Энергетический и кинематический расчеты привода. Проектировочный расчет зубчатых передач. Конструктивные элементы редуктора. Расчет цепной передачи и подбор муфты. Эскизный проект: смазка зацеплений и подшипников, конструктивные элементы редуктора.
, где ?Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; ?Н = 0,006 [3, таблица П2.11]; g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса; g0 = 56 [, таблица П2.10]; Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие [5, формула 9.22] где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [5, с. По ГОСТ 21354-87 [2]: КН = KAKHVKHBKHA, где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки (КА = 1); KHV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении; KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций: для клиноременной передачи [2] Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации проектируемой передачи: [8, формула 7.29] где Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р0 = 2,765 КВТ; [8, таблица 7.
Введение
Ленточный конвейер [1, c. 3] предназначен для перемещения массовых (насыпных) или штучных грузов непрерывным потоком. Он состоит из тяговых звездочек, охватывающей их цепи, привода, муфты и рамы.
Рабочая ветвь ленты нижняя, по техническому заданию (ТЗ) в соответствии с рисунком 1 лента конвейера должна иметь правое вращение. Груз транспортируется на высоте H = 630 мм (толщиной ленты пренебрегаем). Конвейер установлен в помещении цеха, условия работы нормальные (t0 = 20 0С)
Рисунок 1.1 - Привод ленточного конвейера
1 - приводной барабан;
2 - натяжной барабан;
3 - лента;
4 - поддерживающие ролики;
5 - отклоняющий барабан
(0,0 - отметка уровня пола)
Масштаб выпуска - массовый; основной способ получения заготовок корпусных деталей - сварка; зубчатых колес - прокат или поковка.
1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
КПД привода
Общий КПД привода [1, c. 7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ): h0 = h1h2h3h4, где согласно [1, c. 7] hi (i = 1…5) представлены в таблице 1.1.
Частота вращения i - го (i = 1,2…5) вала [1, c. 14]: ni = n1 / u1-i, (1.5) где u1-i - передаточное число между валом двигателя (i = 1) и i- м валом привода.
Вращающий момент на j - м валу (j = 4, 3…1): Tj = T4 / u5-j h4-j, (1.6) привод редуктор подшипник зацепление где u5-j,h4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом звездочки (j = 4) и j - м валом привода.
Результаты расчета по формулам (1.5) и (1.6) для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.2.
Таблица 1.2 - Частоты вращения и моменты на валах
Вал и1-i ni, мин-1 h4-j Tj_, Н?м
I 1 1423,5 0,85 11,61
II 1 560,212 0,86 27,445
III 4,5 140,053 0,89 104,328
IV 15,93 140,053 0,92 102,214
1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач
Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния AW из условия сопротивления контактной усталости.
Материал и термообработка зубчатых колес
В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
Быстроходная ступень (Б. ст.) редуктора - цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т. ст.) - цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям [2], чтобы получить H1m - H2m > 100НВ, назначаем термообработку зубьев: - шестерен z1 - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ 1);
- колес z2 - лучшение (У2).
Механические свойства стали 40Х после термообработки с предположением, что D ? 125 мм и S ? 80 мм, даны в таблице 1.3.
Таблица 1.3 - Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х
Наименование параметра Зубчатое колесо шестерня z1 колесо z2
2. Твердость поверхности (45…50) НRCЭ (269…302) НВ средняя по Роквеллу 47,5 НRCЭ - по Бринелю 460 НВ 285 НВ по Виккерсу 500 HV 290 HV
3. Предел прочности SB, МПА 900 900
4. Предел текучести ST, МПА 750 750
Примечание - H1m - H2m = 460 - 285 = 175 > 100НВ.
Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
Коэффициенты приведения заданного переменного режима к эквивалентному постоянному [2, c. 8]: m = S(Ti / Tmax)m (Lhi / Lh), (1.7)
где m - показатель степени отношения моментов: MH = QH /2; MF = QF, q - показатель степени кривой усталости: QH = 8, QF = 9 и тогда MH =4, MF = 9.
При расчете по контактным напряжениям SH: MH1=MH2 =MH =14?0,43 0,54?0,2 0,54?0,3 0,34?0,3 0,14?0,1 =0,494;
при расчете по напряжениям изгиба SF: MF1=MF2 =MF =19?0,43 0,59?0,2 0,59?0,3 0,39?0,3 0,19?0,1=0,383.
Судя по величинам МН и MF заданный режим работы наиболее приближается [2, c. 8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.
Требуемая долговечность передачи в часах [2, c. 8]: Lh = 365?24 KГKCH = 365?24?0,7?0,66?5 = 10407 ч, где КГ = 0,7 - коэффициент годового использования;
КС = 0,66 - коэффициент суточного использования;
h = 5 лет - срок службы передачи в годах.
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2, c. 8]: NS = 60NCLH, где n - частота вращения червячного колеса, мин -1;
с - число зацеплений зуба за один оборот червячного колеса: [2, c. 9] c = 1.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c. 8]:
NE = m NS (NHE = MH NS; NFE = MF NS).
Базовое число циклов перемены напряжений [2, c. 9]: - по контактным напряжениям NHLIM = 107, где Hm - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;
- по изгибным напряжениям: NFLIM = 106.
Результаты расчета NS, NHE, NFE, NHLIM, представлены в таблице 1.4.
Таблица 1.4 - Число циклов перемены напряжений в зубьях
Ступень и зубчатое колесо n, мин -1 Число циклов N в миллионах
NS NHE NHLIM Сравнение NHE с NH lim NFE Сравнение NFE с NFLIM
, где ?Н - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев; ?Н = 0,006 [3, таблица П2.11];
g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса; g0 = 56 [, таблица П2.10];
.
Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
, (26) где KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для прямозубых передач KH? = 1,135;
KH? = 1,175;
.
Определяем удельную расчетную окружную силу, Н/мм [5, формула 9.8]
;
.
Определяем коэффициент торцевого перекрытия
;
.
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие [5, формула 9.22]
где ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [5, с. 190]; для косозубых передач ;
ZM - коэффициент, учитывающий механические характеристики материалов сопряженных зубчатых колес; ZM = 275 МПА1/2;
Z? - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач [5, формула 9.23];
, ;
Для стальных зубчатых колес недогрузка составит
,
Условие прочности (29) выполняется.
Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
По ГОСТ 21354-87 [2]: КН = KAKHVKHBKHA, где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки (КА = 1); KHV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении; KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций: для клиноременной передачи [2]
KHB = 1 (KHB0 - 1) KHW, где KHB0 - начальное (до приработки) значение коэффициента KHB [2];
KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2];
В таблице приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов yba, ybd по рекомендациям [2].
Концы валов выполняем коническими. По согласованию с ГОСТ 12081-72 (с. 10, табл. 3.3) принимаем DБ = d = 20 мм; DT = d = 35 мм.
1.5 Конструктивные элементы редуктора
Выпуск привода массовый, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора - сварка. Материал - сталь Ст3ГОСТ 380-94.
В таблице 1.6 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7].
Таблица 1.6 - Размеры элементов редуктора
Наименование размера Обозначение Рекомендации источников Величина, мм Примечание
Толщина стенки
- литого корпуса d 1,2 (TT)0,25 ? 6 9 [7, c. 257]
- литой крышки d1 0,9d ? 6 9
- сварного корпуса DC 0,8d 7,2
- сварной крышки DC1 0,8d1 7,2
2 Толщины: - фланца корпуса S 1,5DC 11
- фланца крышки S1 1,5DC1 11
- опорных лап S3 2,35DC 17
- ребер жесткости S4 (0,9…1)DC1 7
3 Зазоры: между колесами и стенкой
- по диаметрам D1 L1/3 3 11 [7, c. 45]
- по торцам D2 D2 = D1 11 [7, c. 46]
- между z2T и дном D3 ? 4D1 44 [7, c. 45]
4 Выступы валов за пределы корпуса D4 (0,6…0,8) D1 7…9 [7, c. 50]
5 Диаметры винтов крепления: - крышки редуктора к корпусу d1 1,25 TT1/3 ? 10 18 с. 27
- лапы к раме d2 1,25 d1 22 [7, c. 267]
- число винтов d2 z при AWT ? 315 мм 4 AWT = 190
- крышки и стакана к корпусу d3 DП = 72 мм* 8 [7, c. 147]
- крышки смотрового люка d4 0,5…0,6) d1 ? 6 9
6 Диаметр штифтов DШ (0,7…0,8) d1 14 [7, c. 266]
7 Ширина: - фланца корпуса и бобышек подшипников К1 ? 2,1 d1** 38 [7, c. 264]
- опрной лапы К2 (2,3…2,5) d0 55 d0 =22
8 Расстояние от края до оси винтов: - d1 - d2 - d3 C1 C2 C3 1,05 d1 (1,1.. 1,2) d0 (1,0…1,2) d3 19 25 9 [7, c. 264] [7, c. 268] [7, c. 148]
9 Диаметр фланца стакана и крышки DФ Dп (6…6,4) d3 122 [7. c. 148]
10 Высота центров h 0,5da2 D3 DC S3 249 h ? AW
1.6 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные
Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются: Число оборотов ведущего шкива, n1 = nэд = 1423,5 об/мин;
Передаваемая мощность, Р = Рэд = 1,707 КВТ;
Передаточное отношение, uоп = 2,541
Крутящий момент на ведущей звездочке, Т = Тэд = 27,445 Н•м.
Компоновка передачи
По номограмме [8, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение ремня Б. и выписываем его параметры: [8, таблица 7.7] ширина ремня расчетная bp = 14 мм;
наибольшая ширина ремня b = 17 мм;
высота сечения ремня h = 10,5 мм;
площадь сечения ремня А = 138 мм2;
Определяем диаметр меньшего шкива: [8, формула 7.25]
,
По ГОСТ 17383 - 73 принимаем D = 125 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива:
По ГОСТ 17383 - 73 принимаем мм.
Уточняем значение передаточного отношения с учетом относительного скольжения ремня ?. Для передач с регулируемым натяжением ремня коэффициент относительного скольжения ? = 0,02; [8, с. 120]
Определяем значение межосевого расстояния: [8, формула 7.26]
Определяем расчетную длину ремня: [8, формула 7.7]
Принимаем L = 1400 мм.
Уточняем межосевое расстояние: [8, формула 7.27]
Определяем угол обхвата малого шкива: [8, формула 7.28]
Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации проектируемой передачи: [8, формула 7.29]
где Р0 - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р0 = 2,765 КВТ; [8, таблица 7.8]
CL - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, CL = 0,625;
Cz - коэффициент, учитывающий число ремней, Cz = 0,9; [8, с. 135]
Определяем необходимое число ремней: [8, формула 7.29]
где СР - коэффициент режима работы, СР = 0,9 [8, таблица 7.10] принимаем z = 2.
Определяем скорость ремня
Определяем силу предварительного натяжения ремня: [8, формула 7.30]
Определяем силу, действующую на вал: [8, формула 7.31]
Проверочный расчет ременной передачи
Определяем окружную силу в ременной передаче: [8, формула 7.9]
Определяем натяжения ведущей ветви ремня: [8, формула 7.10]
Определяем напряжение от рабочего натяжения ремня
Определяем напряжение от изгиба ремня: [6, с. 81]
где Еи - модуль продольной упругости при изгибе, Еи = 90 МПА;
Определяем напряжение от центробежных сил: [6, с. 81]
где ? - плотность материала ремня, ? = 1300 кг/м3;
Определяем максимальные напряжения в ремне: [6, с. 81]
Для клиновых ремней допускаемые напряжения [?] = 10 МПА.
Т.к. ?max < [?], то условие прочности (67) выполнено.
Определяем число пробегов ремня: [6, с. 85]
Допускаемое число пробегов ремня [i] = 30 с-1.
Т.к. i < [i], то условие долговечности ремня (68) выполнено.
Параметры клиноременной передачи представлены в таблице 1.7
Таблица 1.7 - Параметры клиноременной передачи
Наименование параметра Обозн. Единица измерения Значения
Сечение ремня - - Б
Количество ремней z - 2
Длина ремня L мм 1400
Число пробегов ремня i с-1 0,134
Межосевое расстояние a мм 282,75
Угол обхвата малого шкива ? град 136,6
Диаметр ведущего шкива D1 мм 140
Диаметр ведомого шкива D2 мм 355
Сила, передающаяся на вал Fp Н 204,565
1.7 Подбор муфты
Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с валом барабана принимаем зубчатую муфту по ГОСТ Р 50895-96.
Определяем расчетный вращающий момент муфты [7, с. 299]
, где Т1 - крутящий момент на тихоходном валу, Т1 = 104,328 Н•м;
К - коэффициент режима работы; при спокойной работе и небольших разгоняемых при пуске массах К = 1,1…1,4; принимаем К = 1,1;
.
По величине Тм и с учетом посадочного диаметра полумуфты на вал электродвигателя (d = 35 мм) принимаем муфту 125-2-35-2-35-2 ГОСТ 20884-82 с посадочным диаметром на вал электродвигателя dэд = 35 мм, вал редуктора d1 = 35 мм [8, с. 241]
2. Эскизный проект
2.1 Смазка зацеплений и подшипников
Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых колес в масляную ванну, причем во избежание значительных потерь на размешивание масла при больших окружных скоростях зубчатые колеса погружаются не более чем на высоту зуба.
Этот вид смазки обычно применяется для зубчатых передач при окружных скоростях в зацеплении до 12 м/с.
При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора устанавливается из расчета 0,5-1,0 литра масла на 1 КВТ передаваемой мощности. Для смазки подшипниковых узлов используют масло от общей масляной ванны. При этом масло проникает в подшипники в виде брызг или масляного тумана.
Объем масла равен 3-6 литра. Сорт масла выбираем по таблице 10.29 /2/ с255. При контактном напряжении SH < 600 Н/мм2 и окружных скоростях зубьев v=до 2 м/с выбираем масло И-Г-А-68.
Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемом в подшипниковые камеры при сборке
2.2 Конструктивные элементы редуктора
Уплотнение подшипниковых узлов
Уплотнения подшипниковых узлов предупреждают утечку масла и защищают подшипник от проникновения в него пыли, грязи, паров кислот и других вредных веществ, вызывающих быстрый износ и коррозию подшипников.
В манжетных уплотнениях в качестве уплотняющего элемента используется маслостойкая резина, прижимаемая пружиной к валу. Уплотнения этого типа обладают малым коэффициентом трения, создают хорошую герметичность и обладают способностью компенсировать износ.
Определяем диаметр ступицы принимаем: Определяем ширину S
Диаметр вала
Длину ступицы определяем: принимаем:
Диаметр центровой окружности:
Диаметр отверстия:
Таблица 6 - Размеры основных конструктивных элементов крышек колесо Параметр, мм dв dct lct B m с S Dотв dотв n
1 42 70 60 35 3.5 14 12 153 41 2
Конструирование корпуса и крышки
Корпусные конструкции с целью снижения массы, как правило, выполняются тонкостенными. Увеличения их прочности и жесткости целесообразней добиваться не утолщением составляющих элементов, а рациональным расположением материала и применением усиливающих ребер, перегородок (диафрагм), приливов (бобышек) и т.п.
Корпуса и крышки редукторов имеют довольно сложную форму и обычно отливаются из чугуна СЧ 12-28 или СЧ 15-32.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд под подшипники; основание и крышку корпуса соединяют болтами. Прокладки в месте разъема не ставят, так как при этом может нарушиться посадка подшипника в корпусе. Для предупреждения вытекания масла место разъема герметизируют. В верхней части редуктора делают смотровое окно, закрываемое крышкой, для осмотра зацепления и заливки масла. В том случае, если в редукторе выделяется большое количество тепла, для предотвращения повышения давления внутри корпуса и просачивания воздуха вместе с маслом наружу через уплотнения в крышке смотрового люка устанавливают отдушину.
В нижней части корпуса делается отверстие с резьбой для спуска отработанного масла и промывки редуктора. Отверстие закрывается пробкой с прокладкой из маслостойкой резины или кожи.
На фланце крышки устанавливают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке редуктора.
Определение основных конструктивных элементов корпуса и крышки редуктора производим на основании рекомендаций [7, с. 238-247], [9, с. 154-165]
Определяем диаметры болтов, соединяющих: редуктор с плитой d1 = 2,0•? = 2,0•10 = 20 мм, принимаем болты М18.
Толщина нижнего пояса корпус: без бобышки p= 2,35•? = 2,35•9 = 21,35 мм, принимаем p=22 мм с бобышкой p1 = 1,5•? = 1,5•10 = 13,5 принимаем p1= 14
Толщина ребер основания корпуса m=(0,85…1) ? 1= (0,85…1) 9=9 мм m1=(0,85…1) ? 1= (0,85…1) 9=9 мм
Определяем диаметр фундаментальных болтов: d1 = (0,03…0,036)• AT = (0,03•0,036) 171,311= 17,13…18,16 мм, принимаем болты М18.
Диаметр болтов: у подшипников d2 = (0,7…0,75)• d1= (0,7…0,75) 18=12,6…13,5 мм, принимаем болты М14.
Соединяющих основание корпуса с крышкой d3 = (0,5…0,6)• d1=9…10,8 мм, ПРИНИМАЕМБОЛТЫМ10. Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 6h7х32 по ГОСТ 9464-79.
2.3 Расчет валов
Построение эпюр внутренних силовых факторов
Исходными данными являются схема нагружения тихоходного вала и значения реакций опор.
Рисунок 2.2 - Эпюры внутренних силовых факторов
Построение эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости «Мх»
Построение эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости «My»
Определяем эквивалентные моменты в опасных сечениях
;
Построение эпюры крутящих моментов «T»
Расчет вала на усталостную прочность
Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности n для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [n]. Прочность обеспечена при n > [n] = 2,5.
Материал вала сталь 3 улучшенная
Выписываем механические характеристики материала [10, таблица 1] предел прочности ?в = 160 МПА;
предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба ?-1 = 68,8 МПА;
предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения ?-1 = 39,9 МПА;
коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ?? = 0; ?? = 0;
Расчет ведем для сечение вала А (рисунок 11). Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 42 мм.
Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба где k? - коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
?? - масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов;
Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка;
Mx, My, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости.
Наиболее нагруженный болт №2.
Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c. 113]: FTZ = 103Tz / (zr), где r = (x12 y12)1/2 = (502 1702)1/2 = 177 мм - расстояние от центра масс стыка О до оси болта №2;
ST" = [SP]"?[s], где [12, c. 16] [s] = 2200k / [900 - (70000 - FБ)2?10-7] = 2200?1/ [900 - (70000 - 24956)2?10-7] = 3,62 - коэффициент безопасности при неконтролируемой затяжке.
Тогда ST" = 100?3,62 = 362 МПА.
Исходя из ST ? ST", принимаем класс прочности болтов 6.8, для которого ST = 362 МПА (DST = 3,5% < [DST] = ±5%, что допустимо).
Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключем:
Fраб?= Fзат / 70 = 18831 / 70 = 269H, что в пределах допустимого [Fраб] = 200…300 H.
Таким образом, назначаем [7, c. 437] БОЛТ М20-6g ? 55.68.016 ГОСТ 7796-70, где длина (l = 55 мм) определена по чертежу общего вида привода.
Список литературы
1 Энергетический и кинематический расчеты приводов: Метод. указания по дисциплине «Детали машин «для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов. - Н. Новгород, 2000. - 27 c.
2 Зубчатые и червячные передачи. Ч.I: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. - Н. Новгород, 2000. - 31c.
3 Зубчатые и червячные передачи. Ч.II: Проверочный расчет. Силы в зацеплениях: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. - Н. Новгород, 2001. - 24 с.
4 Зубчатые и червячные передачи. Ч.III: Примеры расчетов: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков, М.Н. Лукъянов. - Н. Новгород, 2001. - 31 с.
5 Ременные передачи. Ч.I: Методика расчета: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов, Ю.П. Кисляков. Н. Новгород, 1999. - 31 с.
6 Ременные передачи. Ч.II: Примеры расчета: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов, Ю.П. Кисляков. - Н. Новгород, 1999. - 16 с.
7 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 2001. - 447 с.
8 Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.
9 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с.
10 Подбор подшипников качения: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов. - Н. Новгород, 1993. - 33 с.
11 Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высш. шк., 1998. - 383 с.
12 Соединения: Метод. указания к домашней работе по дисциплине «Детали машин» для студентов машиностроительных спец. / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Н.В. Дворянинов, Ю.П. Кисляков. - Н. Новгород, 1998. - 23 с.
13 Правила оформления пояснительных записок и чертежей: Метод. указания по дисциплине «Детали машин» для студентов всех спец. и форм обучения / НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов и др. - Н. Новгород, 2000. - 35 с.
Размещено на
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
