Расчет редуктора приборного типа


Сдавался/использовался	1. МГАТУ им. Циолковского, "отлично", 1997
Примечание	расчетные данные местами подогнаны!!! Но все прошло на ура!!! Причем к нему идут еще чертежи А1-1шт; А2-1шт. (или2) и А3-4шт. 240-1872.INF
	Загрузить архив:
	Файл: 240-1872.zip (108kb [zip], Скачиваний: 77) скачать

Министерство науки высшей школы из технической политики Российской Федерации

Кафедра «ДМ и ТММ»

Расчётно-пояснительная записка на тему: «Конструирование редуктора приборного типа»

Группа:

Студент:

Руководитель

проекта:

1997г.

Содержание задания курсового проекта:

Предлагается спроектировать редуктор механизма азимутального вращения зеркала антенны самолетной РЛС приборного типа по приведённой в задании схеме с заданными параметрами:

· Угол обзора зеркала по азимуту, a,град . . . . . . . . . . . 140

· Скорость обзора, n, град/с . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .105

Редуктор приводится в действие от электродвигателя ДПР – 52 - 03, который имеет следующие технические характеристики:

· Напряжение питания, U, В . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

· Частота тока, f, Гц . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 400

· Номинальная мощность, W, Вт. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5

· Число оборотов вала двигателя, n_дв, мин^-1 . . . . . . . . . . 4500

· Номинальный крутящий момент на валу

· двигателя, М, 10^-2Н×см. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100

· Пусковой момент, М, 10^-2Н×см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 650

· Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя, z

. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

· Модуль. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 0.4

Допускаемое отклонение передаточного числа редуктора не более ±2%.

1. Описание назначения и работы редуктора.

Малогабаритные зубчатые редукторы широко используются в различных конструкциях приборов и устройств автоматики. Редукторы, применяемые в следящих системах, в большинстве случаев определяют срок службы того прибора или автомата, в который они входят. К данным редукторам предъявляют следующие требования:

· Безотказность в работе в течение 1500-2500 часов при возможных перепадах температур от - 60^о до + 60^о и относительной влажности до 98%;

· Плавность вращения зубчатых колёс в условиях непрерывного реверса, т.е. изменения направления вращения;

· Небольшой суммарный момент трения;

Данный редуктор собран на двух платах, соединённых между собой стойками при помощи 3^-х винтов. Между платами располагаются узлы зубчатых передач, которые опираются на подшипники качения. На одной из плат крепиться двигатель ДПР – 52 - 03. Для установки редуктора предусматривают 2 отверстия в платах с целью фиксации редуктора штифтами по месту и ещё 4 отверстия для закрепления его винтами.

Выходным звеном такого редуктора является выходная шестерня с числом зубьев z = 22 и модулем m = 0.6, которая после установки редуктора в приборе входит в зацепление с другим зубчатым колесом устройства.

Примечания:

2. Кинематический расчёт редуктора.

2.1. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням:

2.1.1. Приближённое значение передаточного числа редуктора определяется из отношения частоты вращения вала двигателя к частоте вращения антенны:

U_p=гдеn_ант=и w_ант=;

где n_ант – частота вращения антенны;

w_ант– угловая скорость антенны;

w_ант= n_ант=;

U_p

Рекомендуемое число ступеней из условия рационального уменьшения приведённого момента инерции редуктора n = 5 (см.[2])

2.1.2. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням осуществляется в соответствии с формулами (см.[2]):

U_ср= U_ср==3,034;

U₁= U₁=,569;

U₂= U₂=,742;

U₃=U_ср; U₃=3,034;

U₄=; U₄=

U₅=; U₅=;

где U_i– передаточное число i–ой ступени.

2.2. Определение числа зубьев зубчатых колёс:

Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле (см.[2]):

где z_ш – число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивных соображений;

U_i– передаточное число i–ой ступени;

В приведённых далее расчётах используются следующие обозначения:

· z обозначает номер шестерни от двигателя;

· z обозначает, что данное число зубьев относиться к колесу;

Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя: z₁=18.

z₁= 18; z₁^'=18×1.569=28.242»28;

z₂= 19; z₂^'=19×1.742=33,098»33;

z₃= 19; z₃^'=19×3.034=57,640»58;

z₄= 20; z₄^'=20×5.285=105.70»106;

z₅= 20; z₅^'=20×5.868=117.36»117;

2.3. Определение геометрических размеров шестерней и зубчатых колёс редуктора.

2.3.1. Диаметр делительной окружности (в мм) определяется по формуле (см.[2]):

d_i= m×z,

где m – модуль зацепления, мм,

z – число зубьев шестерни или зубчатого колеса;

m = 0.4; d₁ = 0.4×18=7.2; d₁^' =0.4×28=11.2;

m = 0.4; d₂ = 0.4×19=7.6; d₂^' =0.4×33=13.2;

m = 0.5; d₃ = 0.5×19=9.5; d₃^' =0.5×58=29.0;

m = 0.5; d₄ = 0.5×20=10.0; d₄^' =0.5×106=53.0;

m = 0.6; d₅ = 0.6×20=12.0; d₅^' =0.6×117=70.2;

2.3.2. Диаметр (в мм) окружности вершин зубьев определяется по формуле (см.[2]):

d_a= m×(z+2)

d_a1= 0.4×(18+2)=8; d_a1^'=0.4×(28+2)=12;

d_a2= 0.4×(19+2)=8.4; d_a2^'=0.4×(33+2)=14;

d_a3= 0.5×(19+2)=10.5; d_a3^'=0.5×(58+2)=30;

d_a4= 0.5×(20+2)=11; d_a4^'=0.5×(106+2)=54;

d_a5= 0.6×(20+2)=13.2; d_a5^'=0.6×(117+2)=71.4;

2.3.3. Диаметр (в мм) окружности впадин зубьев определяется по формуле (см.[2]):

d_f= m×(z-2.5)

d_f1= 0.4×(18-2.5)=6.2; d_f1^'=0.4×(28-2.5)=10.2;

d_f2= 0.4×(19-2.5)=6.6; d_f2^'=0.4×(33-2.5)=12.2;

d_f3= 0.5×(19-2.5)=8.25; d_f3^'=0.5×(58-2.5)=27.75;

d_f4= 0.5×(20-2.5)=8.75; d_f4^'=0.5×(106-2.5)=51.75;

d_f5= 0.6×(20-2.5)=10.5; d_f5^'=0.6×(117-2.5)=68.7;

2.3.4. Межосевое расстояние (в мм) рассчитывается по формуле:

где d_i – делительный диаметр шестерни i – ой ступени;

d_i^' – делительный диаметр зубчатого колеса i – ой ступени;

a_w1= a_w2=

a_w3= a_w4=

a_w5=

2.3.5. Определение ширины шестерней и зубчатых колёс.

Ширина зубчатого колеса (в мм) определяется по формуле (см.[2]):

b_i^' = ( 3…10)×m,

( 3 . . . 10) - выбирается из конструктивных соображений,

а ширина шестерни (в мм):

b_i= b_i^'×1.6

b₁^' = 3×0.4=1.2; b₁ = 1.2×1.6=1.92;

b₂^' = 4×0.4=1.6; b₂ = 1.6×1.6=2.56;

b₃^'= 4×0.5=2.0; b₃ = 2.0×1.6=3.2;

b₄^' = 5×0.5=2.5; b₄ = 2.5×1.6=4.0;

b₅^' = 5×0.6=3.0; b₅ = 3.0×1.6=4.8;

2.4. Расчёт реальных передаточных чисели вычисление относительной погрешности.

2.4.1. Действительное передаточное число ступени редуктора определяется по формуле:

где z_зки z_ш – соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, входящих в зацепление;

U₁= U₂=

U₃= U₄=

U₅=

Следовательно, U_ред= U₁×U₂×U₃×U₄×U₅

U_ред= 1.56×1.74×3.05×5.30×5.85=256.688

2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:

где U_ред – истинное значение передаточного числа редуктора;

U_р – приближённое передаточное число редуктора

не должно превышать допустимого значения ±2%

- 0.177%

Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:

|- 0.177|% <2%

2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.

Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по формуле:

где – угловая частота вращения вала двигателя,

– угловая частота вращения последующих валов;

2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:

где W₁- мощность на валу двигателя (в Вт);

W_i – мощность последующих валов (в Вт);

T_i – крутящий момент на валу (в Нмм);

h- к.п.д. ступени h = 0.97

W₁=4.5;

W₁₁=4.5×0.97=4.365;

W₁₁₁=4.365×0.97=4.23;

W_1v=4.23×0.97=4.11;

W_v=4.11×0.97=3.98;

W_v1=3.98×0.97=3.86;

2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.

2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле (см.[2]):

Диаметр вала под зубчатое колесо/шестерню принимается равным:

;

d_II=4×0.4=1.6; D_II=1.6×1.6=2.56;

d_III=4×0.5=2.0; D_III=2.0×1.6=3.2;

d_IV=4×0.5=2.0; D_IV=2.0×1.6=3.2;

d_V=4×0.6=2.4; D_V=2.4×1.6=3.84;

d_VI=4×0.6=2.4; D_VI=2.4×1.6=3.84;

2.7.2. Подбор действительных размеров валов в соответствии с размерами подшипников:

В таблице №1 приведены сведения о подшипникахсверхлёгкой стали:

№ п/п	Условноеобозначение	Внутренний диаметр подшипника, d,мм	Внешний диаметр подшипника, D, мм	Ширина,B, мм
1	1000091	1.0	4.0	1.6
2	1000092	2.0	6.0	2.3
3	1000093	3.0	8.0	3.0
4	1000094	4.0	11.0	4.0

таблица №1 ”Подшипники”

В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:

№ п/п	1	2	3	4	5
Условноеобозначение подшипника	1000091	1000092	1000094	1000093	1000094
Внутренний диаметр подшипника, d,мм	1.0	2.0	4.0[1]	3.0	4.0
Внешний диаметр подшипника, D, мм	4.0	6.0	11.0	8.0	11.0
Ширина,B, мм	1.6	2.3	4.0	3.0	4.0
Диаметр вала, d_i, мм	1.0	2.0	4.0	3.0	4.0
Диаметр вала, D_i, мм	1.6	3.2	6.4	4.8	6.4

2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:

подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);

Принимаем толщину пластин редуктора равной В^¢ = 4.5 (мм).

3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.

Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости.

Условие прочности:

где

[] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:

для колеса:

для шестерни: (3.2.2);

гдеs_T- предел текучести материала (в Н/мм²);

s_B - предел прочности материала (в Н/мм²);

s_-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:

(3.2.3)

S_n- запас прочности;

k_FC = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;

m - модуль зубчатого колеса;

Y_F - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;

W_Ft -удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле:

(3.3)

где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

k_F - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;

, (3.4)

где

- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба;

- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

b_w -рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d_w=d -диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

1). Проведём расчёт на выносливость колеса.

Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т

;

По формуле (3.2.1) определяем:

По [3]: =1; =1.02;

По формуле (3.4) определяем

×1.02×1.089=1.11

По формуле (3.3) определяем

По [3]:для z = 117;

По формуле (3.1) определяем

133.56 < 139.2 т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.

Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение

S_n = 1.1

По формуле (3.2.3) определяем:

По формуле (3.2.2) определяем:

По [3]: =1; =1.02;

По формуле (3.4) определяем

×1.02×1.508=1.538;

По формуле (3.3) определяем

По [3]:для z = 20;

По формуле (3.1) определяем

258.77 < 381.8 т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

4. Расчёт предохранительной фрикционной муфты.

Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:

1. D₂=8, (определён в процессе конструирования);

2. D₁=3, (определён в процессе конструирования);

4. [1]): [p] = 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f = 0.2;

5. _V = 372;

Расчёт муфты производиться по формуле:

(4.1)

где Т_тр – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;

Q – сила прижатия;

R_cp – средний радиус трения, определяемый по формуле:

(4.2)

z – число трущихся поверхностей;

b - коэффициент запаса сцепления,

(принимаем b = 1.25);

k_D – коэффициент динамической нагрузки,

(принимаем k_D = 1.2);

Исходя из формул (4.1) и (4.2), z определяется как:

(4.3)

Удельное давление: , (4.4)

где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:

, (4.5)

Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:

, (4.6)

Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:

Число фрикционных дисков n определяется по формуле:

5. Расчёт выходного вала на выносливость.

5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.

Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:

, (5.1)

где

, (5.2)

где

, (5.3)

где

, (5.4)

где

По формуле (5.1) определяем

;

По формуле (5.2) определяем

;

По формуле (5.3) определяем

По формуле (5.4) определяем

5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.

Приближённо определим диаметр вала под колесом d_в:

{где t = 20...35Мпа}

5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.

Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.

Исходя из конструкции вала следует:

|ВD|=25(мм);|АС|=11(мм);|АВ|=17.5(мм);|АD|=7.5(мм);|СВ|=6.5(мм);

5.3.1. Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.

Уравнение моментов для т.А:

;

Уравнение моментов для т.В:

;

Уравнение сил используем для проверки:

;

5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.

Уравнение моментов для т.В:

;

Уравнение моментов для т.А:

;

Уравнение сил используем для проверки:

;

5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.

5.4.1. Построение эпюры изгибающего момента

1). 0 < y₁ < 7.5 (мм);

2). 0 < y₂ < 11 (мм);

3). 0 < y₃ < 6.5 (мм);

5.4.2. Построение эпюры изгибающего момента

1). 0 < y₁ < 7.5 (мм);

2). 0 < y₂ < 11 (мм);

3). 0 < y₃ < 6.5 (мм);

5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:

1). 0 < y₁ < 7.5 (мм); Т=2112 (Н×мм);

2). 0 < y₂ < 11 (мм); Т=2112 (Н×мм);

Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на

рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.

5.5. Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.

Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:

, (5.5)

где

Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:

, (5.6)

где

Для определения

, (5.7)

где

, (5.7*)

F_r1

F_t1

x_A

z_A

F_r2

F_t2

x_B

z_B

М_z

мм

Нмм

мм

М_x

7.5

18.5

2112

мм

Нмм

Рис.1

где

, (5.8)

где d - диаметр вала в опасном сечении;

, (5.8*)

, (5.9)

где

Для определения существуют следующие соотношения:

, (5.10)

где

, (5.10*)

где d - диаметр вала в опасном сечении;

Т - крутящий момент в опасном сечении;

(5.11**)

, (5.12)

Материал рассчитываемого вала :

Сталь 40Х (упрочненная азотированием);

(по [5]);

шероховатость поверхности:

(по [5]);

d = 4 (мм);

[n] = 1.5;

1). По формуле (5.7*) определяем:

По формуле (5.8) определяем:

;

По [5] определяем отношение

В таком случае

При таких исходных данных по формуле (5.7) определяем:

2). По формуле (5.10*) определяем:

Из соотношения (5.11) и (5.11*):

Коэффициент по формуле (5.12) имеет следующее значение:

По формуле (5.8*) определим:

Исходя из формулы (5.11**):

В таком случае по формуле (5.10) определяем:

По формулам (5.5) и (5.6) вычисляем:

Коэффициент запаса усталости для выходного вала больше предельного значения.

6. Расчёт подшипников выходного вала.

Расчёт подшипников производиться по тому из них, на который приходиться максимальная нагрузка. В данном случае по эпюрам действующих на вал моментов, показанных на рис.1, легко определить, что наибольшая нагрузка приходиться на подшипник, расположенный между колесом и выходной шестернёй (т.А).

При конструировании редуктора были применены радиальные однорядные подшипники качения. По этой причине расчёт проводиться по приведённой ниже схеме, где подшипники подбираются по динамической грузоподъёмности С_р исходя из следующего соотношения:

(6.1)

где С - табличное значение динамической грузоподъёмности рассчитываемого подшипника;

L - долговечность в млн. оборотов, определяемая по формуле:

, (6.2)

где n - число оборотов вала, рассчитываемое по соотношению:

,(6.3)

t - количество рабочих часов за расчётный срок службы;

,(6.4)

где

(6.5)

x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, соответственно;

v - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается;

Т.к. выходной вал установлен в подшипниках 1000094, то (по[3]) определяем, что С_р = 950(Н).

По эпюрам (рис.1) определяем х_А= 479.4(Н), z_А = 158.3(Н). В таком случае по формуле (6.5) определяем:

Принимая ⁰), v = 1 (вращение внутреннего кольца), x = 1,y = 0 (прямозубая передача), определяем по формуле (6.4):

Согласно тому, что

(об/мин);

По формуле (6.2), считая, что t = 2000 (ч), определяем:

При таких условиях по формуле (6.1) (принимая n = 3, т.к. тело качения - шарик), рассчитываем:

938(Н) < 950(Н) - условие (6.1) выполняется.

7. Смазка редуктора.

В редукторе смазываются опоры качения. Часто смазка разбрызгивается и попадает на зубчатые колёса.

Дополнительная смазка не производиться.

Подшипники качения покрывают пластичной смазкой И-30А ГОСТ 6267-59, которую заменяют 1 раз в 6-8 месяцев.

Формат	№ п/п	Обозначение	Наименование	Кол.	Примечание
			Документация
А1		РПТ.257.000. СБ	Сборочный чертёж

			Детали
	1.	РПТ.257.001.	Нижняя плата	1	Сталь G3
	2.	РПТ.257.002.	Верхняя плата	1	Сталь G3
	3.	РПТ.257.003.	Вал	1	Сталь 40Х
	4.	РПТ.257.004.	Вал	1	Сталь 40Х
	5.	РПТ.257.005.	Вал	1	Сталь 40Х
	6.	РПТ.257.006.	Вал	1	Сталь 40Х
А3	7.	РПТ.257.007.	Вал	1	Сталь 40Х
	8.	РПТ.257.008.	Вал	1	Сталь 40Х
	9.	РПТ.257.009.	Колесо зубчатое	1	Бр.ОЦ 4-3т
	10.	РПТ.257.010.	Колесо зубчатое	1	Бр.ОЦ 4-3т
А3	11.	РПТ.257.011.	Колесо зубчатое	1	Бр.ОЦ 4-3т
	12.	РПТ.257.012.	Колесо зубчатое	1	Бр.ОЦ 4-3т
А3	13.	РПТ.257.013.	Колесо зубчатое	1	Бр.ОЦ 4-3т
	14.	РПТ.257.014.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
	15.	РПТ.257.015.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
	16.	РПТ.257.016.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
А3	17.	РПТ.257.017.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
	18.	РПТ.257.018.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
А3	19.	РПТ.257.019.	Шестерня	1	Сталь 40ХН
	20.	РПТ.257.020.	Крышка муфты	1	СЧ15-32
	21.	РПТ.257.021.	Диск фрикционный	3	СЧ15-32
А3	22.	РПТ.257.022.	Стакан	1	СЧ15-32
	23.	РПТ.257.023.	Диск фрикционный	2	СЧ15-32
	24.	РПТ.257.024.	Пружина	1	40-13
	25.	РПТ.257.025.	Стойка	3	БрАЖ9-4Л
	26.	РПТ.257.026.	Крышка	2	СЧ15-32
	27.	РПТ.257.027.	Крышка	2	СЧ15-32
	28.	РПТ.257.028.	Крышка	2	СЧ15-32
	29.	РПТ.257.029.	Крышка	2	СЧ15-32
	30.	РПТ.257.030.	Крышка	1	СЧ15-32
	31.	РПТ.257.031.	Шпонка по Гост23360-78	1	Сталь 45
	32.	РПТ.257.032.	Шпонка по Гост23360-78	1	Сталь 45
	33.	РПТ.257.033.	Крышка	1	СЧ15-32

			Стандартные изделия
	34.	РПТ.257.034.	Подшипник качения 1000091 Гост3395-74	2
	35.	РПТ.257.035.	Подшипник качения 1000092	2
	36.	РПТ.257.036.	Подшипник качения 1000093	2
	37.	РПТ.257.037.	Подшипник качения 1000094	4
	38.	РПТ.257.038.	Шайба 5.01.08.кн.016 Гост11371-78	6
	39.	РПТ.257.039.	Винт АМБ-69*12-1048 Гост14473-80	6
	40.	РПТ.257.040.	Винт АМБ-69*4-1048 Гост1476-75	24
	41.	РПТ.257.041.	Электродвигатель ДПР-52-03	1

Список литературы:

1.Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА. – М: Высшая школа, 1981г., 374с.

2.Никифоров В.В. проектирование редукторов приборного типа с мелкомодульными зубчатыми колёсами. – М., 1992г., 16с.

3.Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.2. – М: Машиностроение, 1978г., 559с.

4.Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф. – М: Высшая школа, 1978г., 326с.

5.Селезнёв Б.И. Расчёт валов на прочность на персональных компьютерах. – М., 1994г., 50с.

6.Курсовое проектирование механизмов РЭС. Под ред. Рощина Г.И. – М: Высшая школа, 1983г., 243с.

7.Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Чернавского С.А. – М: Машиностроение, 1988г., 416с.

Подготовлено и отредактировано на компьютере Intel Inside Pentium 166 MMXи отпечатано на принтере Epson Stylus 200в компании «Один дома».

03.11.1997 A.D.

[1]На этом валу установлена муфта