Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Лекции, шпоры и примеры курсовой работы по ТММ - файл Копия ТММ пзЧ1.doc


Лекции, шпоры и примеры курсовой работы по ТММ
скачать (5381.9 kb.)

Доступные файлы (56):

Lectures.pdf1351kb.16.02.2007 11:09скачать
TMMWork.exe
TMMWork.ini
зубчатое зацепление.DWG
Копия ТММ пзЧ1.doc173kb.02.11.2004 13:43скачать
КУЛАЧОК.DWG
КУРСОВ~1.DOC437kb.15.12.2001 00:42скачать
маховик.DWG
10.tif
11.tif
12.tif
13.tif
14.tif
15.tif
16.tif
17.tif
18.tif
19.tif
1.tif
20.tif
21.tif
22.tif
23.tif
24.tif
25.tif
26.tif
27.tif
2.tif
3.tif
4.tif
5.tif
6.tif
7.tif
8.tif
9.tif
Thumbs.db
ТММ.doc9365kb.02.01.2001 02:44скачать
К лекции с косозубыми колёсами.doc101kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №10 04.11.2003.doc154kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №1 02.09.2003.doc203kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №11 11.11.2003.doc273kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №12 18.11.2003.doc146kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №13 25.11.2003.doc332kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №14 02.12.2003.doc261kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №15 09.12.2003.doc161kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №16 16.12.2003.doc147kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №17 23.12.2003.doc191kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №2 09.09.2003.doc261kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №3 16.09.2003.doc378kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №4 23.09.2003.doc186kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №5 30.09.2003.doc169kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №6 07.10.2003.doc202kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №7 14.10.2003.doc102kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №8 21.10.2003.doc150kb.20.11.2004 19:34скачать
Лекция №9 28.10.2003.doc189kb.20.11.2004 19:34скачать
Шпоры ТММ.doc1153kb.26.06.2008 17:16скачать

содержание
Загрузка...

Копия ТММ пзЧ1.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...
СОДЕРЖАНИЕ

Задание кафедры 2


1 Исследование шарнирно-рычажного механизма 4

1.1 Структурный анализ механизма 4

1.2 Кинематическое исследование механизма аналитическим

методом 4

    1. Кинематическое исследование механизма методом планов

скоростей и ускорений 6

1.4 Силовой расчет механизма методом Бруевича Н.Г. 9

1.5 Силовой расчет механизма методом Жуковского Н.Е. 11

1.6 Определение потерь мощности на трение в кинематических

парах 12

1 Кинематический анализ и геометрический синтез зубчатого

механизма 13

2.1 Кинематический анализ зубчатого механизма 13

2.2 Геометрический расчет пары Za*Zb 14

2.3 Проверка геометрических показателей качества зацепления 15

2.4 Построение картины зацепления 16

3 Динамический синтез кулачкового механизма 18

3.1 Построение графиков движения толкателя 18

3.2 Определение величины окружности минимального радиуса 20

3.3 Построение профиля кулачка 20

3.4 Определение силы упругости пружины 21

Литература 22

  1. ^

    ИССЛЕДОВАНИЕ ШАРНИРНО-РЫЧАЖНОГО МЕХАНИЗМА





    1. Структурный анализ механизма

Определяем степень свободы механизма по формуле Чебышева П.Л. для плоских механизмов:
W=3 . n’ – 2 . P5P4 = 3 . 5 – 2 . 7 – 0 = 1,
где n’ – количество подвижных звеньев;

P5 – количество кинематических пар пятого класса;

P4 – количество кинематических пар четвертого класса.

Так как W= 1, то механизм имеет одно входное звено – 1 звено, закон движения которого задан. Входное звено со стойкой составляют начальный механизм, таким образом заданный шарнирно-рычажный механизм имеет следующую структуру:

(1,6) – начальный механизм;

(2,3) – группа Ассура 2-го класса -го вида;

(4,5) – группа Ассура 2-го гласса -го вида.

В целом заданный механизм является механизмом второго класса.


    1. Кинематическое исследование механизма аналитическим

методом
^

При аналитическом методе исследования представляем характерные разме-


ры механизма, перемещения звеньев в виде векторов, на основе которых составляем векторные уравнения. Рассмотрев эти уравнения в проекциях на оси координат, получаем системы алгебраических уравнений для определения перемещений выходного звена.

^

Рисунок 1.1 – Расчетная схема




Уравнения в машинной форме и результаты расчетов для 24-х положений механизма приведены в распечатке (см. лист 5).


    1. Кинематическое исследование механизма методом планов

скоростей и ускорений

Решение задачи начинается с входного звена 1 и далее ведется по группам Ассура.

Входное звено 1.
^
Угловая скорость

= . n1 / 30 = . / 30 = рад/с

Скорость точки А

VA = . OA = = м/с

Группа (2,3) – второго класса, вида.
VВ = V + V ,

VВ = V + V ,

Скорость точки V определяем методом подобия:


Группа (4,5) – второго класса, вида.
V = V + V ,

V = V + V ,

Планы скоростей построены для положений механизма № и №

в масштабе Kv = (м/с)/мм.

Определяем угловые скорости звеньев по следующим формулам:


Результаты расчетов приведены в таблицах 1.1 и 1.2.
Таблица 1.1

Поло-

жение

механ



























































































































Таблица 1.2

^ Пожение

механ





































































































































^ Сравниваем результаты, полученные аналитическим методом и методом планов скоростей, для выходного звена 5:

Планы ускорений строятся в таком же порядке.

Входное звено 1.

Ускорение точки А

aA = 12 . OA = 2 . = м/с2
Группа (2,3) – второго класса, вида.
a = aA + a + a

a = a + a + a ,
где

a = ; a

a = ; a

^ Ускорение точки определяем методом подобия:

Группа (4,5) – второго класса, вида.
a = a + a + a

a = a + a + a ,
где

a = ; a

a = ; a
Планы ускорений построены для положений механизма № и №

в масштабе Ka = (м/с2)/мм.

Определяем угловые ускорения звеньев по следующим формулам:
Результаты расчетов приведены в таблицах 1.3 и 1.4.

Таблица 1.3

Поло-

жение

механ.





































































































































Таблица 1.4
Поло-

жение

механ.


































































































































^
Сравниваем результаты, полученные аналитическим методом и методом планов ускорений, для выходного звена 5:



    1. Силовой расчет методом Бруевича Н.Г.

Силовой расчет по Бруевичу Н.Г. основан на методе кинетостатики, при котором приложением сил и моментов сил инерции механизм приводится в состояние равновесия, после чего для расчетов применяются уравнения статики [1].

^ Определяем силы веса, силы инерции и моменты сил инерции по следующим формулам:

Gi = mi . g ,

Fиi = |- mi . asi |,

Mиi = |- Isi . i |.

Ускорения центров тяжести звеньев asi определены методом подобия. Результаты вычислений приведены в таблице 1.5.
Таблица 1.5

Поло-

жение

механ.



зве-на

Масса кг

Мом.

инерц.

кг . м 2

Вес
Н

wsi
мм

asi
м /с 2

Сила

инерц.

Н

Момент

сил ин.

Н . м







1

























2

























3

























4

























5




























1

























2

























3

























4

























5


























Силовой расчет ведется по группам Ассура, начиная с последней присоединенной группы. При этом в качестве начального принимается то звено, на которое действует неизвестная внешняя сила. В данном случае неизвестным является уравновешивающий (движущий) момент, приложенный к первому звену. Таким образом для силового расчета используем структуру механизма, приведенную на листе 4, а решение начинаем с группы (4,5).

^ Группа (4,5) – второго класса, вида.


Планы сил построены в следующих масштабах: KF1 = Н/мм: KF2 = Н/мм.

Группа (2,3) – второго класса, вида.

Планы сил построены в масштабах: KF3 = Н/мм; KF4 = Н/мм.

Звено 1.

Строим план сил для первого звена в масштабе KF5 = Н/мм.
 F ( 1 ) = 0; R21 + G1 + Fи1 + R61 = 0
В результате
R61 = R61 . KF5 = . = Н.

Для определения уравновешивающего момента составляем сумму моментов сил, действующих на звено 1, относительно точки О.
mom o F (1) = 0; R21 . hR21 . KL - G1 . hG1 . KL – Mур = 0,

откуда

Mур = R21 . hR21 . KL – G1 . hG1 . KL =


    1. Силовой расчет механизма методом Жуковского Н.Е.


Физический смысл уравнения Жуковского Н.Е. – сумма мгновенных мощностей, развиваемых силами и моментами, действующими на звенья механизма, равна нулю. Для его составления прикладываем все силы в соответствующие точки плана скоростей, предварительно повернув их на 90 градусов. Взяв, формально, сумму моментов этих повернутых сил относительно полюса плана скоростей, фактически получаем уравнение развиваемых ими мощностей. К полученному уравнению добавляем мощности, развиваемые моментами. При составлении уравнения Жуковского Н.Е. учитываем знак мощности, развиваемой данной силой или моментом:

- мощность, развиваемая силой положительна, если эта сила является движущей, т.е. ее истинное направление составляет острый угол (меньше 90 о) с направлением скорости точки приложения; мощность силы сопротивления (угол между истинным направлением силы и скорости точки ее приложения больше 90 о) входит в уравнение Жуковского Н.Е. со знаком минус;

- мощность, развиваемая моментом является положительной, если момент является движущим (его направление совпадает с угловой скоростью звена, к которому он приложен), и мощность отрицательна для момента сопротивления (направления момента и угловой скорости звена не совпадают)
Уравнение Жуковского Н.Е. для положения № :

Разница в результатах, полученных методом Бруевича и методом Жуковского, составляет:


Уравнение Жуковского Н.Е. для положения № :
1.6 Определение потерь мощности на трение в кинематических парах

В заданном рычажном механизме имеются только вращательные (шарниры)

и поступательные (ползуны) кинематические пары пятого класса, в которых и происходят потери на трение.

Мощность трения в шарнирах:
Nтр = Rш . f’ш . d|2 . отн ,
Мощность трения в ползунах:
Nтр = Rп . f’п. Vотн ,

Определяем потери на трение во всех кинематических парах механизма для положения № .

N61 = R61 . f’ш . d|2 = = Вт
N21 = R21 . f’ш . d|2 . |  -  2 | = = Вт
N23 = R23 . f’ .
N63 = R63 . f’ .
N4 = R4 . f’ .

N45 = R45 . f’ .
N65 = R65 . f’ .
Суммарные потери на трение в кинематических парах:
Ni = N61 + N21 + N23 + N63 + N4 + N45 + N65 =
= = Вт


  1. ^ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ

ЗУБЧАТОГО МЕХАНИЗМА
В заданном зубчатом механизме имеются колеса с подвижными геометрическими осями (сателлиты) – это колеса №№

Таким образом задан сложный механизм, включающий следующие части:

Рисунок 2.1 – Схема зубчатого механизма


Определяем неизвестные числа зубьев колес из условия соосности:

    1. Кинематический анализ зубчатого механизма

Входным звеном данного механизма является зубчатое колесо, обозначенное индексом «а». Выход осуществляется на звене с частотой вращения n1. Таким образом необходимо определить передаточное отношение ia1 этого механизма. Записываем уравнения передаточных отношений для всех выделенных частей, применяя метод обращения движения (метод остановки водила) для каждой части, где имеются колеса с подвижными геометрическими осями (сателлиты). Преобразованием полученной системы алгебраических уравнений определяем искомое передаточное отношение.



    1. Геометрический расчет пары Za*Zb

Переобозначим колеса заданной пары с целью удобства использования стандартного справочного материала:

Za = Z1 = ; Zb = Z2 = .

По заданному условию проектирования выбираем коэффициенты смещения с помощью блокирующего контура [ 2 ] :

X1 = , X2 = .

Определяем параметры передачи, формируемые при нарезании колес стандартным инструментом реечного типа. Расчет проводится по следующим формулам:

- угол зацепления (определяется через эвольвентный угол invw)
invw = 2 . (X1 + X2) . tg  / (Z1 +Z2) + inv

( invw = tg w - w ) w ;
- межосевое расстояние

aw = m . (Z1+ Z2) . cos  / (2 . cos w) ;
- диаметры начальных олружностей

dw1 = 2 . aw / (u + 1) ; dw2 = u . dw1 ,
где u = Z2 / Z1 – передаточное число;
- диаметры делительных окружностей
d1 = m . Z1 , d2 = m . Z2 ;
- диаметры основных окружностей
db1 = m . Z1 . cos  , db2 = m . Z2 . cos  ;
- диаметры окружностей впадин
df1 = m . (Z1 – 2 . ha* - 2 . c* + 2 . X1) ,

df2 = m . (Z2 – 2 . ha* - 2 . c* + 2 . X2) ;
- диаметры окружностей вершин
da1 = 2 . aw – df2 – 2 . c* . m ,

da2 = 2 . aw – df1 – 2 . c *. m ;


- толщина зуба на делительной окружности колеса
S1 =  . m / 2 + 2 . X1 . m . tg ,

S2 = . m / 2 + 2 .X2 . m . tg ;
- шаг на делительной окружности
p =  . m ;

- шаг на основной окружности
pb = m . cos  .

Результаты расчетов, полученные с помощью ЭВМ, приведены на распечатке (см. лист 17).
2.3 Проверка геометрических показателей качества зацепления

Используя данные геометрического расчета, приведенные в распечатке, проверяем работоспособность проектируемой передачи по геометрическим показателям качества зацепления:

  • на отсутствие интерференции зубьев зубчатых колес


tg p1 = > tg l1 = ,
следовательно интерференция на ножке зуба первого колеса отсутствует.
tg p2 = > tg l2 = ,
интерференция на ножке зуба второго колеса также отсутствует.

Таким образом рабочая часть каждого зуба располагается на его эвольвентной части и передача работает без нарушения основного закона зацепления;

  • на отсутствие заострения зубьев колес.

Допускаемое значение толщины зубьев на окружности вершин для проектируемой передачи

[ Sa ] = . m = . = мм
Сравниваем расчетные значения толщин зубьев с допускаемыми:
Sa1 = > ,
Sa2 = > .
Таким образом заострение на вершинах зубьев обоих колес отсутствует;
- на отсутствие подреза зубьев колес
tg l1 = > 0,

tg l2 = > 0.


Подрез зубьев на обоих колесах отсутствует;


  • по коэффициенту перекрытия.

Допускаемый коэффициент перекрытия [  ] = 1,2 для ответственных передач. Сравниваем полученный по расчету коэффициент перекрытия с допускаемым:
 = > 1,2 ,
т.е. расчетный коэффициент перекрытия соответствует заданному условию и плавность работы передачи обеспечивается.

Таким образом все геометрические показатели качества зацепления, обеспечивающие удовлетворительность работы проектируемой передачи, выполняются.
2.4 Построение картины зацепления

По результатам геометрического расчета вычерчиваем картину зацепления данной пары колес с помощью ЭВМ (с применением плоттера).

Переводим расчетные диаметры в масштаб чертежа (Kl = ):
di = di / Kl .

Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 в миллиметрах

Диам.

dw1

dw2

d1

d2

db1

db2

da1

da2

df1

df2

Распеч.































Чертеж































Проводим соответствующие окружности. Отмечаем рабочую часть линии зацепления Р1Р2 – отрезок линии зацепления, заключенный между окружностями вершин. Отложив от точек Р1 и Р2 на рабочей части линии зацепления основной шаг Pb , получаем зону однопарного зацепления на линии зацепления – отрезок uv.

Переносим все указанные точки ( P1 , P2 , u, v) на профили зубьев колес, проведя соответствующие окружности из центров вращения каждого из колес пары. Отмечаем на каждом профиле рабочую часть и зону однопарного зацепления.

Проверяем графически коэффициент перекрытия:
гр = P1P2 / Pb = / = ,
где

P1P2 – рабочая часть линии зацепления (отрезок на чертеже в мм),

Pb - основной шаг (шаг по основной окружности), изображаемый на чертеже отрезком P1v или отрезком uP2 (в мм).

Разница в значениях расчетного и полученного графически коэффициента перекрытия составляет:
=( расч - гр ) /расч* 100 = ( ) / * 100 = %
^ 3 ДИНАМИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ КУЛАЧКОВОГО МЕХАНИЗМА
Задачей динамического синтеза кулачкового механизма является построение профиля кулачка, обеспечивающего заданный закон движения толкателя и работоспособность механизма при его минимальных габаритах.
3.1 Построение графиков движения толкателя

Строим график аналога ускорений толкателя в соответствии с заданием. Выбираем на оси абсцисс отрезок L = мм, соответствующий полному обороту кулачка. При этом получаем масштаб угла поворота кулачка
K L = 2 . 3,14 / = рад/мм .
Размечаем ось абсцисс в соответствии с заданной таблицей углов поворота кулачка, определяющих характерные участки графика аналогов ускорений. На участке ускоренного движения фазы удаления толкателя принимаем максимальную ординату графика, равную мм ( S"I = мм ), и вычерчиваем график аналога ускорений в соответствии с заданием. В результате получилась площадь под графиком аналога ускорений на данном участке, равная мм2 ( АI = мм2 ).

На участке замедленного движения фазы удаления толкателя (отрицательная часть графика фазы удаления) максимальную ординату аналога ускорений определяем из условия равенства площадей под графиком на участках ускоренного и замедленного движения данной фазы ( АI = АII ). В результате получаем значение этой ординаты, равное мм ( S"II = мм). Аналогично строим график на фазе приближения толкателя. Принимаем S"III = мм (максимальная ордината графика на участке ускоренного движения фазы приближения – отрицательная часть графика на фазе приближения). Площади АIII = АIV = мм2. Максимальная ордината на участке замедленного движения фазы приближения (положительная часть графика аналога ускорений на фазе приближения) получилась равной мм (SIV = мм).

Проводим интегрирование графика аналогов ускорений методом хорд [4], приняв значение полюсного расстояния мм ( H1 = мм). Получаем график аналога скоростей толкателя, который также интегрируем методом хорд. Полюсное расстояние при интегрировании графика аналога скоростей приняли равным

мм (H2 = мм).

Построенный график перемещений толкателя в результате интегрирования графика аналога скоростей в конце цикла имеет значение, отличное от нуля. Это означает, что графики на фазе удаления и приближения построены в разных масштабах. Вводим поправочный коэффициент , корректирующий пропорционально все три графика на фазе приближения (правые части графиков) и приводящий каждый график к единому масштабу:
 = b / h = / = , yi* = yi .  ,
где

b – ордината на графике перемещений толкателя, измеренная в конце цикла от максимального перемещения до конечной точки графика,

h – максимальная ордината графика перемещений (соответствующая ходу толкателя),

yi – ординаты графиков движения толкателя на фазе приближения, полученные при первоначальном построении (для графика перемещений измерения ведутся от максимального значения перемещений),

yi*- новые значения ординат на фазе приближения толкателя после корректировки ( при корректировке графика перемещений ординаты yi* откладываем от максимального значения перемещений вниз).

Рассчитываем масштабы, в которых построены графики движения толкателя:


  • масштаб графика перемещений


Ks = h / h = / = мм/мм ,
где

h – заданный максимальный ход толкателя;


  • масштаб графика аналога скоростей


Ks' = Ks /(H2 . K) = /( . ) = мм/мм ;


  • масштаб графика аналога ускорений


Ks" = Ks' /(H1 . Kмм/мм .
Дальнейшие построения проводим для 12 равноотстоящих положений механизма в пределах одного цикла работы, поэтому на оси абсцисс графиков движения толкателя отмечаем эти 12 положений.

3.2 Определение величины окружности минимального радиуса

Величина окружности минимального радиуса теоретического профиля кулачка для механизма с роликовым толкателем определяется из условия отсутствия заклинивания механизма, т.е. необходимо обеспечить угол передачи движения во всех положениях механизма не меньше заданного минимально допустимого угла передачи min = о.

Для определения величины rmin строим диаграмму S – S' в масштабе
Ks = Ks' = мм/мм .
При этом по вертикальной оси откладываем перемещения толкателя для 12 положений механизма в соответствии с графиком перемещений, а по горизонтальной – значения аналогов скоростей для этих же положений. Значения аналогов скоростей на фазе удаления откладываем (т.к. кулачок вращается часовой стрелк ), а на фазе приближения . Соединяем полученные точки плавной кривой и проводим к ней касательные (справа и слева) под углом min к горизонтальной оси. Ниже этих прямых сформировалась зона, разрешенная для выбора центра вращения кулачка из условия отсутствия заклинивания при данном минимально допустимом угле передачи движения. Так как задан механизм с внецентренным расположением толкателя (ось толкателя проходит на расстоянии эксцентриситета e от центра вращения кулачка – по заданию e = мм), то откладываем величину эксцентриситета вправо и влево от вертикальной оси (оси S ) в масштабе диаграммы
e = e / Ks = / = мм .
Через полученные отметки проводим вертикальные прямые до разрешенной зоны и обозначаем положение центра вращения кулачка. Выбираем положение центра вращения кулачка, соответствующее меньшему из двух значений rmin (в нашем случае выбираем расположение центра вращения кулачка от оси толкателя). В результате получаем значение rmin = мм на чертеже, что соответствует истинному значению
rmin = rmin . Ks = . = мм .
3.3 Построение профиля кулачка

Построение механизма проводим в масштабе Kl = мм/мм .

При построении профиля кулачка используем метод обращения движения [1].

Проводим окружность радиусом rmin и окружность радиусом e. Делим окружность радуса e на 12 равных частей, соответствующих 12 положениям механизма, которые он занимает в процессее работы в пределах одного цикла (одного полного оборота кулачка). Нумеруем отмеченные положения в направлении, обратном направлению вращения кулачка. В этих точках проводим прямые, касательные к окржности радиуса e, соблюдая принятое при определении rmin расположение оси толкателя по отношению к центру вращения кулачка. – получаем 12 положений толкателя в обращенном движении. Откладываем в каждом из этих положений толкателя перемещения в соответствии с графиком перемещений в масштабе Kl (перемещения откладываем от окружности минимального радиуса вдоль оси толкателя). Соединив отмеченные точки плавной кривой, получаем теоретический профиль кулачка. Принимаем радиус ролика в масштабе чертежа, равным мм ( rрол = мм), что соответствует истинному значению
rрол = rрол . Kl = . = мм .
Проводим ряд дуг окружности радиусом rрол с центром на теоретическом профиле, огибающая к которым (с внутренней стороны теоретического профиля) представляет собой практический профиль кулачка.
3.4 Определение силы упругости пружины

Спроектирован кулачковый механизм с силовым замыканием высшей кинематической пары (между кулачком и толкателем). При верхнем расположении толкателя в качестве прижимающей силы выступает вес толкателя, но его будет недостаточно для обеспечения постоянного контакта толкателя с кулачком в процессе работы механизма, если в некоторых положениях механизма отрывающая толкатель от кулачка сила инерции будет больше веса толкателя. В этом случае необходимо поставить пружину, дополнительно прижимающую толкатель к кулачку.

Максимальная отрывающая сила инер-

ции соответствует максимальному от-

рицательному ускорению на графике

ускорений. Переход от аналога ускоре-

ний к ускорениям осуществляется че-

рез замену переменных:

d2s/dt2 = d2s/d2d2/dt2 =

= d2s/dt2 * (d/dt)2 ,

т.е.

aт = S" .

где

aт – ускорение толкателя,

S" – аналог ускорения толкателя,

1 – угловая скорость кулачка.

Рисунок 3.1 – Расчетная схема
Таким образом определяем максимальную отрывающую толкатель от кулачка силу инерции :

Fиот = mт . ymот . Ks" .Н ,

где

ymот – максимальная отрицательная ордината с графика аналога ускорений в миллиметрах.

В результате сила упругости пружины, необходимая для силового замыкания, должна быть:

Fуп > Fиот – Gт = Fиот – mт . g = - . 9,8 = Н .
ЛИТЕРАТУРА
1 Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. – М.: Наука. 1988,- 640 с.

2 Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач / под ред. И.А.Болотовского. – М.: Машгиз. 1963, - 472 с.
3 Попов Н.К. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.- Минск: Высшая школа. 1995,- 282 с.
4 Ямалтдинов А.И. и др. Методические указания к курсовому проектированию по теории механизмов и машин. – Уфа: Ротапринт УГНТУ. 2002.


Скачать файл (5381.9 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru