ID: 5063

Название работы: Проектирование привода люлечного элеватора

Категория: Курсовая

Предметная область: Производство и промышленные технологии

Описание: Определение срока службы привода Срок службы (ресурс). Определение силовых и кинематических параметров привода. Расчет требуемой мощности двигателя. Расчет силовых и кинематических параметров привода...

Язык: Русский

Дата добавления: 2012-12-02

Размер файла: 427 KB

Работу скачали: 68 чел.

1. Определение срока службы привода

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле: Lh =365LrtcLc

где Lr - срок службы привода, лет;

      tc - продолжительность смены, ч;

 Lс - число смен, Lc =2

Lh=23658·6=35040 час.

Из полученного значения Lh следует вычесть примерно 15% часов  на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни.

Lh1= Lh0,75=350400,85=29784 час.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh1=30000 час

Таблица 1

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Стройплощадка	6	2	8	30000	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. Определение силовых и кинематических параметров привода

2.1. Определение требуемой мощности привода

Требуемую мощность привода определяем по формуле:

Ррм=FV=2,01,4=2,8 кВт

2.2. Расчет требуемой мощности двигателя

Требуемую мощность двигателя находим по формуле:

КПД привода определяем по формуле:

=муфцилцеп2пкпс=0,980,970,920,995 20,99=0,857

 Bыбираем двигатель [5, табл. К9, стр 384] серии 4А с номинальной мощностью Рном=4 кВт, основные параметры двигателя приведены в таблице 2.

Таблица 2    Параметры двигателя

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном,кВт	Частота вращения, об/мин
						Синхронная	При нормальном режиме nном
1	4АМ100S2У3	4,0	3000	2880
2	4АМ100L4У3	4,0	1500	1430
3	4АМ112MB6У3	4,0	1000	950
4	4АМ132S2У3	4,0	750	720

2.3. Определяем частоту вращения звездочки

Определяем частоту вращения приводного вала по формуле:

2.4. Находим передаточное число привода

Для первого варианта:  

Для второго варианта:  

Для третьего варианта:  

Для четвертого варианта:

Произведем разбивку передаточного числа привода и, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным иред=4,5. Расчет передаточного числа открытой цепной передачи для всех четырех вариантов производим по формуле:

Полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 3 Данные расчетов передаточных чисел привода

Передаточное число	Варианты
		1	2	3	4
Привода и	34,29	17,02	11,31	8,57
Редуктора иред	4,5	4,5	4,5	4,5
Конической передачи ицп	7,62	3,78	2,51	1,9
Выбор	-	+	-	-

2.5. Расчет силовых и кинематических параметров привода 

Таблица 4 Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя                                                Рном=4 кВт; nном=1430 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
		Закрытая (редуктор)		Открытая		Двигатель	Редуктора		Приводной машины
											Быстроходный	Тихоходный
	Передаточное число и		4,5		3,78	Расчетная мощность Р, кВт	4	3,9	3,76	3,43
						Угловая скорость , 1/с	149,7	149,7	33,26	8,8
	КПД 		0,97		0,92	Частота вращения n, об/мин	1430	1430	317,8	84
						Вращающий момент Т, Нм	26,7	26,04	114,24	393,31

3. Выбор материала зубчатых передач, определение допускаемых напряжений

3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес

Материалы  шестерен, колес и их твердость выбираем из [5, таб. 3.1, стр. 49] приведены в таблице 5.

Таблица 5

Параметр	Закрытая и открытая передача
		Колесо	Шестерня
Материал	Сталь 40	Сталь 40
Термообработка	Улучшение	Улучшение
Твердость	195 НВ	210 НВ

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений 

Определение допускаемых контактных напряжений [н], Н/мм2 для шестерни и колеса производим по следующей схеме:

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1 и колеса КHL2:   

,

принимаем KHL1=1

,

принимаем KHL2=1

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

     N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка),  N=573Lh :  N1=2573,310 6;  N2=571,710 6 .

Определяем допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни и колеса :

3.3. Определение допускаемых напряжений изгиба

Определение допускаемых контактных напряжений [F], Н/мм2 для шестерни и колеса производим по следующей схеме:

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1 и колеса КFL2:   , принимаем KFL1=1

 , принимаем KFL2=1

где NF0=410 6 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [5, стр 52];

     N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы (наработка),  N=573Lh :  N1=2573,310 6;  N2=571,710 6 .

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса (т.к. передача реверсивная то уменьшаем на 25%):

Полученные данные сводим в таблицу

Таблица 6

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Sпред	Термообра- ботка	НВср
												Н/мм2
Шестерня	Сталь 40	200	125	Улучшение	210	445	162,2
Колесо	Сталь40	200	125	Улучшение	195	420	150,6

4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4.1. Проектный расчет передачи

Схема цилиндрической зубчатой передачи приведена на рисунке 1.

Рис. 1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а, мм:

где  Ка — вспомогательный коэффициент. Для косозубых [5, стр 58] передач Ка=43;

      а=b2./аw — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,3 - для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах [5, стр 58];

      и - передаточное число редуктора;

      T2 - вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора, Нм;

      - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, Н/мм2;

      КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН=1 [5, стр 59].

мм

Полученное значение межосевого расстояния а для нестандартных передач округляем до ближайшего линейного числа [5, таб.13.15, стр 312]. а=115 мм.

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

где Кт – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Кт=5,8

[5, стр 59];  

- делительный диаметр колеса;

- ширина венца колеса;

  - допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм2

Значение модуля принимаем т=1,75 мм.

Определяем угол наклона зубьев min:

3. Определяем суммарное количество зубьев шестерни и колеса:

Уточняем действительную величину наклона зубьев:

4. Определяем число зубьев шестерни:

5. Определяем число зубьев колеса:

6. Определяем фактическое передаточное число иф и проверяем его отклонение от заданного:

;     

7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

8. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм. Полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 7  Основные геометрические параметры передачи

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный, мм	41	189
		Вершин зубьев, мм	44,5	192,5
		Впадин зубьев, мм	36,8	184,8
Ширина венца		38	35

4.2. Проверочный расчет передачи

1. Проверяем межосевое расстояние:

2. Проверим пригодность заготовок колес. Условие пригодности колес:

Dзаг Dпред; Cзаг (Sзаг) Sпред

Dзаг=dа1+6мм=44,5+6=50,5 Dпред=200мм

Sзаг=b2+4мм=35+4=39мм125мм

3. Проверим контактные напряжения Н/мм2

где К - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376

[5, стр 61];

     F1= окружная сила в зацеплении;

         КН- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.      Кн=1 [5, стр 61];

     КН - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КН=1,15 [5, таб. 4.3, стр 62] ;

4. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

где т - модуль зацепления, мм;

     b2 - ширина зубчатого венца колеса, мм;

     F2 - окружная сила в зацеплении, Н;

             KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых передач зависит от степени точности передачи, для нашей передачи KFa=1 [5, стр 63] :

     КF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес КF=1 [5, стр 63] ;

     КF - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи КF=1,13 [5, таб. 4.3, стр 63];

     YF1 и YF2 - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса. YF1=3,68, YF2=3,63  [5, таб. 4.4, стр 63];

      - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.

Полученные данные сводим в таблицу.

Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи, мм Таблица 8

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние, аw		115 мм		Угол наклона зубьев β			11,032
Модуль зацепления, m		1,75 мм		Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2			41 мм 189 мм
Ширина зубчатого венца: шестерни b1, колеса b2		38 мм 35 мм
Число зубьев: шестерни Z1, колеса Z2.		23 106		Диаметр окружности вершин: шестерни dal  колеса da2			44,5 мм 192,5 мм
Вид зубьев		косой		Диаметр окружности впадин: шестерни df1, колеса df2			36,8 мм 184,8 мм
Проверочный расчет
Параметр			Допустимые значения		Расчет. значения	Примечания
Контактные напряжения, Н/мм2			420		408,3	Недогр.2,7%
Напряжения изгиба, Н/мм2	Шестерни		162,2		82,15
		Колеса		150		81

5. Расчет цепной передачи

5.1. Проектный расчет передачи

Схема цепной передачи приведена на рисунке 2.

Рис. 2. Геометрические параметры цепной передачи

1. Определяем шаг цепи р, мм

, где  Т1 – вращающий момент на ведущей звездочке;

 Кэ – коэффициент эксплутации,

Кэ=КДКсКχКрегКр=11,511,251,25=2,34

 z1 – число зубьев ведущей звездочки

z1=29-2u=29-23,7821

 v –число рядов цепи;

  - допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2:  =23

2. Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2=z1u=213,78=79

3. Определяем фактическое передаточное число передачи

;     

4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм. Из условия долговечности  цепи а=(30…50)р, где р- стандартный шаг цепи. Тогда ар=а/р=30…50 – межосевое расстояние в шагах. Принимаем ар=40.

5. Определяем число звеньев цепи lp:

6. Уточнить межосевое расстояние ар в шагах:

7. Определим фактическое межосевое расстояние:

а=арр=39,9325,4=1014,3 мм

Определим монтажное межосевое расстояние с учетом провисания цепи:

ам=а0,995=1009,2 мм

8. Определим длину цепи:

l=lpp=13225,4=3352,8 мм

9. Определяем параметры звездочек, мм. Полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 9      Основные геометрические параметры звездочек

Параметр		Ведущей	Ведомой
Диаметр	Делительный, мм	170,4	638,9
		Вершин зубьев, мм	178,4	644,4
		Впадин зубьев, мм	164,8	635,4
Ширина венца		16	16

5.2. Проверочный расчет передачи

1. Проверим частоту вращения ведущей звездочки

;

Условие выполняется.

2. Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с-1 ; ;

Условие выполняется.

3. Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н.

4. Проверим давление в шарнирах цепи:

      

5. Проверим прочность цепи: ; ;

Таблица 10.

Параметр	Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние, а	1014,3мм		Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой			170,4 мм 638,9 мм
Тип цепи	ПР-25,4-6000
Длина цепи, мм	3352,8 мм
Число звеньев:	132		Диаметр окружности вершин звездочек: ведущей ведомой			178,4 мм 644,4 мм
Число зубьев звездочки: Ведущей Z1: Ведомой Z2:	21 79		Диаметр окружности впадин звездочек: ведущей ведомой			164,8 мм 635,4 мм
Параметр		Допускаемые значения		Расчетные значения	Примечания
Частота вращения ведущей зв		590,55		317,8
Число ударов цепи		20		3,4
Коэффициент запаса прочности		8,9		9,4

6. Определение нагрузок действующих на валы редуктора

6.1. Определение сил в зацеплении редукторной передачи.

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический редуктор с косым типом зубьев. Схема нагружения валов цилиндрического редуктора приведена на рисунке 3.

 Рис 3. Схема нагружения цилиндрического редуктора.

Определим силы действующие в зацеплении:

Окружная сила  

Радиальная сила  

Осевая сила  

6.2. Определение консольных сил.

В проектируемом приводе применяется открытая цепная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец тихоходного вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.

Определим консольные силы действующие на выходные концы валов редуктора:

Силы действующие со стороны муфты:

Силы действующие со стороны цепной передачи:

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1. Выбор материала валов и допускаемых напряжений на кручение

В проектируемом редукторе применяем термически обработанную среднеуглеродистую сталь 40, одинаковую для быстроходного и тихоходного валов (механические характеристики стали приведены в таблице 11).

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, не учитывая напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменчивость напряжения во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженное:  

;   

7.2. Определение геометрических параметров ступеней валов и предварительный выбор подшипников 

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину.

Быстроходный вал:

Рис. 4. Эскиз быстроходного вала.

Диаметр под полумуфту:

Длина вала под полумуфту: l1=1,5d1=1,524=36мм

Диаметр под подшипник:

d2=d1+2t=24+22,2=28,430 мм

Длина участка вала под уплотнение и подшипник: l2=1,5d2=1,530=45 мм

Диаметр вала под шестерню: d3=d2+3,2r=30+3,22=36,440 мм

Длина вала под шестерню определяется графически.

Тихоходный вал:

Рис. 5. Эскиз тихоходного вала.

Диаметр под коническую шестерню:

Длина вала под коническую шестерню: l1=1,5d1=1,53845 мм

Диаметр под уплотнительную манжету и подшипник:

d2=d1+2t=38+22,550 мм

Длина участка вала под уплотнение и подшипник: l2=1,5d2=1,550=75 мм

Диаметр вала под колесо: d3=d2+3,2r=50+3,22,5=5860 мм

Длина вала под колесо определяется графически.

Диаметр вала под упорный буртик: d4=d3+3f=60+31,6=64,865 мм

Длина упорного буртика определяется графически.

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Рассчитанные размеры ступеней и параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 11.

.

Таблица 11  Материал валов, размеры ступеней, подшипники

Вал (материал сталь40 в=700Н/ мм2 т=400Н/ мм2 -1=300Н/ мм2)	Размеры ступеней, мм				Подшипники
		d1	d2	d3	d4	Типоразмер		dxDxB  (мм)	Динамическая грузоподъемность, Сr, кН	Статическая грузоподъемность, Соr, кН
		l1	l2	l3	l4
	Быстроходный	24	30	40	-	Шариковые радиальные однорядные	206				30х62х16	19,5	10,0
		36	45		-
	Тихоходный	38	50	60	65							210	50х85х19	33,2	18,6
		45	75

8. Расчет подшипников

8.1. Расчет реакций в опорах валов

Расчет реакций в опорах быстроходного вала

Из условия равенства нулю моментов сил в опорах А и В имеем:

В плоскости  ХОZ 

Определяем опорные реакции, Н:

  

 

Произведем проверку:

     

В плоскости УOZ

Определяем опорные реакции, Н:

 

   

Произведем проверку:

  

Суммарные реакции опор:

Рис. 6 Эпюры крутящих и изгибающих моментов действующих на быстроходном валу

Расчет реакций в опорах тихоходного вала

Из условия равенства нулю моментов сил в опорах А и В имеем:

В плоскости  ХОZ 

Определяем опорные реакции, Н:

  

 

Произведем проверку:

  

В плоскости УOZ

Определяем опорные реакции, Н:

 

  

Произведем проверку:

    

Суммарные реакции опор:

Рис. 7 Эпюры крутящих и изгибающих моментов действующих на тихоходном валу

8.2. Проверочный расчет подшипников

8.2.1. Расчет подшипников быстроходного вала

N=1430 об/мин; d=30 мм; L10ahmin=30000 ч.

Выбираем подшипник марки 206 выписываем : Сr=19500 H;

Эквивалентная нагрузка: РE=(VXРr+YFa) КБКТ

Отношение этой величине соответствует е=0,21

Отношение  ,тогда Х=0,56; Y=2

Для данной опоры эквивалентная нагрузка составляет при КБ=1,1; КТ=1

РE=(VXРr+YFa) КБКТ=(0,561080,5+2236)1,11=1185 Н

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника при а23=0,7

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

Условие выполняется.

8.2.2. Расчет подшипников тихоходного вала

N=317,8 об/мин; d=50 мм; L10ahmin=30000 ч.

Выбираем подшипник марки 210 выписываем: Сr=35100 H;

Эквивалентная нагрузка: РE=(VXРr+YFa) КБКТ

Отношение этой величине соответствует е=0,19

Отношение

Находим нагрузки при КБ=1,1; КТ=1  

RE= Rr1КБКТ=4800Н;

Расчетная долговечность более нагруженного подшипника при а23=0,7

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

Условие выполняется.

Основные размеры и эксплутационные характеристики подшипников

Таблица 12

Вал	Подшипник		Размеры dxDxT, мм	Динамическая грузоподъемность, Н		Долговечность, ч
		Предварительно принятый		Выбран окончательно		Сrp	Cr	L10h	Lh
Б	206	206	30х62х16	17520	19500	91610	30000
Т	210	210	50х90х23	31546	35100	37727	30000

9 Расчет шпоночных соединений

Принимаем допускаемые напряжения смятия ,

Рис. 8 Схема шпоночного соединения

Определим напряжения смятия в шпоночном соединении муфты и ведущего вала, размеры шпонки bxhxlxt1=8x7x20x4:

Определим напряжения смятия в шпоночном соединении колеса  и тихоходного вала, размеры шпонки bxhxlxt1=16x10x15x5,5:

а

Определим напряжения смятия в шпоночном соединении звездочки  и тихоходного вала, размеры шпонки bxhxlxt1=10x8x35x5:

Все условия выполняются.

10 Проверочный расчет валов на усталостную и статическую прочность при перегрузках

В проектируемом одноступенчатом редукторе наметилось два опасных сечения: одно –под шестерней на быстроходном валу, второе –под подшипником опоры тихоходного вала.

Быстроходный вал

Определим напряжения в опасном сечении вала - шестерня.

Нормальное напряжение

,  где

W=

Касательное напряжение

,где

W=

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, где

Кσ = 1,5  , df1=36,8;  d3=36

Кd =0,74 ( Сталь 40)  КF=1,0

, где

Кτ    =1,35            Кd =0,74 ( Сталь 40)  КF=1,0

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

, где σ-1 = 300 Н\мм2

,  где  

τ-1 = 0,58 σ– 1 = 0,58 ∙ 300  =174

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Определим общий коэффициент  запаса прочности

15,6  >[s] =1,6….2,1    Условие прочности выполняется .

Тихоходный вал

Определим напряжения в опасном сечении вала.

Нормальное напряжение

,  где W=0,1d3 

Касательное напряжение

,где W=0,2d3

Определим коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

, где

Кd =0,75 (Сталь 40)  КF=1,0

, где

Кd =0,75 (Сталь 40)  КF=1,0

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

,   где σ-1 = 300 Н\мм2

,  где   

τ-1 = 0,58 σ– 1 = 0,58 ∙ 300  =174

Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

Определим общий коэффициент  запаса прочности

5,71 >[s] = 1,6…2,1  Условие прочности выполняется

11. Подбор муфт

Для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору применяем упругую втулочно-пальцевую муфту.

Данные муфты предназначены для соединения валов с небольшим радиальным смещением, они допускают осевое и угловое смещение соединяемых валов. Полумуфты изготовляют из стали 35, материал пальцев-  металлический стержень покрытый резиной с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм2.

Рис.9  Упругая втулочно-пальцевая муфта.

Выбранная муфта выдерживает крутящий момент Т=125 Нм и угловую скорость =480 с—1, и допускает радиальное смещение валов в пределах 0,3 мм и угловое не более 1 о30 1.

 

12. Описание системы смазки и выбор масла.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а так же для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежное смазывание.

Для смазывания передач проектируемого редуктора применяем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы часть зубчатого венца колеса была в него погружены. При вращении колеса масло увлекается зубьями колеса, разбрызгиваясь по элементам редуктора смазывая их, и стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпус деталей.

Поэтому  требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Для проектируемого редуктора применяем масло марки  И-Г-А-46

Обозначение масла: индустриальное ( И ) для тяжелонагруженных узлов; ( Г ) – для гидравлических систем; ( А ) масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными свойствами, четвертый (число) – класс кинематической вязкости.

Подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач. Стекающее с колес, стенок корпуса масло по специальным каналам попадает в подшипники.

13. Расчет технического уровня редуктора

Определим массу редуктора:

где- коэффициент заполнения, =0,45;

     - плотность чугуна;

      V- условный объем редуктора, V=12480000 мм3.

Определим критерий технического уровня редуктора:

Спроектированный редуктор относится к среднему техническому уровню.

Литература

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 Т. 6-е изд., перераб. в доп. М.: Машиностроение, 1982.

2.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов в деталей машин: Учеб. пособие. 4-е изд., перераб. в доп. М.: Высш.шк., 1985.  

3.Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. М.: Машиностроение, 1979.

4. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. М.:Высшая школа, 1980.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград.: Янтарный сказ, 1999г.