регистрация / вход

Проектирование и исследование механизмов компрессора

Структурный анализ стержневого механизма. Построение планов положений и скоростей механизма. Динамический анализ и синтез машинного агрегата. Кинематический расчет передаточного механизма. Геометрический синтез эвольвентной цилиндрической передачи.

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Тульский Государственный университет

Кафедра «Проектирование механизмов и деталей машин»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по ТММ:

«Проектирование и исследование механизмов компрессора»

Выполнил: студент гр. 620832 Решилин А.В.

Консультировал: профессор Крюков В.А.

Тула 2005

Содержание

Введение

1 Структурный анализ и синтез стержневого механизма

1.1 Структурный анализ стержневого механизма

1.2 Структурныйсинтез рационального механизма

2 Кинематический анализ стержневого механизма

2.1 Построение планов положений механизма

2.2 Построение планов скоростей

2.3 Построение планов ускорений

3 Динамический анализ и синтез машинного агрегата

3.1 Динамическая модель машинного агрегата

3.2 Построение графика приведенных моментов сил сопротивления

3.3 Построение графика работ сил сопротивления

3.4 Построение графика движущих сил и определение движущего момента

3.5 Построение графика приращения кинетической энергии

3.6 Построение графика приведенного момента инерции

3.7 Построение диаграммы Виттенбауэра

3.8 Подбор маховика

3.9 Построение графика угловой скорости входного звена стержневого механизма

4 Кинематический расчет передаточного механизма

5 Геометрический синтез эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Условия и ограничения синтеза

5.2 Выбор оптимального варианта передачи

5.3 Расчет геометрических параметров, качественных характеристик и контрольных размеров передачи

5.4 Построение картины зацепления

6 Синтез планетарной передачи

6.1 Условия синтеза

6.2 Синтез планетарной передачи

6.3 Построение плана скоростей и диаграммы угловых скоростей

Список используемой литературы


Введение

Механизм компрессора состоит из стержневого механизма, передаточного механизма и исполнительного органа. Функциональная схема механизма показана на рисунке В.1. Передаточный механизм выполнен в виде последовательного соединения планетарной передачи и рядной зубчатой передачи. Стержневой механизм предназначен для преобразования вращательного движения кривошипа во возвратно–поступательного движения ползуна. Передаточный механизм предназначен для уменьшения угловой скорости и увеличения крутящего момента.


Рис. В.1. Функциональная схема машинного агрегата

ЭД – электродвигатель

ПМ – передаточный механизм

СМ – стержневой механизм

ИО – исполнительный орган


1. Структурный анализ и синтез стержневого механизма

1.1 Структурный анализ стержневого механизма

проектирование механизм компрессор

Стержневой механизм предназначен для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное. Стержневой механизм является плоским и состоит из пяти подвижных звеньев и семи кинематических пар. Структурная схема механизма приведена на рисунке 1.1, характеристики звеньев в таблице 1.1., характеристики кинематических пар в таблице 1.2


Рис.1.1 Структурная схема стержневого механизма

В состав механизма входят 5 подвижных звеньев, одно неподвижное звено (стойка) и 7 КП. Характеристики звеньев приведены в таблице 1.1, а характеристики КП в таблице 1.2.


Таблица 1.1

Характеристика звеньев

Номер звена 1 2 3 4 5 0
Название кривошип шатун коромысло шатун ползун стойка
Вид движения вращательное плоско-праллельное возвратно-вращательное плоско-праллельное возвратно-поступательное
Назначение вход промежут. промежут. промежут. выход

Таблица 1.2

Характеристика кинематических пар

Обозначение О1 А В О3 С D45 D50
Название вращат. вращат. вращат. вращат. вращат. вращат. поступат.
Вид низшая низшая низшая низшая низшая низшая низшая
Класс 5 5 5 5 5 5 5

Определим число степеней свободы механизма по формуле Чебышева:

где n – число подвижных звеньев;

pн – число низших кинематических пар;

pв – число высших кинематических пар.

Разбиваем механизм на группы Ассура. Структурные схемы группы приведены на рисунке1.2.



Рис.1.2. Структурные группы Ассура

Т.к. в механизм входят группы только второго класса, то весь механизм относится ко второму классу.

1.2 Структурный синтез рационального механизма

Определим число избыточных связей стержневого механизма по формуле Сомова-Малышева:

где р5 – число кинематических пар 5 класса;

р4 – число кинематических пар 4 класса;

р3 – число кинематических пар 3 класса;

р2 – число кинематических пар 2 класса;

р1 – число кинематических пар 1 класса;

Для устранения избыточных связей понижаем класс кинематических пар. Характеристика кинематических пар рационального механизма приведена в таблице 1.3.

Таблица 1.3

Характеристика кинематических пар рационального механизма

Кинематические

пары

О1 А12 В23 О3 С24 D45 D50

Исходный

механизм

В., 5 кл. В., 5 кл. В.,5 кл. В., 5 кл. В., 5 кл. В., 5 кл Пост., 5кл.

Рациональный

механизм

В., 5 кл. Ц., 4 кл. Сф.,3 кл. В., 5 кл. Ц., 4 кл. Сф., 3 кл Пост., 5кл.

Структурная схема синтезированного рационального механизма приведена на рисунке 1.3.


Рис. 1.3. Структурная схема рационального механизма

Для проверки определяем число степеней свободы синтезированного механизма.

2. Кинематический анализ стержневого механизма

2.1 Построение планов положения механизма

Рассчитываем длины отрезков, изображающих звенья механизма на чертеже.

; ;

;;

; ;

; ;

; ;

; ;

; .

Для построения планов положений выбираем масштабный коэффициент .

Строим план положений механизма:

1. Наносим на чертеже точки, соответствующие неподвижным КП и линию по которой движется ползун.

2. Проводим окружность с центром O1 и радиусом O1A.

3. Разбиваем окружность на 12 равных частей с интервалом 30о и пронумеровываем их в направлении угловой скорости, так чтобы крайнему положению поршня соответствовала точка „0”.

4. Методом засечек рисуем планы положений звеньев для всех 12 положений на окружности.

2.2 Построение плана скоростей

Метод планов скоростей относится к графическому методу кинематики и позволяет определить скорости точек и угловых ускорений звеньев.

Рассчитываем угловую скорость кривошипа:

;

.

Определяем скорость точки А кривошипа 1, совершающего вращательное движение

.

Принимаем длину масштабного отрезка, изображающего скорость точки А ра= 60 мм и рассчитываем масштабный коэффициент плана скоростей

=0,05233;

Принимаем .

Пересчитываем значение масштабного отрезка

=62,8мм.

Находим скорость точки B:

VB=VA+VBAгде,

VBA – относительная скорость точки В, направленная перпендикулярно АВ;

VB– абсолютная скорость точки В, направленная перпендикулярно ВО3.

Решаем это уравнение графически.

Положение точки C на плане скоростей находим из условия подобия одноименных фигур планов скоростей и планов механизма.

Находим скорость точки D:

VD=VC+VDCгде,

VDC – относительная скорость точки D, направленная перпендикулярно CD

VD – абсолютная скорость точки D, направленная вертикально.

Решаем это уравнение графически.

Рассчитываем абсолютные скорости точек:

Относительные скорости:

Угловые скорости звеньев:

;

;

.

Результаты расчетов скоростей заносим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1

Скорости точек и угловые скорости звеньев

Параметр Положения
0, 12 39 2 3 4 5 5’ 6 7 8 9 10 11
рв, мм 20 16 58 68 52 8 16 32 56 63 56 34 7
рс, мм 6 28 59 76 67 24 8 22 51 62 59 44 21
рd, мм 0 61 110 124 91 30 0 22 66 98 103 84 49
аb, мм 64 49 13 35 70 66 54 45 22 4 16 40 60
dc, мм 6 39 76 95 79 24 8 27 63 72 67 53 35
ps2, мм 24 42 55 64 45 18 27 39 57 63 56 40 21
ps4, мм 3 43 78 92 70 24 4 17 50 73 77 61 33
VB, м/с 1 0,8 2,9 3,4 2,6 0,4 0,8 1,6 2,8 3,15 2,8 1,7 0,35
VС, м/с 0,3 1,4 2,95 3,8 3,35 1,2 0,4 1,1 2,55 3,1 2,95 2,2 1,05
VD, м/с 0 3,05 5,5 6,2 4,55 1,5 0 1,1 3,3 4,9 5,15 4,2 2,45
VS2, м/с 1,2 2,1 2,75 3,2 2,25 0,9 1,35 1,95 2,85 3,15 2,8 2 1,05
VS4, м/с 0,15 2,15 3,9 4,6 3,5 1,2 0,2 0,85 2,5 3,65 3,85 3,05 1,65
VBA, м/с 3,2 2,45 0,65 1,75 3,5 3,3 2,7 2,25 1,1 0,2 0,8 2 3
VCD, м/с 0,3 1,95 3,8 4,75 3,95 1,2 0,4 1,35 3,15 3,6 3,35 2,65 1,75

,

рад/с

6,4 4,9 1,3 3,5 7 6,6 5,4 4,5 2,2 0,4 1,6 4 6

,

рад/с

3,45 2,76 10 11,7 8,97 1,38 2,76 5,52 9,66 10,9 9,66 5,86 1,21

,

рад/с

0,54 3,48 6,79 8,48 7,05 2,14 0,71 2,41 5,63 6,43 5,98 4,73 3,13

2.3 Построение планов ускорений

Определяем ускорение точки а кривошипа 1, совершающего вращательное движение:

, , значит

;

м/с2.

Принимаем длину масштабного отрезка, изображающего ускорение точки А и рассчитываем масштабный коэффициент плана ускорений

;

Принимаем .

Пересчитываем значение масштабного отрезка:

.

Ускорение точки В считается по формулам:

;

– нормальное ускорение точки В относительно полюса А;

– тангенсальное ускорение точки В относительно полюса А;

– нормальное ускорение точки В;

– тангенсальное ускорение точки В;

, =;

Решаем это уравнение графически.

Используя условие подобия одноименных фигур плана ускорений и плана механизма находим положение точки C на плане ускорений.

Ускорение точки D считается по формуле:

;

– нормальное ускорение точки D относительно полюса С;

– тангенсальное ускорение точки D относительно полюса С;

;

Решаем это уравнение графически.

Рассчитываем ускорения:

;

;

;

;

;

;

Рассчитываем угловые ускорения звеньев:

;

;

Полученные данные заносим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2

Ускорения точек и угловые ускорения звеньев

Параметр Положения
0 2
b, мм 59 49
c, мм 61 68
d, мм 139 92
s2, мм 66 32
s4,мм 98 70
n2b,мм 12 113
n3b, мм 59 39
n4d,мм 92 79
aB,м/с2 59 49
aC, м/с2 61 68
aD, м/с2 139 92
as2 ,м/с2 66 32
as4, м/с2 98 70
,м/с2 12 113
,м/с2 59 39
, м/с2 92 79
,рад/с2 24 226
,рад/с2 203,5 134,5
,рад/с2 164,3 141,1

3 . Динамический анализ и синтез машинного агрегата

3.1 Динамическая модель машинного агрегата

Основным условием синтеза машинного агрегата является обеспечение заданной неравномерности движения , где - фактическое значение неравномерности, - допускаемое значение коэффициента неравномерности. =0,07

Конструктивно эта задача решается с помощью установки маховика. В результате решения задачи синтеза определяется:

1- необходимый момент инерции маховика;

2- размеры маховика;

3- место установки маховика.

Для упрощения решения задач синтеза механизм заменяется его расчетной динамической моделью (рис.3.1.). Эта модель представляет собой твердое тело, обладающее некоторым моментом инерции (– приведенный момент инерции), вращающееся вокруг неподвижной осипод действием пары сил с моментом (– приведенный момент сил). Угловая координата динамической модели должна совпадать с угловой координатой одного из звеньев механизма (звено приведения).


Рис. 3.1. Динамическая модель машинного агрегата

3.2 Построение графика приведенного момента сил сопротивления

Схема механизма с приложенными к ней силами показана на рисунке 3.2.


Рис.3.2 Схема механизма с приложенными силами

На звенья механизма действуют следующие силы:

1. Силы тяжести звеньев

2. Момент сил сопротивления.

Приведенный момент сил сопротивления рассчитываем по формуле:

- углы между направлением соответствующих сил и скоростью их точки приложения.

, т.к.

углы , определяются по планам скоростей.

Индикаторная диаграмма, показывающая давление газов в цилиндре изображена на рисунке 3.3.


Рис. 3.3 Индикаторная диаграмма

Исходные данные для расчета и значения приведенного момента сил сопротивления заносим в таблицу 3.1.


Таблица 3.1

Расчет приведенного момента сил сопротивления

Параметр Положения
0,12 1 2 3 4 5 5’ 6 7 8 9 10 11

VS2,

м/с

1,2 2,1 2,75 3,2 2,25 0,9 1,35 1,35 2,85 3,15 2,8 2 1,05

VS4,

м/с

0,15 2,15 3,9 4,6 3,5 1,2 0,2 0,85 2,5 3,65 3,85 3,05 1,65

VD,

м/с

0 3,05 5,5 6,2 4,55 1,5 0 1,1 3,3 4,9 5,15 4,2 2,45
P5, Н 6185 4330 3711 22266 24740 24740 24740 21648 10515 619 6185 6185 6185

,

град

80 50 45 45 40 20 75 90 110 130 145 170 150

,

град

30 10 15 20 25 25 55 140 150 160 165 170 170

,

град

0 180 180 180 180 0 0 180 180 180 180
Нм 0 504 -779 -5269 -4296 -1416 0 909 1324 -116 -1216 -991 -578
мм 0 10,1 15,6 105,4 85,9 28,3 0 18,2 26,5 2,3 24,3 19,8 11,6

По таблице строим график зависимости . Масштабные коэффициенты: ;

принимаем .

Ординаты графика рассчитываем по формуле:

;

3.3 Построение графика работ сил сопротивления.

Работа сил сопротивления определяется как интеграл от момента сил сопротивления:

;

Интегрирование выполняется графически:

1. Разбиваем график функции на равные участки;

2. Находим значение функции в середине каждого участка;

3. Проецируем полученные точки на ось ординат;

4. Выбираем полюс интегрирования р и соединяем его с точками на оси ординат;

5. Из нулевой точки графика работ луч 1, из его конца луч 2 и т.д.

Масштабный коэффициент работ:

где,

h – полюсное расстояние интегрирования

h=45,8 мм.

3.4 Построение графика движущих сил и определение движущего момента

При построении графика движущих сил принимаем следующие допущения:

1. Момент движущих сил постоянный Мдв=const;

2. Машина работает в режиме установившегося двигателя, следовательно за цикл Адв=Ас.

График Адв строим, соединяя начало и конец графика Ас.

Момент сил сопротивления определяем с помощью графика, дифференцируя график Ас(1).

Мощность двигателя рассчитывается по формуле:

или .

3.5 Построение графика приращения кинетической энергии

Приращение кинетической энергии вычисляется по формуле:

;

Вычитание производим графически.

;

.

3.6 Построение графика приведенного момента инерции

;

Исходные данные для расчета и результаты расчетазаносим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Расчет приведенного момента инерции

Параметр Положения
0, 12 1 2 3 4 5 5’ 6 7 8 9 10 11
VD, м/с 0 3,05 5,5 6,2 4,55 1,5 0 1,1 3,3 4,9 5,15 4,2 2,45
VS2,м/с 1,2 2,1 2,75 3,2 2,25 0,9 1,35 1,95 2,85 3,15 2,8 2 1,05
VS4,м/с 0,15 2,15 3,9 4,6 3,5 1,2 0,2 0,85 2,5 3,65 3,85 3,05 1,65
,рад/с 6,4 4,9 1,3 3,5 7 6,6 5,4 4,5 2,2 0,4 1,6 4 6
,рад/с 3,45 2,76 10 11,7 8,97 1,38 2,76 5,52 9,66 10,9 9,66 5,86 1,21
,рад/с 0,54 3,48 6,79 8,48 7,05 2,14 0,71 2,41 5,63 6,43 5,98 4,73 3,13
Jпр, кг м2 0,07 0,198 0,54 0,748 0,474 0,095 0,057 0,102 0,314 0,51 0,504 0,315 0,132
,мм 14 39,6 108 149,6 94,8 19 11,4 20,4 62,8 102 100,8 63 26,4

Выбираем масштабный коэффициент:

;

Рассчитываем ординаты графика:

;

и строим график .

3.7 Построение диаграммы Виттенбауэра

Для построения диаграммы Виттенбауэра исключаем параметр из зависимости и . Исключение выполняем графически.

Рассчитываем углы наклона касательных в диаграмме Виттенбауэра.

;

;

;

.

Проводим под углами и касательные в диаграмме Виттенбауэра.

Рассчитываем начальную кинетическую энергию и приведенный момент инерции:

;

3.8 Подбор маховика

Согласно заданию маховик установлен на валу кривошипа. Маховик выполняем в виде стального диска.


Рис. 3.4 Эскиз маховика

Ширину маховика принимаем равной b=0,12 м. Диаметр маховика рассчитываем по формуле:

где,

плотность материала маховика.

3.9 Построение графика угловой скорости входного звена стержневого механизма

Угловая скорость:

берется из таблицы 3.3.

Расчет угловых скоростей заносим в таблицу 3.3.

Таблица 3.3

Расчет угловых скоростей

Величина Номер положения механизма
0,12 1 2 3 4 5 5’ 6 7 8 9 10 11
0 60 1200 60 -2040 -2940 -2880 -2580 -1440 -600 -480 -480 -360

100111 100171 101311 100171 98071 97171 97231 97531 98671 99511 99631 99631 99751
0,07 0,198 0,54 0,748 0,474 0,095 0,057 0,102 0,314 0,51 0,504 0,315 0,132
288,515 288,643 288,985 289,193 288,919 288,54 288,502 288,547 288,759 288,955 288,949 288,76 288,577
26,34 26,42 26,48 26,32 26,06 25,95 25,96 26 26,14 26,24 26,26 26,27 26,29
39,5 39,6 39,7 39,5 39,1 38,9 38,9 39 39,2 39,4 39,4 39,4 39,5

Определив значения угловых скоростей, строим график в масштабе.

.

Средняя угловая скорость:

Расчетное значение коэффициента неравномерности:

Погрешность:

Ошибка не превышает предельно допустимое значение – 10%.


4. Кинематический расчет передаточного механизма

Передаточный механизм предназначен для уменьшения угловой скорости и увеличения крутящего момента. Передаточный механизм состоит из соединенных последовательно планетарной зубчатой передачи Z1, Z2, Z3, h и рядовой зубчатой передачи Z4, Z5. Структурная схема передаточного механизма приведена на рисунке 4.1.


Рис.4.1. Структурная схема передаточного механизма

Определяем общее передаточное отношение:

С другой стороны общее передаточное отношение равно:

где,

- передаточное отношение рядовой зубчатой передачи

Тогда передаточное отношение планетарной передачи:

Угловая скорость на входе планетарного механизма:

Угловая скорость на выходе планетарного механизма:


5. Геометрический синтез эвольвентной зубчатой передачи

5.1 Условия и ограничения синтеза

Задачей геометрического синтеза зубчатой передачи является создание передачи, удовлетворяющей всем основным и дополнительным условиям синтеза и имеющей заданного значения качественных показателей.

Основные параметры зубчатой передачи:

1. Числа зубьев зубчатых колес ;

2. Угол наклона линии зуба , (передача прямозубая);

3. коэффициент высоты головки зуба ;

4. коэффициент радиального зазора ;

5. Угол профиля нормального исходного контура ;

6. Коэффициенты смещения шестерни и зубчатого колеса

Основные условия синтеза:

1. Получения заданного передаточного отношения:

;

2. Получение постоянного передаточного отношения

.

Дополнительные условия синтеза:

1. Отсутствие подрезания зубьев;

2. Отсутствие интерференции зубьев;

3. Обеспечение непрерывности зацепления (коэффициент перекрытия).

4. Отсутствие заострения зубьев ;

.

Качественные показатели зацепления:

1. Коэффициент перекрытия;

2. Угол зацепления ;

3. Коэффициент удельного давления ;

4. Коэффициенты удельного скольжения .

5.2 Выбор оптимального варианта передачи

Принимаем . меняем в пределах от 0 до 1 с шагом 0,1.

Проверяем с помощью программы GEAR выполнение дополнительных условий синтеза и рассчитываем значения качественных показателей. Результаты расчетов заносим в таблицу 5.1. По результатам расчетов строим области дополнительных значений коэффициента смещения , графики зависимости качественных показателей от .

Выбираем вариант передачи , для которого выполняются все дополнительные условия синтеза.

5.3 Расчет геометрических параметров, качественных характеристик и контрольных размеров передачи

Расчет выбранного варианта зубчатой передачи выполняем с помощью компьютера. Результаты расчетов заносим в таблицу 5.2.

Диаметры основных окружностей:

, .

5.4 Построение картины зацепления

Для построения картины зацепления выбираем масштабный коэффициент и рассчитываем размеры зубчатых колес на чертеже. Результаты расчетов заносим в таблицу 5.3.

Таблица 5.3

Размеры для построения зубчатых колес

Размер Зубчатое колесо 1 Зубчатое колесо 2
истинный на чертеже истинный на чертеже
Межосевое расстояние 171,274 342,6 171,274 342,6
Делительный диаметр 126 252 210 420
Начальный диаметр 128,46 256,9 214,09 429,8
Диаметр окружности вершин 146,55 293,1 223,55 447,1
Диаметр окружности впадин 115,50 231 192,50 385
Диаметр основной окружности 118,40 236,8 197,34 394,7
Вспомогательный диаметр 137,50 275 218,82 437,6
Толщина зуба по делительной окружности 13,54 27,1 11,00 22
Толщина зуба по начальной окружности 12,83 25,7 9,59 19,2
Толщина зуба по основной окружности 14,49 28,9 13,27 26,5
Толщина зуба по вспомогательной окружности 8,98 17,9 7,65 15,3
Шаг зубьев по делительной окружности 21,99 43,9 21,99 43,9
Шаг зубьев по начальной окружности 22,42 44,8 22,42 44,8

Порядок построения картины зацепления:

1. Проводим межосевую линию и отмечаем центры зубчатых колес.

2. Строим окружности впадин, основную, делительную, начальную, вспомогательную и вершин.

3. По точкам строим профиль зубьев.

4. Рассчитываем радиус переходной кривой и строим её:

; ;

5. Строим 5–7 зубьев для каждого зубчатого колеса.

6. Строим линию зацепления и измеряем угол зацепления.

7. Выделяем активный участок зацепления.

8. Строим контрольные размеры, измеряем их и результаты измерения заносим в таблицу.

Вывод о точности изготовления зубчатых колес:


6. Синтез планетарной передачи

6.1 Условие синтеза

Структурная схема планетарной передачи приведена на рисунке 6.1.


Рис. 6.1 Структурная схема планетарной передачи

Основным условием синтеза планетарной передачи является обеспечение заданного передаточного отношения (это условие должно выполняться приблизительно, ошибка до 3%).

; ;

Дополнительное условие синтеза:

1. Условие соосности ;

2. Условие соседства где, k – число сателлитов;

3. Условие сборки где, С – любое целое число.

6.2 Синтез планетарной передачи

Принимаем z1=19.

Из основного условия синтеза находим z3:

;

Принимаем z3=45. Рассчитываем фактическое передаточное отношение:

Ошибка воспроизведения передаточного отношения:

Из условия соосности определяем z2:

;

Принимаем число сателлитов k=4.

Проверяем выполнение условия соседства:

;

;

, условие выполняется.

Проверяем выполнение условия сборки:

;

, условие выполняется.

6.3 Построение плана скоростей и диаграммы угловых скоростей

Рассчитываем делительные диаметры зубчатых колес:

мм

мм

мм

Выбираем масштабный коэффициент , и изображаем кинематическую схему планетарного механизма.

Скорость точки А колеса z1:

;

.

Выбираем масштабный коэффициент скорости и изображаем отрезок Аaравный:

;

соответствующий скорости точки А.

Соединяя точи a и О1 получаем линию распределения скоростей колеса z1.

Соединяя точки р и a получаем линию распределения скоростей точек сателлита.

Строим отрезок О2о2, изображающий скорость точки О2.

Соединяя точки о2 и О1 получаем линию распределения скоростей водила.

Пользуясь углами строим диаграмму угловых скоростей.

По диаграмме угловых скоростей рассчитываем передаточное отношение.

;

Ошибка составляет 2,08%.


Список используемой литературы

1. Синтез механизмов с низшими КП. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов машиностроительных специальностей дневного обучения. Тула, 1990.–38с.

2. Синтез механизмов с высшими КП. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов машиностроительных специальностей дневного обучения. Тула, 1991.–68с.

3. Кореняко А.С. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – Киев: Выща школа, 1970. – 332с.

4. Попов С.А. и др. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин. – М.: Высш. шк., 1998. – 351с.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий