Реферат: Расчет редуктора прямозубого

Введение

Заданием на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода для цепного конвейера. Привод (рисунок 1) состоит из электродвигателя 1 , одноступенчатого цилиндрического редуктора 3 , цепной передачи 4 и приводного вала 5 . Для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора используется упругая муфта 2 .

Исходными данными для проектирования являются мощность на ведомом валу привода P_B = кВт и число оборотов ведомого вала привода n_B = об/мин.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода конвейера

Редуктор предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу конвейера, понижения угловых скоростей и, соответственно, повышения вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В корпусе редуктора размещают так же устройство для смазывания зацепления и подшипников.

1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Определение расчетной мощности электродвигателя

Определяем общий КПД привода

, (1)

где η_м – КПД муфты, принимаем η_м = 0,99;

η_зп – КПД зубчатой передачи редуктора, принимаем η_зп = 0,97;

η_оп – КПД открытой цепной передачи, принимаем η_оп = 0,93;

η_п – КПД пары подшипников, принимаем η_п = 0,99;

Определяем расчетную мощность электродвигателя, кВт

, (2)

1.2 Выбор электродвигателя

Подбираем электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P _ном = 2,2 кВт. Параметры выбранных электродвигателей сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Электродвигатели серии 4А с номинальной мощностью P _ном = 2,2 кВт

Для окончательного выбора электродвигателя, необходимо определить передаточное число привода и его ступеней для всех типов двигателей.

Определяем передаточное число привода для первого варианта электродвигателя

, (3)

.

Передаточное число редуктора принимаем u _ред = 4, тогда передаточное число открытой передачи составит:

, (4)

.

Аналогично определяем передаточные числа для остальных вариантов электродвигателя, оставляя при этом передаточное число редуктора постоянным. Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Определение передаточного числа привода и его ступеней

Окончательного выбираем второй вариант электродвигателя. Характеристики принятого электродвигателя и все параметры, необходимые для дальнейших расчетов, сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Результаты энергетического расчета

1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Р_эд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): 1 – быстроходный вал редуктора; 2 – тихоходный вал редуктора; 3 – приводной вал конвейера. Для каждого вала определяем частоту вращения n , мощность Р и вращающий момент Т.

Рисунок 2 – Обозначение валов привода

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем мощность на каждом валу:

Определяем крутящий момент на каждом валу:

Результаты расчетов сводим в таблицу 4

Таблица 4 – Кинематические и силовые параметры привода

2 Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1 Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для шестерни сталь 45, а для колеса сталь 45Л. Механические характеристики материалов представлены в таблице 5

Таблица 5 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:

, (5)

Поэтому принимаем HB ₁ = 210; H B₂ = 180.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (6)

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, (7)

где K _{Н L} – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K _{Н L} = 1;

S _Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S _Н = 1,1;

Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ _{H 1} ], и колеса [σ _{H 2} ].

Принимаем

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса

; (8)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(9)

где K_FL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_FL = 1;

S_F – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

(10)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость

Определяем межосевое расстояние передачи, мм

, (11)

где K_a – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K_a = 49,5 МПа^1/3 ;

ψ _ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ _ba = 0,25;

u _ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u _ред = 4;

Т ₂ – вращающий момент на валу колеса, Т ₂ = 69,1 Н∙м;

[σ _H ] – допускаемые контактные напряжения, [σ _H ] = 390,9 МПа;

K _Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K _Нβ = 1;

принимаем a_w = 120 мм.

По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

(12)

принимаем m = 2 мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

(13)

принимаем z ₁ = 24; z ₂ = 96.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

; (14)

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Определяем делительные диаметры колес, мм

(15)

Уточняем межосевое расстояние

(16)

Определяем рабочую ширину венца колеса

; (17)

принимаем b ₂ = 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

; (18)

;

принимаем b ₁ = 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

(19)

Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

(20)

Определяем окружную скорость колес, м/с

. (21)

В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

, (22)

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hα = 1;

K _Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K _Нβ = 1;

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Hυ = 1,113;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач Z_H = 1,76;

Z _М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z _М = 275 МПа^1/2 ;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

, (23)

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия;

; (24)

;

;

.

Недогрузка передачи составляет:

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба

при z ₁ = 24; Y_{F 1} = 3,938;

при z ₂ = 96; Y_{F 2} = 3,602.

Определяем отношения:

Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса

Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

, (25)

где Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y_β = 1;

K_{F α} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_{F α} = 1;

K_{F β} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач K_{F β} = 1;

K_{F υ} – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_{F υ} = 1,274;

Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

3 Проектный расчет валов

Определение размеров ступеней валов приведено в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала

Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала

4 Конструирование зубчатых колес

Рисунок 5 – Конструкция зубчатого колеса

Определяем размеры конструктивных элементов зубчатых колес (рисунок 5)

– диаметр ступицы:

принимаем d _ст = 65 мм;

– длина ступицы:

принимаем l _ст = 40 мм;

– толщина обода:

принимаем δ₀ = 8 мм;

– толщина диска:

принимаем с = 10 мм;

– диаметр окружности отверстий:

принимаем D _отв = 120 мм;

– диаметр отверстий:

принимаем d _отв = 25 мм;

– размер фаски, мм: n ≈ m = 2 мм;

5 эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение размеров конструктивных элементов корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора (δ ≥ 8 мм):

δ = (0,025∙a _w + 1) = (0,025∙120 + 1) = 4 мм.

принимаем δ = 8 мм.

Толщину стенки крышки принимаем δ ₁ = δ = 8 мм.

Определяем диаметры болтов, соединяющих:

– редуктор с плитой: d ₁ = 2 ∙ δ = 2 ∙ 8 = 16 мм,

принимаем болты М16.

– корпус с крышкой у бобышек подшипников: d ₂ = 1,5 ∙ δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм,

принимаем болты М12.

– корпус с крышкой по периметру соединения: d ₃ = 1,0∙ δ = 1,0∙ 8 = 8 мм,

принимаем болты М10.

Определяем ширину фланцев редуктора:

S_i = δ +2 + к _i ,

– фундаментного S ₁ = 8 + 2 + 40 = 50 мм;

– корпуса и крышки (у подшипников) S ₂ = 8 + 2 + 32 = 42 мм;

– корпуса и крышки (по периметру) S ₃ = 8 + 2 + 28 = 38 мм.

Определяем толщину фланцев редуктора:

– фундаментного δ _фл1 = 2,3∙δ = 2,3∙8 = 18,4 мм;

принимаем δ _фл1 = 20 мм;

– корпуса (соединение с крышкой) δ _фл2 = 1,5∙δ = 1,5∙8 = 12 мм;

принимаем δ _фл2 = 12 мм;

– крышки (соединение с корпусом) δ _фл3 = 1,35∙δ = 1,35∙8 = 10,8 мм;

принимаем δ _фл3 = 10 мм;

Для установки крышки относительно корпуса применяем два штифта 8h 7х30 по ГОСТ 9464–79.

5.2 Определение расстояний между элементами редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора δ = 8 мм;

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:

С = (1,0…1,2)∙δ = (1,0…1,2)∙8 = 8…9,6 мм;

принимаем С = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней поверхности стенки редуктора:

С₅ = 1,2∙δ = 1,2∙8 = 9,6 мм.

принимаем С₅ = 10 мм.

Радиальной зазор от поверхности вершин зубьев до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:

С₆ = (5…10)∙m = (5…10)∙2 = 10…20 мм.

5.3 Предварительный выбор подшипников качения

Для опор валов принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии. Параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 8

Таблица 8 – Параметры подшипников качения

5.4 Определение размеров конструктивных элементов крышек подшипников

В зависимости от размера D отверстия в корпусе под подшипник, определяется толщина стенки δ , диаметр d , и число z винтов крепления крышки. Размеры других конструктивных элементов определяются по соотношениям:

Толщина фланца крышки δ₁ = 1,2∙δ ;

Толщина цилиндрической части δ ₂ = (0,9…1,0)∙δ ;

Диаметр установки винтов D ₁ = D + 2,5∙d ;

Диаметр фланца D ₂ = D ₁ + 2∙d ;

Рисунок 6 – Конструкция крышек подшипников

Размеры конструктивных элементов подшипниковых крышек быстроходного и тихоходного валов сводим в таблицу 9

Таблица 9 – Размеры основных конструктивных элементов крышек

5.5 Выбор способа смазывания передачи и подшипников

Так как окружная скорость зубчатых колес υ ₁ < 10…15 м/с (υ ₁ = 2,41 м/с), то смазывание зубчатой передачи осуществляется погружением зубчатого колеса в масляную ванну. Глубина погружения при этом не должна превышать 0,25 радиуса колеса. Объем масляной ванны должен составлять 0,3…0,8 дм³ /кВт, что при известных размерах поперечного сечения редуктора определяет положение его дна.

Так как окружная скорость зубчатых колес υ ₁ < 3 м/с, то смазывание подшипников осуществляется пластичным смазочным материалом. С целью предотвращения вымывания смазки из подшипникового узла, устанавливаем мазеудерживающие кольца.

5.6 Выбор уплотнений валов

В качестве уплотнений валов выбираем резиновые армированные манжеты по ГОСТ 8752-79, конструктивные размеры которых сводим в таблицу 10

Таблица 10 – Размеры основных конструктивных элементов манжет

6 Проверочный расчет подшипников качения

6.1 Определение сил, нагружающих валы редуктора

Рисунок 7 – Схема нагружения валов редуктора

Определяем силы в зубчатом зацеплении

Окружная сила:

(26)

Радиальная сила:

(27)

где α – угол зацепления передачи; для передач без смещения α = 20˚;

;

Определяем консольные силы

(28)

на быстроходном валу от муфты

на тихоходном валу от цепной передачи

6.2 Проверка подшипников быстроходного вала

6.2.1 Определение реакций опор

Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ Y_i = R _{А y} – F_{r 1} + R _{В y} = 338,2 – 676,4 + 338,2 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ Х _i = R _{А x} + F_{t 1} – R _{В x} + F _{к 1} = 4,7 + 719,8 – 1254,8 + 530,3 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.2.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 960 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – L_h = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры В , как наиболее нагруженной

Радиальная реакция F_r = R_B = 1299,6 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу

(29)

где К_Б – коэффициент безопасности, принимаем К_Б = 1,3;

К_Т – температурный коэффициент, принимаем К_Т = 1,0;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность

; (30)

где k – показатель степени; для шариковых подшипн6иков k = 3;

Т.к. С _тр < С _r , то предварительно выбранный подшипник подходит.

6.3 Проверка подшипников тихоходного вала

6.3.1 Определение реакций опор

Рисунок 9 – Схема нагружения тихоходного вала

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости

Проверка: Σ Y_i = R _{А y} –F_{r 2} – R_By + F _{к 2} = 1055,7 – 676,4 – 1422,9 + 1043,6 = 0.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости

Проверка: Σ Х _i = – R _{А x} + F_{t 2} – R _{В x} = – 359,9 + 719,8 – 359,5 = 0.

Определяем суммарные радиальные реакции

6.3.2 Определение динамической грузоподъемности подшипников

Исходные данные для расчета:

Частота вращения вала – n = 240 об/мин;

Требуемая долговечность подшипника – L_h = 10000 ч;

Подшипник 207

Базовая динамическая грузоподъемность C_r = 25500 Н;

Коэффициент вращения V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Расчет ведем для опоры B , как наиболее нагруженной

Радиальная реакция F_r = R_B = 1467,7 Н;

Определяем эквивалентную динамическую силу по формуле (29)

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле (30)

Т.к. С _тр < С _r , то предварительно выбранный подшипник подходит.

7 Проверочный расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонки, пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Допускаемые напряжения [σ_см ] = 120 МПа.

Прочность шпоночного соединения обеспечена при выполнении условия:

(31)

где l _р – рабочая длина шпонки;

Быстроходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t ₁ = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 28 мм шпонка 8×7×40, t ₁ = 4 мм;

Тихоходный вал, d = 38 мм шпонка 10×8×36, t ₁ = 5 мм;

Как видно из расчетов, во всех случаях прочность шпоночных соединений обеспечена.

8 Проверочный расчет валов редуктора

8.1 Построение эпюр внутренних силовых факторов

Расчет будем вести для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости “M _х ”

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости “M_y ”

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях

Строим эпюру крутящих моментов “T ”

Рисунок 10 – Эпюры внутренних силовых факторов

8.2 Расчет вала на усталостную прочность

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s ]. Прочность обеспечена при s > [s ] = 2,5.

Исходные данные:

– Материал вала сталь 45 улучшенная;

– предел прочности σ_в = 780 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений изгиба σ _-1 = 353 МПа;

– предел выносливости стали при симметричном цикле перемены напряжений кручения τ _-1 = 216 МПа;

– коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения: ψ_σ = 0; ψ_τ = 0;

Расчет ведем для сечения вала B (рисунок 10), т.к. в этом сечении возникает наибольший изгибающий момент. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом. Диаметр вала d = 35 мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

(32)

где k_σ – коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

ε_σ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k_σ /ε_σ = 3,38;

β – коэффициент, учитывающий упрочнение поверхности, применение специальных технологических методов; при отсутствии специального упрочнения или термообработки β = 0,95…0,98 (шлифование); принимаем β = 0,97;

σ_а – амплитуда напряжений изгиба, МПа;

σ _m – среднее напряжение цикла напряжений изгиба, МПа; т.к. осевая нагрузка на вал отсутствует, то принимаем σ _m = 0;

Амплитуда напряжений изгиба определяется по формуле:

(33)

где М_и – изгибающий момент в расчетном сечении, М_и = 68,9 Н∙м;

W – осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³ ;

Определяем осевой момент сопротивления сечения изгибу по формуле:

(34)

;

;

Определяем коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

(35)

где k _τ – коэффициент концентрации напряжений кручения;

ε_τ – масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения валов,

принимаем k _τ /ε_τ = 2,43;

τ_а – амплитуда напряжений кручения, МПа;

τ _m – среднее напряжение цикла напряжений кручения, МПа.

Амплитудное и среднее значение касательных напряжений определяется по формуле:

(36)

где Т – крутящий момент в расчетном сечении, Т = 69,1 Н∙м;

W_p – полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³ ;

Определяем полярный момент сопротивления сечения по формуле:

(37)

;

Определяем суммарный коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения

(38)

Как видно из расчетов, прочность вала обеспечена.

9 Назначение посадок основных деталей редуктора

Посадки основных деталей редуктора представлены в таблице 11

Таблица 11 – Посадки основных деталей передач

10 Смазка и сборка редуктора

10.1 Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится разбрызгиванием жидкого масла. При контактных напряжениях σ _Н до 600 МПа и окружной скорости колес u до 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28∙10^-6 мм² /с. Принимаем масло И–Г–А–32.

Смазывание подшипников производится пластичным смазочным материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при сборке.

10.2 С борка и регулировка редуктора

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

На быстроходный вал 4 насаживают мазеудерживающие кольца 5 и напрессовывают шарикоподшипники 29 предварительно нагретые в масле до температуры 80 – 100°С.

В начале сборки тихоходного вала закладывают шпонку 26 и напрессовывают зубчатое колесо 10 до упора в буртик вала. Затем надевают распорное кольцо 11, мазеудерживающие кольца 5 и устанавливают шарикоподшипники 29, нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора 2 и надевают крышку корпуса редуктора 3. Для центровки крышку корпуса устанавливают на основание корпуса с помощью двух конических штифтов 27 и затягивают болты 17 и 18.

Затем вставляют в сквозные подшипниковые крышки резиновые манжеты 28 и устанавливают крышки 7 и 8 с прокладками 8, предварительно заложив пластичный смазывающий материал в подшипниковые камеры.

Ввертывают пробку 14 маслоспускного отверстия с прокладкой 15 и крепят маслоуказатель 12 с прокладкой 13. Заливают в редуктор масло и закрывают смотровое отверстие крышкой 1.

Осевой зазор в подшипниках регулируют за счет выбора суммарной толщины набора регулировочных прокладок. Пятно контакта зубчатых зацеплений регулируется осевым перемещением валов с помощью перестановки регулировочных прокладок.

Собранный и отрегулированный редуктор обкатывают и испытывают на стенде по программе испытаний.

Список литературы

1. Тростин В.И. Методика расчетов параметров зацепления закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач. – Гомель: ротапринт ГФ БПИ, 1980. – 43 с.

2. Чернавский С.А. Боков К.Н., Чернин И.М., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005, 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. для техн. спец. вузов – М.: Высшая школа, 2000. – 447с., с ил.

4. Куклин Н.Г., Куклина Г.С. Детали машин: Учеб. для машиностроит. спец. техникумов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1987. – 383 с.: ил.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учеб. для студентов высш. техн. учеб. завед. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.: ил.

6. Гулиа Н.В. Детали машин. Учебник для студ. сред. проф. образования. – М.: Издательский центр «Академия», 2004. 416 с.

7. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. пособие. Ч 1/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. – Мн.: Высшая школа, 1982. – 2085с.

8. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. сказ, 2002. – 454с.

9. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Учеб. пособие. – Мн.: УП «Технопринт», 2002. – 290 с.