L,B,H - соответственно длина, ширина и высота отливки.

=6,14

Т.к.  должно быть не менее 8мм, принимаем 8мм

Все приливы на стенках корпуса для размещения крепежа, подшипников и других деталей необходимо выполнить с линейными уклонами 1:5.

Толщина стенки под подшипник:

Принимаем

Толщина корпуса под фундаментными болтами и гайками шпилек:

Принимаем  

  1.  ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КРЕПЁЖНЫХ ДЕТАЛЕЙ И ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА ПОД НИХ

При соединении крышки корпуса с редуктором крепежные винты должны обеспечить равномерное распределение давления на поверхности стыка .

Требуемое усилие затяжки одного винта:

- толщина стенки в стыке;

- длина периметра стыка.

Диаметр резьбы винта определяют проектным расчетом винта на прочность по расчетной силе:

Внутренний диаметр резьбы d1 определить по формуле:

- допускаемое напряжение материала винта (шпильки) на растяжение.

Принимаем: . Параметры: К=10 мм (расстояние до центра отверстия), D=25 мм (диаметр утолщения).

Определим толщину основания редуктора под фундаментальные болты, рассчитав диаметр фундаментных болтов:

- усилие затяжки болта;

- коэффициент основной нагрузки;

FM - усилие, возникающее от опрокидывающего момента редуктора под действием вращающих моментов TБ на быстроходном и ТТ на тихоходном валах;

L - длина корпуса редуктора.

Принимаем d1=12мм.

  1.  РАССЧЁТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Шпонка для быстроходного конца вала:

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Значение

Допускаемое напряжение смятия

H/мм2

50

Расчётная высота шпонки

K

мм

2,5

Вращающий момент

T

Нм

35

Диаметр вала

D

мм

18

Расчётная длина шпонки

lp

мм

31,1

Полная длина шпонки

l

мм

37,1

Принимаем из указанных чисел ряда

Шпонка 6*6*32 СТ СЭВ 189-75.

Шпонка для тихоходного конца вала:

Наименование

Обозначение

Единица измерения

Значение

Допускаемое напряжение смятия

H/мм2

150

Расчётная высота шпонки

K

мм

3

Вращающий момент

T

Нм

500

Диаметр вала

D

мм

42

Расчётная длина шпонки

lp

мм

53

Полная длина шпонки

l

мм

65

Принимаем из указанных чисел ряда

Шпонка 12*8*70 СТ СЭВ 189-75.

  1.  РАССЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК С НАТЯГОМ

Посадка колеса для быстроходной передачи:

dB =27 мм диаметр вала;

l=bωБ=24 мм длина ступицы;

T=TП=154 Нм;

  расчетный диаметр колеса;

- при сборке без нагрева;

- коэффициент запаса сцепления;

P  необходимое удельное давления в стыке;

E=2*105- модуль упругости;

δ  расчётный натяг;

Ra1 =2,5 обработка вала;

Ra2 = 2,5 обработка отверстия;

δmin  требуемый минимальный натяг;

Посадка выполняется по следующему условию δminei-ES:

9мкм+41-(21)=20мкм

Принимаем: .

Посадка колеса для тихоходной передачи:

dB =54 мм диаметр вала;

l=bωБ=55мм длина ступицы;

  расчетный диаметр колеса;

T=TП=500 Нм;

- при сборке без нагрева;

- коэффициент запаса сцепления;

P  необходимое удельное давления в стыке;

E=2*105- модуль упругости;

δ  расчётный натяг;

Ra1 =2,5 обработка вала;

Ra2 = 2,5 обработка отверстия;

δmin  требуемый минимальный натяг;

Посадка выполняется по следующему условию δminei-ES:

7,97мкм+83-(+30)=53мкм

Принимаем: .

  диаметр бурта;

- ширина бурта;

Посадки муфт на валы редуктора .

Шейки вала под подшипник выполняются с отклонением к6.

Наружные кольца шарикоподшипников в корпусе Н7.

Стаканы под подшипник качения в корпусе, распорные втулки Н7/h6.

  1.  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ В ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЯХ.

Шпоночное соединение быстроходного вала:

d = 18 мм,

d  диаметр вала в рассчитываемом сечении;

M = 17,5 Нм,

М изгибающий момент;

T = 35 Нм,

Т крутящий момент;

  напряжение изгиба;

Материал вала : 40X

,

  предел прочности;

,

.

  напряжение кручения;

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (принимаем );

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

(принимаем );

  коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (принимаем );

  коэффициент дополнительного упрочнения поверхности;

  масштабный коэффициент (принимаем );

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

  коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали;

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого . Сечение удовлетворяет условию прочности.

Изменение диаметра быстроходного вала у шестерни:

d = 27 мм,

d  диаметр вала в рассчитываемом сечении;

  напряжение кручения;

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (принимаем );

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении

(принимаем );

  коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

(принимаем );

  коэффициент дополнительного упрочнения поверхности;

  масштабный коэффициент (принимаем );

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

  коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали;

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого . Сечение удовлетворяет условию прочности. 

Изменение диаметра промежуточного вала у шестерни:

d = 32 мм,

d  диаметр вала в рассчитываемом сечении;

M = 77 Нм,

М изгибающий момент;

T = 154 Нм,

Т крутящий момент;

  напряжение изгиба;

Материал вала 30ХГТ:

,

  предел прочности;

,

.

  напряжение кручения;

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (принимаем );

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (принимаем );

  коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (принимаем );

  коэффициент дополнительного упрочнения поверхности;

  масштабный коэффициент (принимаем );

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

  коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали;

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого . Сечение удовлетворяет условию прочности.

Изменение диаметра тихоходного вала у колеса:

d = 54мм,

d  Диаметр вала в рассчитываемом сечении;

M = 250 Нм,

М изгибающий момент;

T = 500 Нм,

Т крутящий момент;

  напряжение изгиба;

Материал вала 40х:

,

  предел прочности;

,

.

  напряжение кручения;

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (принимаем );

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (принимаем );

  коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (принимаем );

  коэффициент дополнительного упрочнения поверхности;

  масштабный коэффициент (принимаем );

  запас прочности по усталостному разрушению при изгибе;

  коэффициент влияния асимметрии цикла на прочность детали;

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого . Сечение удовлетворяет условию прочности.

  1.  РАСЧЁТ И ВЫБОР СОЕДИНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

Выбор муфты на входной быстроходный вал привода:

В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.

Диаметры соединяемых валов:

dэл.двиг. =       мм;

dбыстрох. вала =     мм;

Т = 35Нм

Т - передаваемый через муфту крутящий момент;

Тр - расчётный передаваемый крутящий момент через муфту;

кр - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (принимаем кр = 1,5);

n - 1455 об/мин

n - частота вращения муфты.

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую  ГОСТ 21624-93.

Выбор муфты на входной тихоходный вал привода:

dвыходн. вала =       мм;

dвала потребит. =     мм;

Т = 500 Нм

Т - передаваемый через муфту крутящий момент;

Тр - расчётный передаваемый крутящий момент через муфту;

кр - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (принимаем  кр = 1,5).

Выбираем зубчатую муфту  ГОСТ 50895-96.

  1.  РАСЧЁТ И ВЫБОР РАМЫ

Выбираем раму из листовой стали.

  1.  СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
  2.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т. М.: Машиностроение, 2001.
  3.  Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова. М: Машиностроение, 1979.
  4.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин М: «Академия», 2003.
  5.  Иванов М.Н. Детали машин М.: Высшая школа, 2006.
  6.  Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование М.: Высшая школа. 1975.
  7.  Решетов Д.Н. Детали машин М.: Машиностроение, 1989.
  8.  Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. В.Н. Кудрявцева Л.: Машиностроение, 1983.
  9.  Ачеркан Н.С. и др. Детали машин. Расчёт и конструирование: Справочник М.: Машиностроение, 1968.
  10.  Жуков К.П., Гуревич Ю.Е. Проектирование деталей и узлов машин. М.: «Станкин», 1999.
  11.  Оформление курсового проекта: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин. СПб: ПИМаш, 2001.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

45834. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ ДЛЯ ИНФОРМАЦИОННЫХ АГЕНТСТВ 17.47 KB
  Для примера возьмем одно из крупнейших мировых информационных агентств – ИТАРТАСС. Его почти вековая история позволила тассовцам накопить уникальный творческий и профессиональный опыт. Богатейшими возможностями обладает банк данных ИНФОТАСС уникальный фотоархив включает в себя около 1 млн. Приведенные данные говорят об исключительно напряженной и масштабной работе сотрудников ИТАРТАСС.
45841. Маркетинг: понятие, виды, функции и задачи маркетинга 14.55 KB
  Функции маркетинга: Аналитическая изучение и оценка внешней и внутренней среды фирмы; Продуктовопроизводственная – это создание новых товаров которые соответствуют требованиям потребителей. Функция управления и контроля – сосредоточение всего комплекса маркетинга в руках одного из высших должностных лиц. Виды маркетинга: внешний и внутренний м.