Привод барабанного смесителя

Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определение требуемой мощности электродвигателя по формуле [1]

Pвх (1)=Pвых/ (1.1)

где — мощность на выходном валу, кВт;

— коэффициент полезного действия привода.

(1.2)

где — коэффициенты полезного действия цепной передачи, закрытой цилиндрической передачи, муфты и подшипников соответственно.

По справочным таблицам выбираем

=

Pвх (1)=10*103/0,885=11,299*103 Вт Выбираем электродвигатель по условию [1]

Pдв >Pвх (1) (1.3)

где — мощность стандартизированного электродвигателя, кВт.

Выбираем по электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый, марки 180M8, с номинальной частотой вращения 750 об/мин, номинальной мощностью Pдв =15кВт.

1.1 Определение передаточного числа редуктора и его ступеней

Общее передаточное число Uобщ вычисляем по формуле [1]

Uобщ = n1 / n2, (1.4)

где n1 — частота вращения двигателя

n2 — частота вращения выходного вала

Uобщ = 730 / 50 =14,6

Uобщ = Uц.п.* Uред. * Uм (1.5)

где Uред — передаточное число редуктора;

Uц.п — передаточное число клиноременной передачи, Uрп =4 [1];

Uм — передаточное число муфты, Uм =1

Из формулы (1.5) выражаем Uред

Uред = Uобщ / Uр.п. * Uм, (1.6)

Uред = 14,6/4 1=3,65

Выбираем передаточное число редуктора из стандартного ряда передаточных чисел[1]

Uред = 4

1.2 Определение кинематических параметров редуктора

Частота вращения звёздочки определиться

nдв = nз =730 об/мин (1.7)

Частота вращения быстроходного вала n1, об/мин определится по формуле[1]

n1 = nз / Uц. п, (1.8)

n1 = 730 / 4=182,5 об/мин

n2 = nвых=50 об/мин Угловая скорость звёздочки щз, рад/с, определится по формуле [1]

щз=р nз /30, (1.9)

щз=3,14 730/30=76,4 рад/с Угловая скорость быстроходного вала щ1, рад/с, определится по формуле [1]

щ1=р n1/30, (1.10)

щ1=3,14 182,5/30=19,10 рад/с Угловая скорость тихоходного вала щ2, рад/с, определится по формуле [1]

щ2=р n2/30, (1.11)

щ2=3,14 50/30=5,23 рад/с Крутящий момент шкива Tз, Н м, определится по формуле [1]

Tз=Рдв /щз, (1.12)

Tз=15 000/ 76,4=196,3 Н м Крутящий момент на входном валу T1, Н м, определится по формуле [1]

T1= Tз Uр. п зр.п зподш, (1.13)

T1=196,3 4 0,95 0,99=738,5 Н м Крутящий момент на выходном валу T2, Н м, определится по формуле [1]

T2= T1 Uред зред зподш, (1.14)

T2=738,5 4 0,97 0,99=2836,73 Н м

2. Расчет передачи с гибкой связью

Диаметр ведущего шкива d1, мм, определяем по формуле [1]

d1? 3−4, (2.1)

d1? 3−4 =176−231,44 мм По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d1=224 мм Диаметр ведомого шкива d2, мм, определяем по формуле [1]

d2= d1 Uр. п (1-е), (2.2)

где е-относительное скольжение ремня, е=0,015.

d2= 224 4 (1−0,015)=882,56 мм По найденному значению подбираем диаметр шкива из стандартного ряда [1]

d2=900 мм Определяем фактическое передаточное число U’р.п открытой передачи

U’р.п = d2/ d1 (1 — е), (2.3)

U’р.п = 900/ 224 (1 — 0,015)=4,08

Отклонение передаточного числа

?Uр.п = (U'р.п — Uр. п)/ Uр. п 100%<5% (2.4)

?Uр.п = (4,08 — 4)/ 4 100%=2% <5% - условие выполнено.

Межосевое расстояние а, мм, определится по формуле [1]

а=0,55 (d1+d2), (2.5)

а=0,55 (224+900)=800 мм Угол обхвата малого шкива, град, определится по формуле [1]

б1=1800 — 57 (d2 — d1)/а, (2.6)

б1=1800 — 57 (900 — 224)/823=165,60

Длина ремня L, мм, определится по формуле [1]

L= 2a+0,5р (d1+d2)+(d2 — d1) 2 /4а, (2.7)

L= 2 800+0,5 3,14 (224+900)+(900 — 224) 2 /4*800=3550 мм Скорость ремня v, м/с, определится по формуле [1]

v=0,5 1000, (2.8)

v=0,5 76,4 224 1000=8,55 м/с Число ремней Z, определяется по формуле[1]

Z=15 (2.9)

Окружная сила Ft, Н, определится по формуле [1]

Ft = Pдв/v, (2.10)

Ft = 11 000/14,65=750 Н Предварительное натяжение ремня Fo, Н, определится по формуле [1]

Fo=850 (2.16)

Fo=529

Натяжение ведущей ветви ремня F1, Н, определится по формуле [1]

F1= Fo+0,5 Ft, (2.17)

F1= 766,6+0,5 750= 1141,8 Н Натяжение ведомой ветви ремня F2, Н, определится по формуле [1]

F2= Fo — 0,5 Ft, (2.18)

F2=766,8 — 0,5 750 = 391,8 Н Напряжение от силы натяжения ведущей ветви ремня у1, Н/мм2, опреде-лится по формуле [1]

у1 = F1/b д, (2.19)

у1 =1141,8 /71 6=2,68 Н/мм2

Напряжение от центробежной силы уv, Н/мм2, определится по формуле [1]

уv =с v2 10−6, (2.20)

где с — плотность ремня, с=1200 кг/м3.

уv =1200 14,652 10−6=0,257 Н/мм2

Напряжение изгиба уи, Н/мм2, определится по формуле [1]

уи =Еи д/d1, (2.21)

где Еи=150 Н/мм2 для резиновых ремней.

уи =150 6/280=3,2 Н/мм2

Максимальное напряжение уmax, Н/мм2, определится по формуле [1]

уmax = у1 + уи + уv (2.22)

уmax = 2,68 +3,2 +0,257=6,137 Н/мм2

Проверим выполнение условия уmax? 7 Н/мм2 (2.23)

6,137 Н/мм2? 7 Н/мм2 — условие выполнено.

Число пробегов за секунду л определится по формуле [1]

л= v/L, (2.24)

л= 14,65/6,04= 2,42

Коэффициент Сu, учитывающий влияние передаточного отошения Uотк. п определится по фрмуле [1]

Сu? (2.25)

Сu? =1,66

Долговечность ремня Но, ч, определится по формуле [1]

Но =, (2.26)

где =1 при постоянной нагрузке [1];

? 7.

Но =

Нагрузка на валы передачи, Н, определится по формуле [1]

(2.27)

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса и шестерни

Выбираем марку стали для шестерни: Сталь 45, термообработка — улучшение, твердость HB1 230; для колеса выбираем Сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ2 200 [1]

Предел контактной выносливости шестерни, Н/, определится по формуле [1]

(3.1)

уH lim b1 =2 * 230 + 70=415 Н/

Предел контактной выносливости колеса, Н/, определится по формуле

(3.2)

уH lim b2 =2 * 200 + 70=360 Н/

Допускаемое контактное напряжение для шестерни [, Н/, опре-делится по формуле [1]

[= =, (3.3)

где — коэффициент долговечности шестерни, [1];

— коэффициент безопасности, =1,75.

[ =530*1/1,75=237 Н/

Допускаемое контактное напряжение для колеса [, Н/, опреде-лится по формуле

[==, (3.4)

где — коэффициент долговечности колеса,.

[=470*1/1,75=206 Н/

Среднее допускаемое контактное напряжение [, Н/, Н/, определится по формуле [1]

[=0,45[), (3.5)

[=0,45(481.8+427.2)=410 Н/

Проверим выполнение условия

[?1,23[, (3.6)

где [= [.

410 (Н/)? 1,23 427.2=525,45 Н/410 (Н/)? 1,23 427.2=525,45 Н/ - условие выполнено.

3.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние, мм, определится по формуле [1]

(3.7)

где — вспомогательный коэффициент, =43 [1];

— коэффициент величины зуба по межосевому расстоянию, =0,4;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,25.

Полученное значение межосевого расстояния округляем по до ближайшего стандартного значения =355 мм.

Модуль зацепления m, мм, определяем по формуле [1]

m_n=(0,01ч0,02), (3.8)

m_n=(0,01ч0,02)355=3,55ч7,1 мм Выбираем модуль из стандартного ряда mn=4 мм Число зубьев шестерни определится по формуле [1]

(3.9)

гдеугол наклона зубьев, град, =10⁰.

Принимаем =35

Число зубьев колеса определится по формуле [1]

= z₁ U_ред, (3.10)

= 354=140

Принимаем =132

Уточняем значение угла наклона зубьев, град, по формуле [1]

(3.11)

=9,627^o

Фактическое передаточное число Uф определится по формуле [1]

U_ф = (3.12)

U_ф=

Проверим выполнение условия

(U_ф-U_ред/U_ф)100%2,5% (3.13)

(4−4/4)100% = 0%2,5% - условие выполнено Окружная скорость колес определяется по формуле [1]

(3.14)

Назначаем 8 степень точности по[1].

3.3 Определение геометрических параметров

Делительный диаметр шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.15)

Делительный диаметр колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.16)

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.17)

мм Диаметр окружности вершин зубьев колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.18)

мм Диаметр окружности впадин зубьев шестерни, мм, определится по формуле [1]

= (3.19)

=

Диаметр окружности впадин зубьев колеса, мм, определится по формуле [1]

= (3.20)

Высота головки зуба, мм, определится по формуле [1]

=m (3.21)

=4 мм Высота ножки зуба, мм, определится по формуле [1]

=1,25m (3.22)

=1,254=5 мм Высота зуба h, мм, определится по формуле [1]

h=2,25m (3.23)

h=2,254=9 мм Ширина венца колеса, мм, определится по формуле [1]

(3.24)

мм

Ширина венца шестерни, мм, определится по формуле [1]

(3.25)

мм

3.4 Силы в зацеплении

Окружная сила, Н, определится по формуле [1]

==, (3.26)

Радиальная сила F_r, Н, определится по формуле [1]

(3.27)

Осевая сила F_a, Н, определится по формуле [1]

(3.28)

3.5 Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние, мм, по формуле [1]

(3.29)

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса, определится по формуле [1]

(3.30)

где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1,09[1];

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,165 [1];

— динамический коэффициент =1.

K_H=1,09*1,165*1=1,27

Проверим контактное напряжение, Н/, по формуле [1]

(3.31)

условие выполнено Проверим передачу на процент недогруза, %, по формуле [1]

(3.32)

Недогруз в пределах 10% - условие выполняется.

Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба, Н/, по формуле [1]

[, (3.33)

где коэффициент концентрации нагрузки, 1,23[1];

коэффициент динамичности, =1,1 [1];

коэффициент, учитывающий форму зуба, =3,73; =3,6 [1];

коэффициент компенсации погрешности, =0,93 [1];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =0,89.

Проверку производим для колеса, т.к. выполняется неравенство [1]

[]/<[]/ (3.34)

206/3,6=57,2 < 237/3,73=63,5

71 Н/ 206 Н/ условие выполняется

4. Проектный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

Принимаю материал валов сталь 45.

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение

Принимаю по для быстроходного вала [фк] I=16 Н/мм2, для тихоходного вала [фк] II=19 Н/мм2

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала

Диаметр под шкив d1, мм, определится по формуле [2]

(4.1)

Принимаем d1=60 по[2]

Диаметр под подшипник d2, мм, принимаем d2=65 мм по [2]

Диаметр под шестерню d3, мм

(4.2)

принимаем d3=75 мм по [2]

4.4 Определение геометрических параметров тихоходного вала

Диаметр под полумуфту d1, мм, определится по формуле [2]

(4.3)

=90 мм Принимаем d1=90 мм Диаметр под подшипник d2, мм, принимаем по d2=95 мм Диаметр под колесо d3, мм

(4.4)

Принимаем по d3=105 мм

4.5 Предварительный выбор подшипников

Fa/Fr=1694,3/3687,5=0,4>0,25

Выбираем роликовые конические однорядные по ГОСТ 333– — 79.

Марки подшипников для каждого из валов Быстроходный-7213

Тихоходный-7219

5. Определение реакций опор

5.1 Быстроходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 1

Рисунок 1 — Расчетная схема быстроходного вала Плоскость ZY:

определяем опорные реакции, Н

— Ray*0,206+ Fr1*0103 — Fa1*0,103 — Fр.п.*0.1587=0;

Ray=(Fr1*0,103 — Fa1*0,103 — Fрп.*0,1587) /0,206=-1983 H

— Fr1*0,103 — Fa1*0,103+Rby*0,206 — Fрп. 0,365=0;

Rby=(Fr1*0,103 + Fa1*0,103+ Fр.п.*0,365)/0,206= 9545,7 H

Проверка: Ray-Fr1+Rby-Fц.п=0

— 1985;3687,5+9545,7−386,5=0 0=0 — условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

Rax*0,206 — Ft1*0,103 — Fa*0,103=0; Rax=(Ft*0,103+Fa1*0,103)/0,244=5841,3 H

Ft*0,103 — Fa1*103-Rbx*0,206=0;

Rbx=(Ft*0,103 — Fa1*0,103)/0,206=4147 H

Проверка: Rax-Ft1+Rbx=0

5841,3−9988,5+4147=0 0=0 — условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A==6168,4 H

R_B===104 078 H

5.2 Тихоходный вал

Реакции опор ведущего вала определяем по рисунку 2

Рисунок 2 — Расчетная схема тихоходного вала Плоскость ZY:

а) определяем опорные реакции, Н

— Ray*0244 — Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227=0;

Ray=(-Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227) /0,244=-660,4 H

— Fa2*0,1227+Fr2*0,1227+Rby*0,244=0;

Rby=(Fa2*0,1227 — Fr2*0,1227)/0,244=-1001 H

Проверка: Ray+Fr2+Rby=0

— 660,4+3687,5−1001=0 0=0 — условие выполнено;

Плоскость ZX:

а) определение опорных реакций, Н

— Fм*0,46+Rax*0,244 — Fa2*0,1227+Ft2*0,1227=0;

Rax= (Fм*0,46+Fa2*0,1227 — Ft2*0,1227)/0,244=15 912 H

— Fм*0,2159 — Ft2*0,1227 — Rbx*0,244 — Fa2*0,1227 =0;

Rbx= (-Fм*0,2159 — Ft2*0,1227 — Fa2*0,1227) /0,244=-10 588 H

Проверка: — Fм +Rax+Ft2+Rbx =0

— 5326+15 912+9988,5−12 812.2=0 0=0 — условие выполнено;

Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A==15 925,7 H

R_B===10 635,2 H

6. Проверочный расчет подшипников

6.1 Быстроходный вал

Ранее выбранный роликовый конический однорядный подшипник по ГОСТ 333– — 79 имеет следующие характеристики:

— базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН 82,7;

Определим коэффициент осевого смещения

=1694,3/(1Ч3687,5)=0,45>е=0,41

Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле [2]

(6.1)

где X — коэффициент радиальной нагрузки, X=0,4 [2];

У — коэффициент осевой нагрузки, У=1,48 [2];

Fa — осевая нагрузка, Н;

V — коэффициент вращения, V =1 [2];

Кб — коэффициент безопасности, Кб=1 [2];

Кт — температурный коэффициент, Кт =1,.

R_EА==(0,4 115 925,7 +1,481 694,3)11=9728,3 Н

R_EВ==(0,4 110 635,2 +1,481 694,3)11=7400Н Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле [2]

(6.2)

где a1 — коэффициент надежности; a1=1 [2]

a23 — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; a23=0.6 [2]

n — частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин

m — показатель степени; m=3.33 [2]

= ч >16 000 ч — условие выполнено

6.2 Тихоходный вал

Ранее выбранный роликовый конический однорядный подшипник по ГОСТ 333– — 79 имеет следующие характеристики:

— базовая динамическая грузоподъёмность Сr, кН 130;

Эквивалентная нагрузка RE, Н, определится по формуле 8.2 [2]

REА= =(0,4Ч1Ч15 925,7—+1,67Ч1694,3)Ч1Ч1=—1₁₁₉, 7?

RE?=—=(_, 4Ч1Ч1₆₃₅, 2—+1,67Ч1694,3)Ч1Ч1=7083,6 Н Расчетная долговечность L10h, ч, определится по формуле 6.2 [2]

=ч >14 000 ч — условие выполнено

7. Выбор стандартной муфты

Выбираем из числа стандартных муфт по муфту предохранительную фрикционную ГОСТ 400–45−1.

Проверим выполнение условия [2]

Тр=к•Т2? [Т], (7.1)

где Тр — расчетный вращающий момент, Н м;

[T] - предельно допустимый вращающий момент, Н м, Т=4000 Н•м [2];

к — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, к=1,25.

Тр=1,25•2836,7=3545,8 Н•м? 4000 Н•м — условие выполнено

8. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Выбираем по шпонку на быстроходный вал под звёздочку 18Ч11Ч63 ГОСТ 23 360– — 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.1)

где F₂ — сминающая сила, Н.

F₂ =2•Т₁/d₁ (8.2)

F₂ =2•738,5•10³/60=24 616,6 Н А_см=(h — t₁)•l,

где t₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =6 мм [2]

А_см=(11 — 7)•63=252 мм²

— условие выполняется Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 18Ч11Ч63 ГОСТ 23 360– — 78 выдержит необходимые нагрузки.

Выбираем по шпонку на тихоходный вал под колесо 25Ч14Ч125 ГОСТ 23 360– — 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.3)

где F₃ — сминающая сила, Н.

F₃ =2•Т₂/d₃ (8.4)

F₂ =2•2836,7•10³/105=54 032 Н А_см=(h — t₁)•l,

где t₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =7,5 мм [1]

А_см=(14 — 9)•125=625 мм²

— условие выполняется Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 25Ч14Ч180 ГОСТ 23 360– — 78 выдержит необходимые нагрузки.

Выбираем по шпонку на тихоходный вал под полумуфту 25Ч14Ч100 ГОСТ 23 360– — 78

Условие прочности для выбранной шпонки имеет вид

(8.5)

где F₆ — сминающая сила, Н.

F₆ =2•Т₂/d₃ (8.6)

F₅ =2•2836,7•10³/90=63 022 Н А_см=(h — t₁)•l,

где t₁ — глубина паза вала, мм, t₁ =9 мм.

А_см=(14 — 9)•100=500 мм²

— условие выполняется Условие прочности выполняется, значит выбранная шпонка 25 100 ГОСТ 23 360– — 78 выдержит необходимые нагрузки.

9. Выбор смазочных материалов

Уровень масла в редукторе не должен быть ниже уровня зацепления быстроходной зубчатой передачи. Погружать передачу в масло необходимо на высоту зуба.

Марку масла, заливаемого в редуктор, выбираем в зависимости от окружной скорости и от значения среднего допускаемого контактного напряжения [уH] ср.

Из выбираем масло индустриальное И-Г-А-68.

10. Расчет элементов крышки редуктора

Толщина ребер жесткости и стенок корпуса и крышки, мм, определится по формуле [1]

=0,025+1 (10.1)

=0,025•315+1=8.87 мм Следуя рекомендациям принимаем =12 мм Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, b, мм, определится по формуле [1]

= (10.2)

=1.5 12 = 18 мм Диаметр фундаментных болтов, d₁, мм, определится по формуле [1]

d₁=(0,03…0,036)• +10 (10.3)

d₁=(0,03…0,036)•280+10=18,4…20,08 мм По принимаем болты сo стандартной резьбой M12

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₂, мм определится по формуле [1]

d₂=(0,5…0,6)• d₁ (10.4)

d₂=(0,5…0,6)• 20=10…24 мм По принимаем болты сo стандартной резьбой M24.

Заключение

редуктор вал опора кручение В результате выполнения задания по курсовому проектированию была разработана типовая конструкция одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора общего назначения. Данный редуктор предназначен для длительной работы.

Выполнение задания разделено на 2 этапа. Первым этапом задания является пояснительная записка, а вторым — графическая часть.

Пояснительная записка состоит из необходимых расчетов отдельных деталей и узлов редуктора и содержит пояснения этих расчетов.

Графическая часть включает в себя три чертежа: два рабочих и один сборочный. Рабочие чертежи выполнены на тихоходный вал и зубчатое колесо редуктора. Сборочный чертеж выполнен на полнокомплектный редуктор и сопровождается соответствующей спецификацией.

Пояснительная записка и чертежи выполнены в соответствии со всеми требованиями, предъявляемыми к нормативно-технической документации на производстве.

В процессе проектирования редуктора были усвоены и закреплены знания по следующим предметам: теоретическая механика; сопротивление материалов; детали машин; техническая графика; допуски, посадки и технические измерения; стандартизация и качество продукции.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин — например ленточных конвейеров — и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу редукторов

1. ГОСТ 21 354– — 87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчёт на прочность.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин, — М.: Высшая школа, 1985. -416 с.

3. Кузьмин А. В., Чернин И. М., Козинцов Б. С. Расчёты деталей машин, — Мн.: Вышэйшая школа, 1986. -400 с.

4. Скойбеда А. Т. Детали машин и основы конструирования. — Мн.: Вышэйшая школа, 2000. -516 с.

5. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин — М.: Машиностроение, 1987. -416 с.

6. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высшая школа, 1991. -432 с.