Реферат: Детали конвейерных машин
Название: Детали конвейерных машин Раздел: Промышленность, производство Тип: реферат | ||||||||||||||||||
СОДЕРЖАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ…………………………………………………….…….3 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 5 1.1. Выбор электродвигателя. 5 1.2. Ресурс работы передачи. 5 1.3. Определение передаточного отношения привода и его ступеней. 5 1.3.1. Частота вращения выходного вала привода. 5 1.3.2. Общее передаточное отношение привода. 6 1.3.3. Передаточные отношения ступеней привода. 6 1.4. Определение вращающих моментов и частот вращения валов. 6 1.4.1. Определений частот вращения валов. 6 1.4.2. Определение вращающих моментов валов. 7 1.4.3. Кинематические и силовые параметры привода. 7 2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 8 2.1. Выбор материалов зубчатых колес. 8 2.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость. 8 2.3. Допускаемые предельные контактные напряжения. 10 2.4. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость по изгибу. 10 2.5. Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки. 12 3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 13 3.1. Проектный расчет зубчатой передаче на контактную выносливость. 13 3.2. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев. 15 3.3. Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу. 16 3.4. Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. 18 3.5. Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. 18 3.6. Силы в зацеплении зубчатой передачи. 18 4. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 19 4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса. 19 4.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость. 19 4.3. Допускаемые напряжения при расчете червячного колеса на выносливость по изгибу. 19 5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 19 5.1. Проектный расчет червячной передачи. 19 5.2. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость. 22 5.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу. 23 5.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок. 23 5.5. Силы в зацеплении червячной передачи. 24 5.6. Расчет червяка на жесткость. 24 6.1. Проектировочный расчет валов. 25 6.2. Проверочный расчет валов. 26 7.1. Проверочный расчет подшипников. 32 8. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.. 35 9. РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО УСТРОЙСТВА.. 36 12. ОПИСАНИЕ ВЫБРАННОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ.. 39
Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д. В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающих как по принципу действия, так и по конструкции. Тяговым органом цепного конвейера служит цепь. Положительные стороны конструкции: компактный привод с большим передаточным отношением, бесшумность, плавность хода. Недостатки: низкий К.П.Д., возможны трудности со смазыванием вертикальных валов. 1.
Найдем номинальный вращающий момент Найдем среднеквадратичный момент Найдем среднеквадратичную мощность на ведомом звене Определим общий КПД привода η1 = 0.98 – КПД муфты η2 = 0.99 – КПД пары подшипников η3 = 0.97 – КПД цилиндрической передачи передачи η4 = 0.8 – КПД червячной передачи Требуемая мощность двигателя По ГОСТ выбираем двигатель АИР80В6У3 Номинальная мощность двигателя Pном = 1250 Вт Номинальная частота вращения двигателя nном = 893 об/мин
L - срок службы привода, лет;
1.3. Определение передаточного отношения привода и его ступене й 1.3.1. Частота вращения выходного вала привод а 1.3.2. Общее передаточное отношение привод а 1.3.3. Передаточные отношения ступеней привод а Передаточное отношение редуктора Передаточное отношение быстроходной ступени Принимаем передаточное отношение быстроходной ступени
Принимаем передаточное отношение тихоходной ступени Действительное передаточное отношение редуктора Отклонение передаточного отношения 1.4. Определение вращающих моментов и частот вращения вало в 1.4.1. Определений частот вращения вало в Быстроходная ступень Вал шестерни Вал колеса Тихоходная ступень Вал червяка Вал червячного колеса 1.4.2. Определение вращающих моментов вало в Быстроходная ступень Вал шестерни Вал колеса Тихоходная ступень Вал червяка Вал червячного колеса 1.4.3.
Таблица 1
2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ 2.1. Выбор материалов зубчатых колес Материал шестерни – Сталь 40Х ГОСТ4543-71, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ. Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа. Твердость: поверхности HPCэ = 50, сердцевины НВ = 270. Материал колеса – Сталь 45 ГОСТ 1050-88, улучшение с поверхностной закалкой ТВЧ. Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 550 МПа. Твердость: поверхности HPCэ = 45, сердцевины НВ = 220. 2.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев
шестерни (колеса), соответствующей базовому числу циклов напряжений Для шестерни: Для колеса: Определение коэффициента долговечности Zн
(колеса)
шестерни (колеса)
Для шестерни: Для колеса: (значения Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях колеса , где с = 1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса n – частота вращения вала, на котором установлено рассматриваемое зубчатое колесо, t – время работы (ресурс) передачи за весь срок службы привода, ч коэффициенты тогда Для шестерни: Для колеса: 2.3. Допускаемые предельные контактные напряжения Для шестерни: Для колеса: Расчетным допускаемым предельным контактным напряжением является min{ 2.4. Д
опускаемые напряжения при расчете на выносливость по изгиб ,где шестерни
, где Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни: Эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях колеса: Коэффициент долговечности Коэффициент долговечности должен находиться в пределах
Принимаем Колесо Принимаем
Шестерня Колесо
Шестерня Колесо Шестерня Колесо 2.5.
, где для колеса для шестерни
, где
Шестерня Колесо 3.
3.1. Проектный расчет зубчатой передаче на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
Предварительное определение межосевого расстояния передачи ,где уточнение межосевого расстояния – по ГОСТ2185-66 – ширина венца колеса по ГОСТ6636-69 – ширина венца шестерни по ГОСТ6636-69 – модуль зацепления
по ГОСТ9563-80 – Число зубьев , где
Число зубьев шестерни: Число зубьев колеса: Уточнение передаточного отношения Разница между фактическим и номинальным значением передаточного отношения 1,25%, число зубьев остается прежним. Геометрические размеры зубчатых колес Шестерня: делительный (начальный) диаметр диаметр вершин зубьев диаметр впадин зубьев Колесо: делительный (начальный) диаметр
диаметр вершин зубьев
диаметр впадин зубьев
Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние 3.2.
Уточнение коэффициента
Уточнение коэффициента Окружная скорость в зацеплении, м/с ,где n – частота вращения вала шестерни, Выбор степени точности передачи ([13] см. табл. 2.4) Степень точности – 8 Коэффициент перекрытия Коэффициент торцового перекрытия: Коэффициент осевого перекрытия: Суммарный коэффициент перекрытия: Коэффициент
возникающую в зацеплении ,где ,где
Удельная расчетная окружная сила, Н/мм Коэффициент Расчетное контактное напряжение, МПа ,где поверхностей зубьев в полосе зацепления ([13], см. рис.8), материалов сопряженных зубчатых колес, 3.3. Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на
коэффициент коэффициент коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ,где удельная расчетная окружная сила
Шестерня: Колесо:
,где коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
коэффициент, учитывающий наклон зуба
Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба Для шестерни: Для колеса: - условие прочности выполняется. 3.4. Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки ,где 667,74< 1980 МПа - условие прочности выполняется. 3.5. Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой Расчет проведем для шестерни: ,где
133,54 < 1344,86 МПа - условие прочности выполняется 3.6. Силы в зацеплении зубчатой передач и окружная сила: ,где радиальная сила: ,где осевая сила: 4. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ 4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса Материал червяка - Сталь 40Х, с поверхностной закалкой ТВЧ. Механические характеристики материала: sв = 800 МПа, sт = 650 МПа. Материал червячного колеса - серый чугун СЧ18 литье в песчаную форму. Механические характеристики материала: sв = 355 МПа, s0 FP =48МПа. Скорость скольжения в первом приближении 4.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев. ,где
4.3. Допускаемые напряжения при расчете червячного колеса на выносливость по изгибу
5.1. Проектный расчет червячной передачи Предварительное межосевое расстояние Число заходов червяка z1 =1 Число зубьев червячного колеса z2 =40 Коэффициент нагрузки K=1.2 Коэффициент диаметра червяка q=10 Модуль червяка
Коэффициент диаметра червяка Принимаем q = 14 Уточненное межосевое расстояние Фактическое межосевое расстояние Коэффициент смещения инструмента Фактическое передаточное число Параметры червяка Делительный диаметр Начальный диаметр Диаметр вершин Диаметр впадин Делительный угол подъема линии витка Начальный угол подъема линии витка в передаче со смещением Длина нарезанной части червяка
Увеличиваем длину нарезанной части червяка на 25 мм По ГОСТ 6636-69 принимаем Параметры червячного колеса Делительный диаметр Начальный диаметр Диаметр вершин Диаметр впадин Наибольший диаметр Ширина венца Принимаем b2 = 95 мм Скорость скольжения в зацеплении
Уточнение нагрузки на валу червяка Мощность Выбор степени точности передачи Окружная скорость червячного колеса Принимаем 8 степень точности червячной передачи 5.2. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев Уточнение допускаемых напряжений Уточнение коэффициента нагрузки Коэффициент концентрации нагрузки Действительные контактные напряжения 5.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу Действительные напряжения изгиба червячного колеса Эквивалентное число зубьев колеса Коэффициент формы зуба червячного колеса Действительные напряжения изгиба червячного колеса 5.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок Проверка контактной прочности при действии кратковременной перегрузки Расчетное напряжение – условие прочности выполняется Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки Расчетное напряжение числа подводимых к передаче – условие прочности выполняется 5.5. Силы в зацеплении червячной передачи Окружная сила на червяке Осевая сила на червяке Окружная сила на червячном колесе Осевая сила на червячном колесе Радиальная сила 5.6. Расчет червяка на жесткость Приведенный момент инерции червяка
– червяк удовлетворяет условиям жесткости 6.1. Проектировочный расчет валов Входной вал Назначаем материал вала – Сталь 40Х. Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа, σ-1 = 360 МПа, t-1 = 210 МПа, Ψσ = 0.1, Ψt = 0.05, [tк ] = 20 МПа. Принимаем диаметр вала d1 = 25 мм Промежуточный вал Назначаем материал вала – Сталь 40Х. Механические характеристики материала: σв = 800 МПа, σт = 650 МПа, σ-1 = 360 МПа, t-1 = 210 МПа, Ψσ = 0.1, Ψt = 0.05, [tк ] = 20 МПа. Принимаем диаметр вала d2 = 25 мм Выходной вал Назначаем материал вала – Сталь 45 Механические характеристики материала: σв = 560 МПа, σт = 280 МПа, σ-1 = 250 МПа, t-1 = 150 МПа, Ψσ = 0, Ψt = 0, [tк ] = 30 МПа. Принимаем диаметр вала d3 = 63 мм Входной вал Определение расчетных нагрузок
Fr1 =340 H, Реакции: Плоскость Х Rbx = 170 H Rax = 170 H Плоскость Y Rby = 751 H Ray = 373 H
Суммарные реакции в опорах Проверка вала на статическую прочность Осевой момент сопротивления сечения вала Полярный момент сопротивления сечения вала Наибольшее напряжение от изгиба Наибольшее напряжение от кручения Эквивалентное напряжение Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется (коэффициент запаса прочности имеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности шестерни) Расчет вала на выносливость Kσ = 1,6 Kt = 1,5 Kσ d = 0,8 Kt d = 0,8 Kv = 1,2 Kf = 1,1 Амплитуды нормальных и касательных напряжений σa = σt = 28 МПа σm = 0 МПа Средние напряжения цикла ta = tm = 0.5·tk = 0.5·6,48 = 3,24 Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов усталости Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется
Определение расчетных нагрузок Ft2 =918,8 H, Fr2 =334,4 H, Ft3 =1021 H, Fr3 =3929 H, Реакции: Плоскость Х Rbx = 3998 H Rax = 403 H Плоскость Y Rby = 747 H Ray = 1193 H
Проверка вала на статическую прочность Осевой момент сопротивления сечения вала Полярный момент сопротивления сечения вала Наибольшее напряжение от изгиба Наибольшее напряжение от кручения Эквивалентное напряжение Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется (коэффициент запаса прочности имеет большую величину, т.к. материал был выбран из условия прочности червяка) Расчет вала на выносливость Kσ = 2,3 Kt = 1,7 Kσ d = 0,6 Kt d = 0,6 Kv = 1,2 Kf = 1,1 Амплитуды нормальных и касательных напряжений σa = σt = 70 МПа σm = 0 МПа Средние напряжения цикла ta = tm = 0.5·tk = 0.5·3 = 1,5 Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов усталости Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется Выходной вал Определение расчетных нагрузок
Ft4 =10795 H, Fr4 =3929 H, Fm=3000 H, Fa=1021 H, Реакции: Плоскость Х Rbx = 2634 H Rax = 1294 H Плоскость Y Rby = 1290 H Ray = 6504 H
Проверка вала на статическую прочность Осевой момент сопротивления сечения вала Полярный момент сопротивления сечения вала Наибольшее напряжение от изгиба Наибольшее напряжение от кручения Эквивалентное напряжение Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется Расчет вала на выносливость Kσ = 1,75 Kt = 1,4 Kσ d = 0,7 Kt d = 0,59 Kv = 1,2 Kf = 1,1 Амплитуды нормальных и касательных напряжений σa = σt = 98 МПа σm = 0 МПа Средние напряжения цикла ta = tm = 0.5·tk = 0.5·93 = 46,5 Суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов усталости Коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям Коэффициент запаса прочности Условие прочности выполняется Предварительный выбор подшипников Входной вал Предварительно назначаем – Подшипник 206 ГОСТ 8338-75. d = 30 в = 62 B = 16 C = 19500 H C0 = 10000 H Промежуточный вал Предварительно назначаем - Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75. d = 30 в = 62 B = 20,5 T = 21,5 C = 36000 H C0 = 27000 H Выходной вал Предварительно назначаем - Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87. d = 75 в = 130 B = 26 T = 27,5 C = 97600 H C0 = 84500 H 7.1. Проверочный расчет подшипников Входной вал Подшипник 206 ГОСТ 8338-75. d = 30 в = 62 B = 16 C = 19500 H C0 = 10000 H Kб = 1.3 Kт = 1 KE = 0.56 V = 1 a1 = 0,21 a23 = 0.7 Эквивалентная статическая нагрузка Rb =770 Н P0 =0,6· Rb =462 H Расчет на статическую грузоподъемность P0 =462 H < 10000 H Эквивалентная динамическая нагрузка Вычисляем эквивалентные нагрузки Rа =410 Н Rb =770 Н Fr1 = Ke · Rb =0,56·770=431,2 H Fr2 = Ke · Ra =0,56·410=229,6 H Fa = 0 P = (X·V·Fr1 + Y·Fa )· Kб ·Kт = (1·1·431+0·0)·1,3·1=600 H Расчет ресурса подшипников k=3 n=893 а1 =1 a23 =0,7 C=13300 a23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации
29793 ч> 22776 ч – подшипник подходит Промежуточный вал Предварительно назначаем – Подшипник 7506 ГОСТ 27365-75. d = 30 в = 62 B = 20,5 T = 21,5 C = 36000 H C0 = 27000 H Kб
= 1,3 Kт
= 1 V = 1 a1
= 1 a23
= 0,65 Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок: Осевые нагрузки: Проверяем величину отношения: В этом случае: Эквивалентная нагрузка: Проверяем величину отношения: В этом случае: Эквивалентная нагрузка: Расчет ресурса подшипников: 23212 ч> 22776 ч – подшипник подходит Выходной вал Предварительно назначаем - Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87. d = 75 в = 130 B = 26 T = 27,5 C = 97600 H C0 = 84500 H Определяем «е» и осевые составляющие от радиальных нагрузок: Осевые нагрузки: Проверяем величину отношения: В этом случае: Эквивалентная нагрузка: Проверяем величину отношения: В этом случае: Эквивалентная нагрузка: Расчет ресурса подшипников: 282065 ч> 22776 ч – подшипник подходит 8. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Диаметр в = 30 мм Принимаем шпонку 6 х 6 х 35 ГОСТ 23360-78 Определим напряжение смятия Прочность шпонки обеспечена Диаметр в = 30 мм Принимаем шпонку 12 х 12 х 34 ГОСТ 23360-78 Определим напряжение смятия Прочность шпонки обеспечена. Диаметр в = 100 мм Принимаем шпонку 28 х 16 х 75 ГОСТ 23360-78 Определим напряжение смятия
Прочность шпонки обеспечена. Диаметр в = 63 мм Принимаем шпонку 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78 Определим напряжение смятия Прочность шпонки обеспечена. 9. РАСЧЕТ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНОГО УСТРОЙСТВА Принимаем материал штифта - Сталь 40Х. Механические характеристики материала: σв = 1000 МПа, σт = 800МПа. Коэффициент пропорциональности k = 0,7 Предел прочности штифта на срез tср = k· σв = 0,7 · 1000 = 700 МПа Крутящий момент при котором сработает устройство Номинальный передаваемый момент Mk ном = k0 ·T4 = 1,3 · 1727= 2210 Н·м Mпр = 1.2·Mk ном = 1.2·2210 = 2652 Н·м Принимаем стандартный штифт 8 х 45 ГОСТ 3128 – 70. Расчет болтов для крепления рамы к фундаменту
Расчет по условию нераскрытия стыка
Расчет по условию отсутствия сдвига деталей в стыке
, где K’ – коэффициент запаса f – коэффициент трения в стыке Z – число болтов Ft – сила, вызывающая сдвиг
Расчет проводим для случая с наибольшей силой затяжки Болт М16 из Ст5 удовлетворяет условию прочности Расчет болтов для крепления стакана к раме и редуктора к раме проводим подобным образом. Для крепления стакана Для крепления редуктора Температура масла P1 – мощность, подводимая к быстроходному валу редуктора, кВт KT – коэффициент тепло передачи А – площадь поверхности охлаждения корпуса, м2 t0 – температура окружающей среды [tм
] – допускаемая температура масла, 12. О ПИСАНИЕ ВЫБРАННОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ Окружная скорость зубчатых колес в редукторе <12,5м/с, поэтому выбираем картерную смазку. Быстроходные колеса редуктора должны быть погружены в масленую ванну на глубину до 5·m=12мм Скорость скольжения в червячной передаче Выбор марки масла: Чем выше окружная скорость, тем меньше должна быть вязкость масла. Так как у нас окружная скорость небольшая, то масло И–45А нам вполне подойдет ( Минимальный объем залитого масла составляет 0,4…0,6 на 1 кВт. Это будет 1,6…2,4 литра. а) Смазка подшипников редуктора при картерной смазке происходит брызгами масла, если выполнено условие Колесо быстроходной ступени: б) Смазка подшипников выходного и приводного валов. Смазываем солидолом, он хорошо удерживается в подшипниках, сопротивляется действию центробежных сил.
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. –М.: Машиностроение, 1992. 2. Бейзельман Р.Д. , Цыпкин Б.В. , Перель Л.А. Подшипники качения: Справочник. 6-е изд. М.: Машиностроение, 1975. 572 с. 3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова М. Машиностроение, 1979. 368 с. 4. Допуски и посадки: Справочник. Под ред. В. Д. Мягкова. Л.: Машиностроение, 1978. 1032 с. 5. Дунаев П. Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для вузов. М.: Высшая школа, 1978. 352 с. 6. Иванов М.Н. , Иванов В.Н. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 1975. 552 с. 7. Поляков В.С. , Барбаш И.Д. , Ряховский О.А. справочник по муфтам. Л.: Машиностроение, 1979. 351 с. 8. Чернавский С.А. , Снесарев Г.А. , Козинцев Б.С. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. –5-е изд. , перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. 560 с. 9. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. М.: Высшая школа, 2002. 454 с. 10. Дрюк Л.В. Указания к курсовому проекту для специальности 0501 “Технология машиностроения”, МИФИ-3, 1987. 11. Дрюк Л.В. Компоновка редуктора: Методическое пособие к курсовому проектированию по основам конструирования машин. МИФИ-3, 1995. 12. Дрюк Л.В. Расчет валов и осей: Методическое пособие по курсу “Основы конструирования машин”: МИФИ-3, 1992. 13. Дрюк Л.В. Расчет зубчатых и червячных передач: Учебное пособие к курсовому проектированию по основам конструирования машин. МИФИ-3, 1993. |