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

70 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

66055. Антикризисная политика Франции 42.5 KB
  Налоговые льготы бизнесу и наиболее обеспеченным французам: налоговый щит максимальный уровень налога на доходы на уровне 50 от всех доходов физического лица вместо существовавших 60 и отмена налога на доходы на недвижимость постоянного проживания...
66056. Бюджетный дефицит 21.29 KB
  Бюджетный дефицит превышение расходов бюджета над его доходами Наиболее часто встречающаяся в экономической практике сложная ситуация это дефицит бюджета т. Дефицит рассматривается как временный если имеются перспективы его преодоления и он...
66057. Группа «большая семерка» - G-7 52 KB
  В G7 или большую семерку ведущих стран мира входят Канада Франция Германия Италия Япония Соединенное Королевство и США. На долю этих стран взятых вместе приходится две трети объема мирового производства. Первая встреча представителей этих стран состоялась в 1975 году в Рамбуйе Франция.
66061. Региональные финансы Омской области 2007-2011года 47 KB
  Расходы капитального характера в текущем году оцениваются в 207 от общих расходов областного бюджета. Минфин региона отчитался об исполнении областного бюджета за девять месяцев 2008 года На заседании регионального Правительства Министерство финансов региона представило отчет об исполнении областного бюджета за девять месяцев 2008 года.
66063. Всемирная торговая организация и РФ 32.5 KB
  Россия стала членом ВТО 22 августа 2012 года. Конкретными целями присоединения для России можно считать следующие: Получение лучших в сравнении с существующими и недискриминационных условий для доступа российской продукции на иностранные рынки; Доступ к международному механизму разрешения торговых споров...