Проектирование привода

31

Содержание

• 1. Техническое задание
• 1.1 Кинематическая схема механизма
• 1.2. Определение общего КПД привода
• 1.3 Определение общего передаточного числа
• 1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени
• 1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени
• 1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени
• 1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
• 1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени
• 1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
• 1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
• 1.11 Выбор муфт
• 1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• 1.13 Сборка редуктора
• Список используемой литературы

1. Техническое задание1.1 Кинематическая схема механизма1.2. Определение общего КПД приводаМощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103), гдеFt - 10000Н - окружное усилие,V - 0.65м/с - скорость цепи, nобщ - ообщий КПД привода. Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:nобщ=nм1*nб*nт *nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, гдеnм1=0,98 - КПД муфты 1nб=0,98 - КПД быстроходной ступениnтих=0,98 - КПД тихоходной ступениnм2=0,98 - КПД муфты 24. Выбор электродвигателяЗначение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2P'эл. дв = (10000*0.65) / (103 *0.91) = 7.1 кВт.Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора nэл. дв=1000 об/мин и необходимой мощностиP'эл. дв=7,1кВтВыбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727 мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:nвых = (6*104 *V) / (p*z) = (6*104 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин - 1, гдеV - 0.65м/с - скорость цепиp - шаг звездочкиz - число зубьев звездочкиМощность привода цепного конвейера:Рпр = (Ft * V) /*103=10000*0.65/1000=6,5 кВт, гдеFt - 10000 Н - окружное усилие на звездочкеV - 0.65м/с - скорость цепи1.3 Определение общего передаточного числаВыбираем U=21,12Uт=4,4Uб=21,12/4,4=4,8Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.Таблица 1. 1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступениТаблица 2.

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

КFЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

Суммарное время работы передачи

t?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[уН] max и [уF] max - предельные допускаемые напряжения

ут - предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[уН] = [у0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [уН] max, где

[у0] Н - длительный предел контактной выносливости

[уН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[уН] max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у0] Н2= (2*НВср+70) /SH [у0] Н1= (17*НRCпов) /SH

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

уН= ([у] Н2+ [у] Н1) *0.45=659Мпа, уН=1.23 [у] Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у] Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] F= [у0] F* (4*106/ NFЕ) 1/9< [у] Fmax, где [у0] F=у0F/SF

у0F - длительный предел контактной выносливости, SF - коэффициент безопасности, [у] F - допускаемое контактное напряжение, [у] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

КН=КНв*КНу

При расчете на изгибную выносливость

КF=КFв*КFх,

Где КНв и КFв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНх и КFх - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение Кв определяется из выражения:

Кв= Кво (1-х) +х, где КНво = 1 и КFвo=1

Шa=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

КНв=КНво=1,КFв=КFвo=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кх выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n1/су* (T2/U2 * Шa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) 1/3=1,9м/с, где

n1=727 мин -1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T2 - критический момент

U - заданное передаточное число

Шa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНх=1,02 и КFх=1.06

КН=1*1.02=1.02

КF=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступениОсновные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.Значение межосевого расстояния:, где8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZУ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")Т2 - номинальный крутящий момент на валу колесаU' - заданное передаточное числоКН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливостьКНб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);[у] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливостьШa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачиПолученное значение б' округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69Рабочая ширина венца.Рабочая ширина колеса: b2= Шa*а=0,25*140=35 ммШирина шестерни: b1=b2+3=38 ммМодуль передачи., принимаемПолученное значение модуля m'n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.вmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55oZ'У=Z2+Z1=2*a*cos вmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32ZУ=184, Cosв= ZУ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857в=9,6>9,55=вminЧисло зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.Z'1=Z У/U'+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30Z2= Z У - Z 1=184-30=154Фактическое значение передаточного числа.U= Z 2/ Z 1=154/30=5Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.А) зуб колеса:, гдеТ2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, KFб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.Zv2=Z2/cos3в=154/cos39,6=160Y в - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y в = 1- (в/140) =1-0,072=0,931, b2 - рабочая ширина колеса, mn - модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [у] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливостьуF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [у] F2=293МпаБ) зуб шестерни:уF1= уF2*YF1/ YF2< [у] F1, гдеуF2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливостьYF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба[у] F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливостьуF1=222*3,4/3,61=209МПа < [у] F1=314МпаОпределение диаметров делительных окружностей d.d1=mn/cos в*Z1=1,5/0,986*30=45,6 ммd2=mn/cos в*Z2=1,5/0,986*154=234,4ммВыполним проверку полученных диаметров.d2+ d1=2а45,6+234,4=2*140=250 - верноДиаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:dа1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6ммdа2= d2+2 mn=237,4ммdf1= d1-2,5mn=45,6+2,5*1,5=41,85ммdf4= d2-2,5 mn=234,4-2,5*1,5=230,65ммПроверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.Наружный диаметр заготовки шестерни:D=da1+6=54,6 мм < D=125 ммТолщина сечения обода колеса:S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.Силы действующие на валы зубчатых колес.Окружная сила:Ft=2T2*103/d2=2*477,5*1000/234,4=4074HРадиальная сила:FR= Ft*tgбn/cosв=4074*tg20o/cos9,6o=1482,5НОсевая сила: Fa= Fttgв=4074* tg9,6=684Н1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступениТаблица 4.

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

КFЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3 [1]). NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

Суммарное время работы передачи t?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

Б) изгибная выносливость

Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[уН] max и [уF] max - предельные допускаемые напряжения

ут - предел текучести материала

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[уН] = [у0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [уН] max, где

[у0] Н - длительный предел контактной выносливости

[уН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[уН] max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у0] Н2= (2*НВср+70) /SH [у0] Н1= (17*НRCпов) /SH

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

уН= ([у] Н2+ [у] Н1) *0.45=729Мпа

уН=1.23 [у] Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [у] Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] F= [у0] F* (4*106/ NFЕ) 1/9< [у] Fmax, где

[у0] F=у0F/SF

у0F - длительный предел контактной выносливости

SF - коэффициент безопасности

[у] F - допускаемое контактное напряжение

[у] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

1.7 Расчет коэффициентов нагрузкиКоэффициент нагрузки находим по формулам:А) При расчете на контактную выносливость КН=КНв*КНуБ) При расчете на изгибную выносливость КF=КFв*КFх, гдеКНв и КFв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. КНх и КFх - коэффициент динамической нагрузкиОтносительная ширина шестерни:b/d=0.5Шa (U +1), гдеШa=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачиU' = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепленияКв= Кво (1-х) +х, где КНво =1 и КFвo=1Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9КНв= КНво =1, КFв= КFвo=1Значение коэффициента динамичности нагрузки Кх выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:V=n2/су* (T3/U2 * Шa) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) 1/3=0,7м/с, гдеn3=151мин -1 - частота вращения промежуточного вала редукторасу=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колесаT4 - критический моментU - заданное передаточное числоШa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачиДля вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5КНх=1,01 и КFх=1.03КН=1*1.01=1.01КF=1*1,03=1,031.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступениОсновные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.Значение межосевого расстояния:, где8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZУ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")Т4 - номинальный крутящий момент на валу колесаU' - заданное передаточное числоКН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливостьКНб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);[у] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливостьШa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачиммПолученное значение б' округляем до значения a=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса: b2= Шa*а=0,25*210=53 ммШирина шестерни:b1=b2+3=56 ммМодуль передачи., принимаемммПолученное значение модуля m'n=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.вmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*2,5/53) =7,18oZ'У=Z6+Z5=2*a*cos вmin/mn=2*210*0,993/2,5=167Cosв= ZУ*mn/2a=167*2,5/2*210=0.9848в=10>7,18=вminЧисло зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.Z'3=Z У/U'+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z5=29Z4= Z У - Z 5=167-29=138Фактическое значение передаточного числа.U= Z 4/ Z 3=138/29=4,5Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.А) зуб колеса:, гдеТ4 - номинальный крутящий момент на валу колесаKF=1.03 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливостьKFб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)YF4=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)YF3=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZvZv4=Z4/cos3в=138/cos3 10=132Y в - коэффициент учитывающий наклон зубаY в = 1- (в/140) =1-0,07 =0,93b2 - рабочая ширина колесаmn - модульа - межосевое расстояниеU - заданное передаточное число[у] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливостьуF6= (151*103*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [у] F6Б) зуб шестерни:уF3= уF*YF3/ YF4< [у] F5, гдеуF4 =78МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливостьYF3=3,7 и YF4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба[у] F3=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливостьуF3=78*3,7/3,61=80МПа < [у] F5Определение диаметров делительных окружностей d.d3=mn/cos в*Z3=2,5/0.9848*29=71,6ммd4=mn/cos в*Z4=2,5/0.9848*138=348,4ммВыполним проверку полученных диаметров.d4+ d3=2а71,6+348,4=2*210=420 верноДиаметры окружностей вершин и впадин зубьев df и da:dа3= d5+2 mn=71,6+2*2,5=77,6ммdа4= d6+2 mn=348,4+2*2,5=353,4ммdf3= d5-2,5 mn=71,6-2,5*2,5=65,35ммdf4= d6-2,5 mn=348,4-2*2,5=342,15 ммПроверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.Наружный диаметр заготовки шестерни:d=da3+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 ммТолщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.Силы действующие на валы зубчатых колес.Окружная сила:Ft=2T4*103/d4=2*1980*1000/348,4=11366 HРадиальная сила:FR= Ft*tgбn/cosв=11366*tg20o/cos10o=4136НОсевая сила:Fa= Fttgв=11366* tg10=1996Н1.9 Расчет звёздочки тяговой цепиОпределим основные размеры звездочки для тяговой цепи:Делительный диаметр:Dд=P/ (sin180/Z);P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.Dд=125/ (sin180/9) =365.5мм;Диаметр окружности выступов:De=P (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;Диаметр окружности впадин:Di=Dд - Dц;Di=365,5-15=350,5мм.Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливостьПроведём расчёт тихоходного вала.Действующие силы: ,- окружные, ,- осевая, ,- радиальная, - крутящий момент.,,,, ,.Определим реакции опор в вертикальной плоскости.1. , , . Отсюда находим, что .2. , , . Получаем, что .Выполним проверку: , , ,. Следовательно вертикальные реакции найдены верно.Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.3. , , , получаем, что .4. , , , отсюда .Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения: , .Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.Найдём результирующий изгибающий момент, как .Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3): , , где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл.10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: , .Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала: , где - расчётный диаметр вала.Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам: , .Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: .Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения . Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса .Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: - условие выполняется.1.11 Выбор муфтДля передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипниковСмазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.1.13 Сборка редуктораПрименим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.

3. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.

4. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.

5. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.