Курсовая работа: Разработка привода пластинчатого конвейера

ВВЕДЕНИЕ

Любая машина состоит из деталей, которые могут быть как простыми (гайка, шпонка), так и сложными (коленчатый вал, корпус редуктора, станина станка). Детали собираются в узлы (подшипники качения, муфты и т.д.) - законченные сборочные единицы, состоящие из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение.

Детали машин являются первым из расчетно-конструкторских курсов, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов. Именно по этой дисциплине выполняют первый курсовой проект, требующий от студента знания не отдельной дисциплины, а ряда дисциплин в комплексе. Выполняя этот проект, студент использует материал, изученный в таких дисциплинах как сопромат, материаловедение, теоретическая механика и т.д. Курсовой по деталям машин является первой по своей сути творческой работой студента.

Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.

1 Энергетический и кинематический расчет привода

Определяем мощность на выходном валу:

Вт (1.1)

Частота вращения приводной звёздочки:

мин^-1 (1.2)

Определим общее КПД привода:

(1.3)

где - КПД пар подшипников

- КПД цилиндрической закрытой передачи

- КПД муфты упругой

- КПД жестко компенсирующей муфты

Требуемая мощность электродвигателя:

;

По таблице 2.2[1] ориентировочно определяем общее передаточное число

привода:

примем передаточное отношение быстроходной ступени.

примем передаточное отношение тихоходной ступени.

Ориентировочная частота вращения ротора электродвигателя:

(1.4)

Зная потребную мощность и частоту вращения выбираем двигатель: [2],c.328: АИР112МА8 P=2,2(кВт), n_д =750( мин^-1 );

1.2 Уточняем передаточные отношения. Общее передаточное число привода определяется:

(1.5)

примем передаточное отношение быстроходной ступени.

примем передаточное отношение тихоходной ступени.

1.3 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:

; ; (1.6)

; ;

; ;

1.4 Определяем мощности на валах:

; (1.7)

;

;

1.5 Определяем вращающие моменты на валах:

; (1.8)

;

;

Значения параметров элементов привода приведены в таблице 1.

Таблица 1 – Результаты расчётов валов

2 Расчет быстроходной ступени редуктора

Быстроходная ступень редуктора представляет собой цилиндрическую прямозубую передачу.

1.Определяем число оборотов колеса

(2.1)

2.Так как передача нереверсивная, нагрузка спокойная и постоянная выбираем материал колес – сталь 45XН, улучшенную, для шестерни,

для колеса – сталь 45XН нормализованную. Определяем допускаемые напряжения для заданного материала:

шестерня НВ=265;

колеса НВ=220;

Определяем допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба. Для выбранного материала и термообработки расчетное число циклов No=

(табл.9,8).Редуктор должен работать Т=20000ч.

Действительное число циклов равно:

Так как , то поправка, учитывающая срок службы, не вводиться. Следовательно:

(2.2)

Допускаемые напряжения изгиба:

(2.3)

где

3.Задаемся коэффициентом ширины колеса

(2.4)

4.Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности:

(2.5)

Ориентировочно коэффициент нагрузки принимаем r=1.3

(2.6)

Принимаем А=110мм.

4.Определяем ширину колеса

мм (2.7)

шестерни

мм (2.8)

5.Нормальный модуль зацепления принимаем из условия

По ГОСТ 9563-60 принимаем

6.Зная межосевое расстояние и модуль, определяем суммарное число зубьев:

(2.9)

Число зубьев шестерни:

,2 принимаем 12 (2.10)

Число зубьев колеса:

принимаем 98 (2.11)

7.Определяем параметры зубчатых колес:

шестерня

мм (2.12)

мм (2.13)

мм (2.14)

колесо

мм (2.15)

мм (2.16)

мм (2.17)

8. Уточняем значение коэффициента нагрузки, для чего определяем окружную скорость:

(2.18)

Коэффициент нагрузки соответствует выбранному ранее при данной

окружной скорости и твердости. Принимаем 8-ю степень точности.

9.Действительные контактные напряжения при принятых размерах равны:

10. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба

(2.19)

11. Коэффициент формы зуба у выбираем из табл.9.2 по приведенному числу зубьев.

уш=0,371

ук=0,482

Определяем менее прочное звено по произведению

Из приведенного расчета следует, что расчет нужно вести по шестерни.

Перерасчет не требуется т.к. определяющим для закрытых передач является контактная прочность.

3. Расчет тихоходной ступени редуктора.

Тихоходная ступень редуктора представляет собой цилиндрическую

прямозубую передачу.

1.Определяем число оборотов колеса

(3.1)

2.Так как передача нереверсивная, нагрузка спокойная и постоянная выбираем материал колес – сталь 45XН, улучшенную, для шестерни,

для колеса – сталь 45XН нормализованную. Определяем допускаемые напряжения для заданного материала:

шестерня НВ=265;

колеса НВ=220;

Определяем допустимые контактные напряжения и напряжения изгиба. Для выбранного материала и термообработки расчетное число циклов No=

(табл.9,8).Редуктор должен работать Т=20000ч.

Действительное число циклов равно:

Так как , то поправка, учитывающая срок службы, не вводиться. Следовательно:

(3.2)

Допускаемые напряжения изгиба:

(3.3)

где

3.Задаемся коэффициентом ширины колеса

(3.4)

4.Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности:

(3.5)

Ориентировочно коэффициент нагрузки принимаем r=1.3

(3.6)

Принимаем А=140мм.

4.Определяем ширину колеса

мм (3.7)

шестерни

мм (3.8)

5.Нормальный модуль зацепления принимаем из условия

По ГОСТ 9563-60 принимаем

6.Зная межосевое расстояние и модуль, определяем суммарное число зубьев:

(3.9)

Число зубьев шестерни:

3 принимаем 13 (3.10)

Число зубьев колеса:

принимаем 127 (3.11)

7.Определяем параметры зубчатых колес:

шестерня

мм (3.12)

мм (3.13)

мм (3.14)

колесо

мм (3.15)

мм (3.16)

мм (3.17)

8. Уточняем значение коэффициента нагрузки, для чего определяем окружную скорость:

(3.18)

Коэффициент нагрузки соответствует выбранному ранее при данной

окружной скорости и твердости. Принимаем 8-ю степень точности.

9.Действительные контактные напряжения при принятых размерах равны:

10. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба

(3.19)

11. Коэффициент формы зуба у выбираем из табл.9.2 по приведенному числу зубьев.

уш=0,371

ук=0,482

Определяем менее прочное звено по произведению

Из приведенного расчета следует, что расчет нужно вести по шестерни.

Перерасчет не требуется т.к. определяющим для закрытых передач является контактная прочность.

4.Оценка диаметра и разработка конструкции валов редуктора, анализ тихоходного вала.

Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:

, (4.1)

где T₁ =27,5 Нм

мм

Делаем шестерню заодно с валом, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестерню мм.

Рассчитаем промежуточный вал:

Диаметр ступени для установки на неё колеса:

, (4.2)

где T_пр =211 Нм

мм

Принимаем d_к =45 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк =60 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п =50 мм. Диаметр под колесо тихоходной ступени d_ш = 55мм. Шестерню делаем заодно с валом

Диаметр под шестерню мм.

Рассчитаем приводной вал:

Диаметр вала под полумуфту:

,

где T_пр =1844 Нм

мм

Принимаем d_к =75 мм.

Расчёт тихоходного вала описываем подробно.

Назначаем материал: Сталь 45.

Термообработка: нормализация.

Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:

МПа

МПа

Определяем диаметр выходного конца вала (минимальный):

мм, где Мпа (4.3)

Выбираем диаметры вала:

d=75 мм – диаметр в месте посадки муфты

d_п =80 мм – диаметр в месте посадки подшипников

d_к =85 мм – диаметр в месте посадки колеса

Усилия в зацеплении:

Окружная сила:

Ft=2*1000Т/d=2000*1912/254= 15055Н (4.4)

Радиальная сила:

(4.5)

где -угол профиля.

Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой

Определяем расстояние между опорами (табл. 3.2, с.8, [4]):

(4.6)

где l_ст =60 мм – длина ступицы

x=25 мм – зазор между колесом и внутренними стенками корпуса

f=l3=90мм – расстояние между опорой и концом выходного вала

w=60мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников

Получаем:

мм

Определяем реакции вертикальной плоскости

. (4.7)

Н.

. (4.8)

Н.

Проверка:

А_y + В_y - F_r =2739,5+2740,5 - 5480=0

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

Н мм.

Н мм .

Определяем реакции в горизонтальной плоскости

. (4.9)

Н.

.

Н.

Знак (-) показывает, что реакция В_х на схеме направлена в противоположную сторону.

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

Н мм. (4.10)

Н мм. (4.11)

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)

Н мм. (4.12)

Суммарные реакции в опорах

Н (4.13)

Н (4.14)

Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи.

Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса.

Принимаем материал вала сталь 45.

Пределы выносливости стали 45:

при изгибе σ_-1 ≈0,43σ_в =0,43×610=260 МПа. при кручении τ_-1 ≈0,58σ_-1 =0,58×260=150 МПа.

Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом

, (4.15)

где W– момент сопротивления;

М_u = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент;

- амплитуда переменной составляющей цикла напряжений.

. (4.16)

Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда

мм³ .

сfw.

Касательные напряжения от нулевого цикла

МПа (4.17)

где W_к – момент сопротивления при кручении

мм³

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Масштабные факторы для вала.

Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем по формуле:

. (4.18)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле

. (4.19)

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

> [s]. (4.20)

где [s] = 1,5 – допустимый коэффициент безопасности.

Таким образом, прочность и жесткость обеспечена.

5.Подбор и анализ шпонок

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.

Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88, [1]):

(5.1)

Проверяем шпонки, установленные на быстроходном валу:

Мпа

- проверочное напряжение на смятие шпонки, расположенной на быстроходном валу, соединяющей вал с полумуфтой.

- напряжение на смятие шпонки расположенной на промежуточном валу крепящей колесо.

Мпа

- напряжения смятия шпонки, расположенной на тихоходном валу, крепящей колесо.

Мпа

- напряжения смятия шпонки, расположенной на тихоходном валу, соединяющей вал с полумуфтой.

Мпа

Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия, так как при посадках с натягом Мпа.

По результатам подсчётов составляем таблицу 2.

Таблица 2 – Шпонки призматические ГОСТ 23360-78

Вал	Т, Н. м	d, мм	b, мм	h, мм	l, мм	t1 , мм	t2 , мм
Быстроходный	27,5	24	10	8	30	5	3.3	19,1
Промежуточный	211	45	10	10	35	6	4,1	53,5
Тихоходный	1912	85	22	15	60	8	5.4	124
Тихоходный	1912	75	22	12	50	7	5	169

6. Подбор подшипников валов редуктора, проверка по динамической грузоподъемности подшипников тихоходного вала

По диаметрам валов под подшипники выбираем подшипники: шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75 для всех валов.

Выбранные подшипники и их основные параметры заносим в таблицу 3.

Таблица 3 – Подшипники шариковые радиально-упорные по ГОСТ 831-75

Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.

Определяем приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращении внутреннего кольца подшипника Vк=1, и найдя из таблицы 3.4 [2] значения коэффициентов X и Y,V – коэффициент вращения,

X=1 и Y=0. X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (табл. 16.5) [2]:

По рекомендации к формуле (16.29) [2]: Kб=1, Kт=1.

Получаем:

Pr=(X×V×Fr+Y1×Fa1)×Kб×Kт=5480Н (6.1)

По формуле (16.31) [2] находим эквивалентную долговечность:

LhE=Kне×Lн=5×365×24×0,29=10731 ч, (6.2)

где Lн – суммарное время работы подшипника

Kне=0,29 – коэффициент режима нагрузки по табл. 8.10 [2]

Ресурс подшипника находим по формуле (16.31) [2]:

L=60×10ˉ×n×Lн=60×10ˉ×314,7×10731=202,6 млн. об.,

Из таблицы 3.5 [2] величина отношения с/р=4,56. Следовательно окончательная динамическая грузоподъемность:

Сmгр=Рr×4,56=5480*4,56=24кН

Условие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется. Паспортное значение С превышает расчетное С.Подшипник подобран верно. Условие статической грузоподъёмности выполняется. Остальные подшипники рассчитываются аналогично.

7 Подбор муфт

Для соединения вала редуктора и приводного вала применяем зубчатую жестко-компенсирующую муфту по ГОСТ5006-94.

Определяем расчётный момент, передаваемый муфтой (с. 364, [2]):

, (7.1)

где =1,25 - коэффициент режима работы (табл. 17.1, с.381, [2])

Н^. м

Момент передаваемый муфтой T=3150 Н^. м

Н^. м

Проверим муфту по напряжениям смятия:

, (7.2)

где m=2.5 мм – модуль зацепления

z =38– число зубьев

b=13 мм– длина зуба

Мпа

МПа

Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.

Определяем расчётный момент (с. 364, [2]):

,

Н^. м

Момент передаваемый муфтой 250 Н^. м

Н^. м

Проверим муфту по напряжениям смятия резиновых втулок (17.8 с.372 [2]):

Мпа (7.3)

где мм – диаметр окружности, на которой расположены пальцы

z=6 – число пальцев

- диаметр пальца

- длина резиновой втулки

Мпа

Мпа

Проверка муфты по напряжению изгиба пальцев:

Мпа (7.4)

где - длина пальца

Мпа

Мпа

Муфты отвечают всем условиям прочности.

8 Определение основных размеров элементов корпуса редуктора

Корпус редуктора выполняется литым, из материала СЧ15 ГОСТ1412-85.

Выбор формы и размеров основных элементов корпуса производим по методологии приведённой на с. 152 [3].

Выбираем:

- внешнее расположение бобышек;

- крышки подшипниковых узлов накладные;

Толщину стенок редуктора принимаем равную мм.

Определяем диаметры болтов соединяющих:

- редуктор с рамой: мм;

- корпус с крышкой у бобышек подшипников: мм;

- корпус с крышкой по периметру соединения: мм;

- корпус со смотровой крышкой: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у быстроходного вала: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у промежуточного вала: мм;

- крышки подшипниковых узлов с корпусом у тихоходного вала: мм;

- диаметром , по два болта на каждый подшипник;

- диаметром , ;

- диаметром мм, ;

- диаметром мм, ;

Ширина фланцев редуктора:

- фундаментного мм;

- корпуса и крышки у подшипников мм;

- корпуса и крышки по периметру мм;

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментного мм;

- корпуса (соединение с крышкой) мм;

- крышки (соединение с корпусом) мм;

Размер крышек подшипников:

- крышки подшипников на быстроходном валу: мм

мм

мм

- крышки подшипников на тихоходном валу:мм

мм

мм

Размеры литых переходов:

- X=3 мм;

- Y=5X=15 мм;

- R=3мм;

Литейные уклоны - .

9 Выбор и обоснование количества смазки

В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло, залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому, что окружные скорости не превышают 12..15 м/с.

По рекомендациям [1] меньшее колесо должно погружаться в масло не менее чем на две высоты зуба.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

объем масла: V_м =0,5*Р_э =0,5*2,2=1,1(л) [2],с.162

Масло заливается в редуктор через смотровое окно, сливается – через

сливное отверстие, уровень масла контролируется жезловым

маслоуказателем, пополнение и замена масла производятся при техническом обслуживании редуктора.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

10 Выбор и обоснование посадок сопрягаемых деталей

Произведём выбор посадок тихоходного вала с колесом и шпоночного соединения.

Исходные данные:

точность зубчатого колеса 8С

номинальный диаметр соединения d=80 мм

ширина шпоночного паза В=22 мм

число зубьев колеса 127

модуль m=2 мм

допуск на радиальное биение зубчатого венца

Соединение зубчатого колеса с валом редуктора с дополнительным креплением при помощи шпонки является разъемным, неподвижным соединением, образованным переходной посадкой. Расчёт разъёмных соединений, образованных переходной посадкой производится исходя из условий:

- обеспечение высокой точности центрирования зубчатого колеса на валу;

- обеспечение лёгкой сборки и разборки соединения;

Сочетание этих двух условий возможно лишь при небольшом натяге, или зазоре в соединении.

Хорошее центрирование зубчатого колеса на валу необходимо для обеспечения высокой кинематической точности передачи, ограничения динамических нагрузок и т.д. Известно, что наличие зазора в сопряжении за счёт одностороннего смещения вала в отверстии вызывает появление радиального биения зубчатого венца колеса, определяющего кинематическую точность.

В этом случае наибольший допустимый зазор, обеспечивающий первое условие может быть определен по формуле:

, (8.1)

где - коэффициент запаса точности (=2…5), принимаем =2

- допуск радиального биения зубчатого венца (=63 мкм)

мкм

Возможный наибольший натяг в соединении насчитывается по формуле:

, (8.2)

где z – аргумент функции Лапласа, которой определяется по её значению:

, (8.3)

где - вероятность получения зазора в соединении

При восьмой степени точности по кинематической норме точности =0,3, тогда

По таблице 11.3, [3] находим значение z, z=-0,54.

мкм

По номинальному диаметру соединения d=80 мм и мкм по ГОСТ 25347-82 выбираем переходную посадку Ø, параметры выбранной посадки не превышают расчётных, т.е. мкм.

мкм

Причём выполняется требование ГОСТа по соответствию степени точности зубчатого колеса точности отверстия.

Для обеспечения неподвижности зубчатого колеса с валом применяется призматическая шпонка. Работоспособность соединения определяется точностью посадки по ширине шпонки (паза) B.

ГОСТ 2325-78 предусматривает посадки, образующие нормальное, плотное и свободное соединение шпонки с пазами вала и втулки в системе основного вала.

Принимаем нормальный тип соединения. Для нормального типа соединения установлены поля допусков ширины В для паза на валу N9и для паза во втулке Js9. придельные отклонения указанных полей допусков соответствуют ГОСТ 25347-82, шпонка как основной вал имеет поле допуска h9.

В этом случае посадка в соединении со шпоночным пазом вала будет , и пазом втулки .

Посадка колеса на быстроходном валу, а так же всех остальных шпоночных соединений производим аналогично.

Произведём расчёт и выбор посадок подшипников качения на вал и в корпус.

Исходные данные:

D=140 мм, r=2.5 мм, В=26мм

радиальная нагрузка Н

вал вращается, вал сплошной, корпус массивный

Посадка внутреннего кольца с валом всегда осуществляется в системе основного отверстия, а наружного кольца в корпус в системе основного вала.

Выбор посадок для подшипников качения зависит от характера наружного кольца. В подшипниковых узлах редукторов кольца испытывают циркуляционное и местное нагружения. Внутреннее кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, при котором результирующая радиальная нагрузка воспринимается последовательно окружностью её дорожки качения и передаётся её всей посадочной поверхности вала.

Наружное кольцо подшипника испытывает местное нагружение, при котором постоянная по направлению результирующая радиальная нагрузка воспринимается лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса.

Класс точности подшипника качения для зубчатой передачи выбирается в зависимости от степени точности зубчатой передачи по таблице 13.6 [3]. Степень точности зубчатой передачи 8, тогда класс точности подшипника будет 0.

Так как в соединении вращается вал, то внутренне кольцо подшипника является циркуляционно нагруженным, наружное кольцо соединяется с неподвижным корпусом и испытывает местное нагружение, следовательно, внутреннее кольцо должно соединятся с валом по посадке с небольшим зазором.

Посадку внутреннего кольца подшипника на вал определяется по интенсивности радиальной нагрузки по выражению:

, (8.4)

где - радиальная нагрузка на опору, Н

- динамический коэффициент посадки, при умеренных нагрузках =1

- коэффициент учитывающий степень ослабления натяга, при сплошном вале =1

- коэффициент учитывающий тип подшипника, для однорядных не сдвоенных подшипников =1

В – ширина кольца подшипника, мм

R – радиус фаски кольца, мм

Н

По расчётному значению и номинальному диаметру d=80 устанавливаем поле допуска вала js6 (таблица 13.7 [3]).

Поле допуска для отверстия в корпус определяется в зависимости от диаметра D=140 мм, характера нагрузки и конструкции корпуса Н7 (таблица 3.9 [2]).

Квалитет точности для отверстия и вала устанавливается в зависимости от класса точности подшипника, при шестом и нулевом классе точности вал обрабатывается по шестому, отверстие по седьмому квалитету точности.

Ø

Ø

Предельные отклонения для колец подшипников определяется по ГОСТ 520-89.

Ø

Ø

таким образом посадка по внутреннему кольцу подшипника:

Ø

По наружному кольцу:

Ø

Посадки остальных подшипников определяются аналогично.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловеденье.

Целью данного проекта является проектирование привода конвейера, который состоит как из стандартных (двигатель, муфта, болты, звёздочка, подшипники и т.д.) деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы и др.).

В ходе решения поставленной задачи, была основана методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надёжность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении как курсовых проектов по специальным дисциплинам, так и при выполнении дипломного проекта.

Список используемой литературы

1. Н. И. Рогачевский, Н. Ф. Кравец. Проектирование узлов и деталей машин. Техническое предложение и эскизный проект. Часть I. Методические указания по разработке конструкторской документации по проектированию узлов и деталей машин. Могилев: ММИ, 1997 г. 24 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин. -”Высшая школа”, М., 1984.

3. Кузьмин А. В., Макейчик Н. Н., Калачев В. Ф. Курсовое проектирование деталей машин. -” Высшая школа”, Мн., 1982.

4. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование. -”Высшая школа”, М., 1984.

5. Анурьев B. И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.

6. ГОСТ 8240-72 - Швеллеры.

7. ГОСТ 831-62 – Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные.

8. ГОСТ 5720-51 – Шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные.

9. ГОСТ 8788-68 – Шпонки призматические.

10. ГОСТ 13219.1-81-ГОСТ 13219.17-81 – крышки торцовые корпусов подшипников качения.

11. ГОСТ 13218.1-80 – ГОСТ 13218.11-80 – корпуса подшипников качения.

12. ГОСТ 7796-70 – Болты с шестигранной уменьшенной головкой.

13. ГОСТ 5915-70 - Гайки шестигранные класса точности В.

14. ГОСТ 18123-82 – шайбы обычные.

15. ГОСТ 6402-70 – Шайбы пружинные.

16. ГОСТ 3128-70 – Штифты цилиндрические.