Расчёт и конструирование передачи винт-гайка подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76

Реферат

В данном задании выполнен расчёт и конструирование передачи винт-гайка подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76. Также выполнен расчёт проушины и выбран шарикоподшипник. Разработан проект всего механизма.

Задание

Спроектировать передачу винт-гайка подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76 по следующим данным:

— сила на гайке или винте Fa=240кН;

— перемещение винта L=250мм;

— время перемещения t=28с.

Кинематическая схема механизма приведена на рисунке 1.

Рис. 1.

Расчёт и конструирование данного механизма выполнить следующей последовательности:

1) определить среднюю скорость поступательного движения винта или гайки по следующей формуле:

;

2) определить эффективную мощность на винте или гайке, по следующей формуле:

;

3) принять приближённое значение КПД передачи винт-гайка:

(для резьбы скольжения при Z=2);

4) принять приближенное значение КПД зубчатого редуктора:

;

5) определяем общий КПД механизма по формуле:

;

6) определить потребную мощность на входе в механизм (мощность двигателя или мощность отведенная от кардана вала) по формуле:

;

7) установить частоту вращения мало приводного двигателя или карданного вала

8) выполнить расчеты конструирование передачи винт-гайка:

— определить диаметр винта;

— выбрать резьбу (параметры резьбы d1, d2, d, P, z);

— определить число витков гайки;

— сконструировать узел передачи винт-гайка;

— рассчитать гайку на прочность;

— приближённо выбрать упорный или радиально-упорный подшипник;

— рассчитать и сконструировать проушину механизма управления самолёта;

9) определить частоту вращения винта или гайки по формуле:

;

10) вычислить общее передаточное отношение зубчатого редуктора:

;

11) разбить общее передаточное отношение зубчатого редуктора по ступеням:

;

12) установить частоту вращения валов зубчатого редуктора:

;

13) определить вращающие моменты по валам:

14) выполнить прочностной расчёт зубчатой передачи;

15) сконструировать зубчатый редуктор. Выполнить расчёты валов, подшипников, шлицов, проушин и т. д.;

16) разработать эскизный проект всего механизма.

В данном задании выполнены расчёты передачи винт-гайка с резьбой скольжения подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76.

В конструкцию подъёмника стабилизатора самолёта ИЛ-76 входят: тормозная муфта, конический зубчатый редуктор, винт, гайка, дублирующие трубы, проушины, радиальный подшипник, упорный подшипник, шлицевое соединение, защитный кожух, сальник.

Винт, выполненный из стали 30Х2Н2ВА, имеет трапецеидальную, двухзаходную, азотированную резьбу, обеспечивающую высокую несущую способность и самоторможение винтовой передачи. Резьба винта взаимодействует с резьбой бронзовой гайки, установленной в стальной обойме, соединенной с двумя дублирующими трубами, выполненными из стали 30ХГСА. Внутренняя труба дублирует винт в случае его разрыва. Проушина подъёмника со сферическими шарнирами подшипниками и силовая часть корпуса тоже образуют два канала прочности.

В корпусе расположены радиальный и упорный шарикоподшипники, на которые опирается винт. Редуктор состоит из двух конических прямозубых колес с передаточным числом 5. Они имеют высокую твердость вследствие азотирования их поверхностей. Зубчатое колесо связано с винтом шлицевым соединением.

Рабочая зона зубчатой и винтовой передачи заполнена смазкой ЦИАТИМ-201 и защищена кожухом с сальником от внешних воздействий. Тормозная муфта обеспечивает фиксацию подъёмника стабилизатора при отказе рулевого привода. Она состоит из двух стальных дисков с фрикционными накладками — кольцами. Между стальными дисками установлен чугунный диск. Диски сжимаются пружинами.

Общие расчёты механизма

В соответствии с заданием выполним общие расчёты механизма.

Среднюю скорость поступательного движения винта, определим по формуле:

где L — перемещение винта, L=250мм;

t — время перемещения винта, t=28c.

Тогда

.

Эффективную мощность на винте определим по следующей формуле:

где Fa — сила на винте, Fa=190кН;

Тогда Принимаем приближённое значение КПД передачи винт-гайка для резьбы скольжения. Принимаем приближенное значение КПД зубчатого редукторадля одной ступени,

.

Определим общий КПД механизма по формуле:

Определяем потребную мощность на входе в механизм (мощность двигателя или мощность отведенная от кардана вала) по формуле:

.

Расчёт и проектирование передачи винт-гайка

Расчёт винта

Проектирование расчёт выполним по заданным величинам перемещения винта L=250мм, время перемещения t=28с, и силе на винте Fa=240кН. Зависимость между перемещением, временем, частотой вращения винта nв в мин-1, и параметрами резьбы имеет вид:

откуда поступательная скорость вращения винта V, мм/мин:

.

В проектировочном расчёте диаметр винта выбирают из трёх условий:

1) из условия износостойкости средний диаметр резьбы будет равен:

где — коэффициент высоты гайки, который выбирают из конструктивных соображений в пределах 1,2…1,5, большие размеры назначают для резьб малых диаметров, принимаем .

При трении закалённой стали по бронзе, рекомендуют выбирать допустимое удельное давление МПа, принимаем МПа.

Тогда мм;

2) из условия прочности винта на сжатие или растяжение внутренний диаметр резьбы определяют по формуле:

где МПа — допускаемое напряжение, и, учитывая, что — предел текучести, МПа, n=2…3 — коэффициент запаса прочности при статическом нагружении, принимаем n=3, получаем: ;

— коэффициент, учитывающий действие скручивающих моментов винтовой пары и опорой пяты.

мм;

3) из условия устойчивости стержня винта внутренний диаметр резьбы находят по зависимости:

где [ny] - допускаемый коэффициент запаса устойчивости, [ny] = 2,5…5,0, принимаем [ny] = 5,0;

— коэффициент приведения длины, зависящий от условия закрепления винта, ;

? — длина сжатого участка винта, ?мм; E = 2,1.

мм.

В зависимости от направления нагрузки, действующей на винт, назначения передачи и требований в отношении КПД, выбираем трапецеидальный профиль резьбы.

Из трёх значений диаметров винта принимаем большее: d2=88,5 мм и уточняем его по таблицам стандартов выбранной трапецеидальной резьбы.

При этом выбираем также размеры всех параметров трапецеидальной резьбы ГОСТ 9484–81:

Р=12,

мм, мм,

мм,

мм, мм,

Рабочая высота профиля резьбы:

Н=1,866Р= 22,392 мм,

мм,

мм,

z-число заходов резьбы, z=2.

Угол подъёма резьбы определим по формуле:

.

.

В случае нагружения винта с числом циклов N=103 его стержень проверяют на прочность по приведенным напряжениям:

где МПа — допускаемое напряжение;

— напряжение сжатия или растяжения от осевой силы.

При d1=83мм, Fa=240кН ;

— напряжение в винте от кручения, где Тк=Тв+Топ — вращающий момент, который прикладывается к винту для преодоления осевой нагрузки, составляющие Тв — момент винтовой пары,

;

Топ — момент трения в опоре винта,

;

При f'=0,007, dпв=130мм:

.

Тогда

.

А напряжение в винте от кручения:

.

Тогда приведенные напряжения МПа.

Условие выполняется.

Расчёт гайки

Число витков резьбы гайки Zг определяют из трёх условий:

1) из условия обеспечения износостойкости, которое выражается в ограничении среднего удельного давления:

где — допустимое удельное давление, МПа.

Тогда число витков в гайке

;

2) из условия прочности витка на изгиб:

где — толщина ниток резьбы в опасном сечении, для трапецеидальной резьбы m=0,64;

— допускаемое напряжение на изгиб;

— предел прочности материала гайки, для оловянистых бронз МПа;

МПа.

.

3) из условия прочности витков на срез:

откуда

где МПа — допускаемое напряжение среза.

.

Из трёх значений числа витков выбираем большее: .

Высоту гайки определяем по двум зависимостям:

и .

см, см.

Принимаем значение высоты гайки см.

Толщину стенки гайки определим из условия

МПа,

МПа.

Рис. 2.

мм.

Расчёт КПД резьбы скольжения

Так как в данном механизме происходит преобразование вращательного движения в поступательное, то действующей нагрузкой является момент, равный моменту винтовой пары. В этом случае КПД резьбы скольжения определим по следующей формуле:

где — угол подъёма резьбы;

при .

.

КПД резьбы скольжения составляет 62%.

С учётом потерь в опорном подшипнике винта КПД винтового механизма при прямом ходе определим из соотношения.

где Апс — работа сил полезного сопротивления;

Адв — работа движущих сил.

.

Подбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Динамическая грузоподъёмность — постоянная нагрузка, которую может выдержать подшипник без признаков усталостного разрушения в течение 106 оборотов.

Потребную динамическую грузоподъёмность определим по формуле:

где P — эквивалентная нагрузка на подшипник, [Н];

Для упорных подшипников;

;

где Y — коэффициент осевой нагрузки, Y=1;

F — осевая нагрузка, F=Fa=190кН;

— коэффициент безопасности и температурный коэффициент,

.

Тогда Н.

Число миллионов оборотов L определяем по формуле:

;

где n — частота вращения,

мин-1;

Lh — ресурс подшипника, Lh=500часов.

.

а1 — коэффициент, учитывающий надёжность подшипника, принимаем а1=1;

а23 — коэффициент, учитывающий качество материала подшипника, смазку, условия эксплуатации, принимаем а23=1.

Р=3 для шарикоподшипников.

Тогда потребная динамическая грузоподъёмность будет равна:

Н.

По значению потребной динамической грузоподъёмности, подбираем шарикоподшипник упорный одинарный 8214, который имеет следующие параметры:

Таблица 1.

Расчёт проушины

1) определение диаметра оси из условия её работы на срез

1 — ось проушины;

2 — подшипник скольжения;

3 — ухо;

4 — проушина;

2) из условия работы на срез.

Выбираем материал проушины: СТАЛЬ 30ХГСА.

Для стали 30ХГСА: МПа, МПа, МПа,

;

где — площадь среза, мм2.

.

мм.

Принимаем диаметр оси d=37,25 мм;

3) определение длины подшипника скольжения из условия удельного допустимого давления в паре (ось-подшипник).

Рис. 4.

;

Допустимое давление в подшипнике [P]=20…50МПа, принимаем [P]=45МПа.

— длина подшипника, мм.

;

4) определение размера подшипника В из условия устойчивости ёё работы на смятие.

;

где допускаемое напряжение МПа, а площадь смятия

где мм.

Принимаем В=5;

5) определение прочности оси из условия её работы на изгиб, как балку на двух опорах.

Рис. 5.

Так как, то условие не выполняется, тогда определяем диаметр оси из условия изгиба и пересчитываем длину подшипни-ка

.

.

Тогда из условия

;

6) определение размера подшипника В1 из условия устойчивости её работы на изгиб:

мм.

Проектировочный расчет зубчатой передачи

Определение чисел зубьев сопряженных зубчатых колес

1.Зададим число зубьев шестерни и по заданному передаточному числу определим число зубьев колеса

.

Число зубьев шестерни в передачах общего машиностроения изменяется в широких пределах — от 10 до 70. Для цилиндрических передач при твердости активных поверхностей зубьев характерно зубьев шестерни =15…30.Принимаем число зубьев шестерни =20.

Передаточное число определяем как отношение диаметров

;

.

2.Находим в первом приближении коэффициент торцового перекрытия:

3.Сопоставим расчетное отклонение от заданного передаточного числа с допустимым :

.

4.Назначим коэффициенты смещения для шестерни и колеса: ==0,5.

Определение приближенных значений допускаемого контактного напряжения и допускаемого напряжения изгиба зуба

1.Приближенные допускаемые напряжения и определим по формулам:

где =23HRC=2360=1380 (МПа) — предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

SH=1,2-коэффициент запаса контактной прочности;

ZR=0,96-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

ZN — коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость зубьев, зависит от отношения, где =30HB2,4=147 477 357 — базовое число циклов напряжений, примем =12 107; NK — расчетное число циклов напряжений, определяется отдельно для шестерни и для зубчатого колеса:

NK=60СnLh;

где С=1 — число нагружений зуба шестерни и колеса за один оборот; n1 — частота вращения шестерни; Lh=500 час. — ресурс передачи; U — передаточное число.

NK=601 104.575500=3 137 250;

Так как значение NК меньше, примем следующую расчетную формулу:

.

Найдем все значения ZN:

=1,83 557.

Так как значения ZN ограничиваются максимальным числом (ZN max=1,8), то окончательно:

Выбираем сталь 12ХН3А, =23HRC.

Вычислим =23HRC=1380(МПа).

=1,2; =0,96,

тогда:

(МПа).

где — предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

— коэффициент запаса изгибной прочности;

— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной части зуба;

— коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгибную выносливость.

=1, ,

где — показатель степени кривой изгибной усталости, =6, так как механическая обработка переходной поверхности зубьев — шлифование.

Базовое число циклов определяем по формуле:

принимаем, так как вычисленное значение .

Расчетные числа циклов при постоянном режиме нагрузки определяем по формуле:

NK1=601 104.575500=3 137 250;

где — число нагружений зуба шестерни,

— ресурс передачи, ч,

n1 — частота вращения шестерни, мин-1;

.

Значения ограничиваются величинами и, поэтому =1.

Тогда:

(МПа).

Определение основных геометрических и кинематических параметров передачи

1.Выбираем ориентировочные значения коэффициентов и по графикам в зависимости от схемы передачи:

=1,05

=1,1

2.Находим число зубьев эквивалентных колес:

где — число зубьев шестерни;

— число зубьев колеса;

.

а затем определяем коэффициенты формы зубьев по формулам:

а) для колес с наружными зубьями

.

3.Определим диаметр начальной окружности шестерни из двух условий:

а) контактной выносливости:

где — вращающий момент, Нм;

— номинальная мощность приводного двигателя, кВт;

— частота вращения шестерни, мин-1;

— передаточное число;

(мм)

б) изгибной выносливости:

(мм)

здесь, при .

Из двух вычисленных значений принимают большее. Поэтому =82,489(мм).

4.Найдем углы:

— делительный угол профиля в торцевом сечении

так как,, то ;

— угол зацепления в торцовом сечении:

;

передача винт гайка подъемник

где икоэффициенты смещения для шестерни и колеса;

==0,5.

=;

;

— угол зацепления в нормальном сечении:

;

— основной угол наклона зуба:

;

5.Определим модуль зацепления:

;

где — диаметр начальной окружности шестерни;

— число зубьев шестерни;

значение округляют до ближайшего стандартного ;

6.Находим межосевое расстояние и коэффициенты:

— делительное межосевое расстояние, мм:

;

где ичисло зубьев шестерни и колеса;

(мм);

— межосевое расстояние (начальное), мм:

;

(мм)

— коэффициент воспринимаемого смещения:

;

(мм);

— коэффициент уравнительного смещения:

;

(мм);

7.Определим размеры зубчатых колес, мм:

— делительные диаметры шестерни и колеса:

(мм);

; (мм);

— основные диаметры:

; (мм);

(мм);

— начальные диаметры:

;

(мм);

(мм);

— диаметры вершин зубьев:

а) в передачах внешнего зацепления:

;

где =1- коэффициент высоты головки;

(мм);

;

(мм);

— диаметры впадин зубьев:

а) в передачах внешнего зацепления:

где=C=0,25 — коэффициент высоты округления головки;

(мм);

;

(мм);

— ширину зубчатого венца:

;

=0,5,

тогда (мм);

8.Находим угол профиля в точке на окружности вершин:

— для шестерни:

;

для колеса:

;

9.Определим коэффициенты перекрытия:

а) Коэффициент торцового перекрытия:

;

б) Коэффициент осевого перекрытия:

так как.

в) Суммарный коэффициент перекрытия:

10.Определим окружную скорость, м/с:

где — частота вращения шестерни.

(м/с).

Проверочный расчет

Определение коэффициентов нагрузки и

Коэффициенты нагрузки и определим по формулам:

где , — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку; ,-коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

-коэффициенты, учитывающие распределение нагрузок между зубьями.

где ,-удельные окружные динамические силы, Н/м, при расчете на контактную и изгибную выносливость;

— расчетная ширина зубчатого венца, (мм);

— окружные динамические силы на делительном цилиндре, Н, при расчете на контактную и изгибную выносливость;

Формулы для определения величин, входящих в коэффициент, следующие:

; ;

; ;

где =0,1, =0,11, — коэффициенты, учитывающие влияние вида зубьев и модификации их профиля;

=3,8- коэффициент, учитывающий разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

Vокружная скорость на делительном диаметре шестерни, м/с;

— межосевое расстояние, м/с;

-вращающие моменты на шестерне, принимаемые в расчетах на контактную и изгибную выносливость:

(Нм);

(Нм);

;

;

;

;

;

.

Уточнение допускаемых контактных и изгибных напряжений

1.Находим коэффициенты, и ,.

где — окружная скорость, (м/с)

Так как твердость поверхности зубьев, то:

Коэффициент, учитывает размер зубчатого колеса и определяется по формуле:

при принимают =1.

Коэффициент чувствительности к концентрации напряжений определяют по формуле:

где — нормальный модуль, (мм),

(мм).

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса:

;

где — диаметр шестерни в (мм);

(мм);

2.Определяем допускаемые напряжения и .

Вычисляем приближенные допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

(МПа);

(МПа).

Расчет зубьев на контактную выносливость

Расчет сводиться к удовлетворению условия, при котором расчетные контактные напряженияна активных поверхностях зубьев не превышали допускаемых, в результате чего обеспечивается их стойкость против прогрессирующего усталостного выкрашивания.

1.Находим коэффициенты, учитывающие механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес :

Для и принимают ;

Форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления рассчитываем по формуле:

.

так как, то .

2.Вычисляем контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа.

где — окружная сила на начальном цилиндре, Н;

— коэффициент нагрузки;

— начальный диаметр

(МПа).

Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Это расчет производят в целях предотвращения усталостного излома зубьев.

1.Находим коэффициенты, учитывающие влияние перекрытия зубьев и наклона зубьев :

для прямозубых передач ==1;

2.Находим для каждого из сопряженных колес отношение

и рассчитывают на изгиб зубья того колеса, для которого это отношение меньше.

3.Определяем напряжения изгиба, МПа, для зубьев менее прочного колеса:

где — окружная сила на начальном цилиндре, Н;

— коэффициент формы зубьев;

— модуль зацепления;

— ширина зубчатого венца;

j=1или 2- индекс того зубчатого колеса, по которому ведут расчет.

Так как принят из условия контактной прочности, то достаточно чтобы

(МПа).

Расчет зубьев на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Максимальные кратковременные нагрузки возникающие в процессе работы передачи (например, при пуске и торможении машины), могут превосходить основные нагрузки в несколько раз. Воздействие на передачу перегрузок с ограниченным числом циклов () может вызвать остаточную деформацию или хрупкое статическое разрушение поверхностного слоя или тела зуба. Возможен также малоцикловой усталостный излом зубьев. Для предотвращения этих видов повреждения зубьев при максимальных нагрузках производят расчет передач на контактную и изгибную прочность.

Расчет заключается в том, что определяют наибольшие за заданный срок службы контактные и изгибные напряжения и сравнивают их с допускаемыми и :

гдеконтактное напряжение в полюсе зацепления, МПа;

— вращающий момент Нм;

где — вращающий момент Нм;

.

Проектировочный расчет вала редуктора механизма

Предварительно определяем диаметр вала из расчета только на кручение при пониженных допустимых напряжениях:

;

гдевращающий момент, Нм;

— мощность в кВт;

— частота вращения, мин -1

— диаметр вала;

— условные допустимые напряжения при кручении, Мпа;

принимают 20…50 Мпа (Н/мм2)-для валов редуктора общего машиностроения;

(мм),

Рассчитанный диаметр принимают стандартным согласно ГОСТ 6636–69: d= 48 (мм).

Проверочный расчет вала редуктора механизма.

Составляем расчетную схему. Вал представляем как балку на двух опорах: одна — шарнирно неподвижная, вторая — шарнирно подвижная.

Найдем усилия

(Н).

Найдем радиальную силу действующую в зацеплении:

(H);

Найдем сумму моментов относительно точки В:

;

;

(Н).

Аналогично находим реакцию (Н).

Изгибающий момент равен:

(Нм).

Подберем опорные подшипники. Для этого определим число миллионов оборотов подшипника L:

;

Lh=500 час. — ресурс подшипника; n1 — частота вращения гайки.

=1,14

Определим динамическую грузоподъемность подшипника:

; р — коэффициент зависящий от вида подшипников, для шарикоподшипников р=3.

=7165,63Н;

Шариковый двухрядный подшипник № 11 315:

Внутренний диаметр — dп=75 мм;

Внешний диаметр — Dп=160 мм;

Ширина — Вп=37 мм;

Количество шариков — Z=16;

Масса подшипника — М=3,6 кг.

Из условия прочности при изгибе:

где = - допустимое напряжение при изгибе (=765 МПа — предел текучести для стали 30ХГСА);

— момент сопротивления относительно нейтральной оси.

Максимальный момент будет равен:

Ми=RL/2=•10/2 =34,297 (Нм).

=16,110−6 (м3).

==510 МПа;

— условие выполняется.

Рис. 6.

Расчет шлицевых соединений

В данном механизме имеется одно шлицевое соединение вал-шестерня соединяется с валом электродвигателя. Внутренний диаметр (мм).Размеры зубьев эвольвентных шлицевых соединений выберем из таблицы h=4 мм.,

При расчете шлицевых соединений должно выполнятся условие:

;

где — площадь смятия;

— окружная сила на один зуб.

Из условия ограничения износа зубьев должно выполнятся неравенство:

;

где — действительные напряжения на смятие на рабочих поверхностях зубьев; - средние условные допустимые напряжения износа; - коэффициент, учитывающий число циклов нагружений зубьев соединения, то есть суммарное число оборотов соединения N за срок эксплуатации.

Допустимые напряжения определяются по формуле:

;

где — допустимые напряжения на смятие; =1,25 — коэффициент запаса прочности; - предел текучести для данного материала.

Рассчитаем соединение по формулам:

;

(МПа).

Расчет длины общей нормали

Длину общей нормали измеряют микрометрами, нормалемерами или специальными скобами. Длина общей нормали

.

Число зубьев на длине общей нормали при х1.0 можно принять равным.

.

Тогда длина общей нормали :

Заключение

В данной работе выполнен расчет и конструирование механизма стабилизатора ИЛ-76.Установлено, что винт рассчитывается по трем условиям: условие износостойкости, условие прочности на растяжение (сжатие), условие устойчивости стержня винта. Более жестким оказалось условие износостойкости. Это означает, что основным видом разрушений в передачах винтгайка с трением скольжения является износ резьбы. Поэтому, чтобы увеличить время эксплуатации передачи или уменьшить ее массу и габариты, необходимо увеличивать значение допустимого давления, зависящее от рационального выбора материала винтовой пары и от условий ее эксплуатации.

При расчете механизма редуктора, выполнен расчет зубьев зубчатого колеса на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Более жестким оказалось условие прочности при изгибе, так как основным видом разрушений элементов зубчатого редуктора является разрушение от действия изгибающих сил.

Выполнен проектировочный и проверочный расчет вала редуктора механизма и подобраны опорные подшипники по динамической грузоподъемности, а также выполнен расчет шлицевых соединений на смятие.

Поэтому, чтобы увеличить время эксплуатации редуктора, необходимо правильно подойти к выбору материалов для изготовления зубчатых колес, а также рационально определить тип передачи и некоторые геометрические параметры для данного редуктора.

Анурьев В.И. «Справочник конструктора».

Полетучий А.И. «Конструирование передач винт-гайка авиационных и робототехнических механизмов».

Полетучий А.И. «Инженерные расчеты и основы конструирования деталей и механизмов ЛА».

Полетучий А.И., Волошин «Машиноведение и детали машин. Инженерные расчёты».

Федоров А.В. «Механизм управления самолета».