Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

Федеральное агентство  по образованию

Санкт-Петербургский  государственный горный институт им Г.В. Плеханова

(технический университет)

 

 

Кафедра КГМ и ТМ

 

 

 

 

КУРСОВАЯ  РАБОТА

 

По дисциплине:     ________Детали машин и основы конструирования__________

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

 

 

Тема: Проектирование механического привода с одноступенчатым редуктором

 

 

 

 

Автор студент гр.    ТХ-09-2                          ______________               /  Юдин М. В.  /

                                                 ^{(шифр группы)                                               (подпись)                                                (Ф.И.О.)}  

 

 

 

 

ОЦЕНКА:   ____________

 

Дата: __________________

 

ПРОВЕРИЛ:

Руководитель проекта:                                    __________                     /  Голиков Н. С.  /         

                                                                    ^{(должность)                                    (подпись)                                                  (Ф.И.О.)}

 

 

 

 

 

 

 

 

Санкт-Петербург

2011

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Аннотация

 

 В данном курсовом  проекте представлен расчёт одноступенчатого  цилиндрического зубчатого редуктора.  Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выход  валу двигателя, частоты вращения выходного вала и рассчитанного коэффициента полезного действия ( КПД ), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

 

The summary

 

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output  to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency , choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource  of bearings is determined.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента  ведомого вала по сравнению с валом  ведущим. Цилиндрические редукторы  применяют для передачи движения между валами, оси которых параллельны.

Редуктор состоит  из корпуса, в котором размещены  элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных  случаях в корпусе редуктора  размещают также устройства для  смазки зацеплений и подшипников.

В данном курсовом проекте необходимо: произвести кинематический расчет передачи, выбрать материал зубчатых колес и определить допускаемые контактные и изгибные напряжения, определить основные параметры передачи, исходя из критерия контактной выносливости, рассчитать геометрию передачи, определить окружную скорость в зацеплении, найти усилия, действующие в зацеплении и проверить передачу на контактную и изгибную выносливость, определить ориентировочный диаметр валов, ориентировочно наметить диаметры вала для установки на валах подшипников, выполнить эскизную компоновку выходного вала, рассчитать на прочность и выносливость выходной вал редуктора, определить ресурс выбранных ранее подшипников, произвести расчет на прочность шпоночных соединений с валом.

Графическая часть представляет собой сборочный чертеж цилиндрического редуктора со спецификацией деталей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический  расчет привода.

 

Исходные данные к проекту:

Вид передачи - прямозубая.

Мощность на выходном, тихоходном валу редуктора  , кВт – 57

Частота вращения выходного вала , об/мин – 700

 

Расчет:

Передаточное число u*=2

Приближенное число частоты  вращения на быстроходном валу:

Далее выбираем мощность:

Выбираем электродвигатель:

Выбран асинхронный электродвигатель А 91-4 с короткозамкнутым ротором.

      условия выполняются

Проверка:

, условие выполняется.

Определяем угловую скорость:

 

Определяем крутящий момент:

2. Выбор материалов  и термообработки зубчатого колеса  и шестерни.

 

Для изготовления зубчатой шестерни и колеса выбрана сталь 45, термообработка – нормализация, для шестерни НВ₁=200, для колеса НВ₂=180.

 

НВ₁- НВ₂ 20

200-180=20 Условие выполняется.

3. Определение  допускаемых контактных напряжений.

 

При таком способе термической  обработки как отжиг, нормализация или улучшение σ_Hlimb - предел контактной выносливости активных  поверхностей  зубьев определяют по формуле: σ_Hlimb =2НВ+70.

 

для шестерни        σ_{Hlim 1}=2·200+70=470 МПа.

для колеса              σ_{Hlim 2}=2·180+70=430 МПа.

 

расчётное  число  циклов  напряжений  при   постоянном  режиме  нагрузки,  которое  определяется по формуле:

, где  - ресурс передачи в часах, в нашем случае 6000 часов.

Для шестерни -

Для колеса -

 

Значения  определяем по таблице значений базового числа циклов перемены напряжений, при : циклов.

 

Определяем коэффициент долговечности:

 при  < , но не более 2,6 для однородной структуры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения. При > принимают =1.

Для шестерни:

Для колеса:

 

Минимальный коэффициент запаса прочности  для зубчатых колес с однородной структурой материала.

 

Допускаемые контактные напряжения для  шестерни   и для колеса,  не  вызывающие  опасной контактной  усталости материала:

Для шестерни:

Для колеса:

В качестве допускаемого контактного  напряжения для передачи при значительной разности твердости шестерни и колеса принимают меньшее из двух.

 

берем 202 МПа.

4. Определение  допускаемых изгибных напряжений.

 

- минимальный  коэффициент   запаса  прочности,  для  зубчатых  колес и шестерни изготовленных  штамповкой. для нереверсивных передач.

Предел изгибной выносливости зубьев при базовом числе циклов перемены напряжений , определяется по таблице значений пределов контактной и изгибной выносливости зубьев.

Для шестерни:

Для колеса:

 

Базовое число циклов напряжений изгиба, для всех сталей.

Коэффициент долговечности  ;

Для шестерни:

Для колеса:

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

5. Геометрический  расчет передачи.

 

Определение межосевого расстояния - а*_w (мм) из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:

, где К_a - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач: К_а = 495; Т₂=894,58 Н·м - номинальный вращающий момент на выходном валу редуктора, u=2 – передаточное число, Ψ_ba- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, Ψ_ba=0,5, берем из таблицы рекомендуемых значений.

Ψ_bd – коэффициент ширины венца зубчатого колеса по начальному диаметру шестерни, который для цилиндрических прямозубых передач вычисляется по формуле:

Ψ_bd = Ψ_bа(u+1)/2=0,5·(2+1)/2=0,75.

, исходя из схемы редуктора  и твердости колеса.

Коэффициент режима при умеренных колебаниях.

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки по длине контактной линии при расчете на контактную прочность для цилиндрических передач:

.

.

Тогда межосевое расстояние:

По ГОСТу 2185-81 уточненное межосевое расстояние:

Ширина венца зубчатого колеса определяется по формуле:

           b₂ = 0,5 ·355 = 177,5 мм=180 мм

Ширина венца шестерни: b₁ = b₂ +(3-5 мм)=177,5+5=182,5=185 мм

Определяется номинальный модуль зубьев по формуле:

, по ГОСТ 9563-60 берем уточненное  значение модуля  =5;

Для поверхностно упрочненных колес  значение модуля проверяют по условию  сопротивления изгибной усталости:

, где  - вспомогательный коэффициент: для прямозубых колес

. Условие выполняется.

Суммарное число зубьев: зуба.

Число зубьев шестерни: зубьев.

Для прямозубых передач: условие выполняется.

Число зубьев колеса: зубьев.

Так как передача прямозубая, то .

 

Делительные диаметры прямозубых передач определяются по формулам:

          для  шестерни                          

          для  колеса                                

Проверка межосевого  расстояния по  делительным диаметрам колёс:

а_w= 0,5 (d₁+d₂) = 0,5 (235 + 475) = 355 мм. Проверка выполнена.

         Диаметры вершин шестерни и колеса вычисляются по формулам:

d_a1 = d₁+2m = 245 мм

d_a2 = d₂+2m = 485 мм    

Диаметр впадин шестерни и колеса определяется по формулам:

d_f1 = d₁- 2,5·m = 222,5 мм

d_f2 = d₂ - 2,5·m = 462,5 мм

    

6. Расчет на  контактную выносливость.

После того как определены геометрические параметры передачи выполняют проверочный расчет из условия обеспечения контактной прочности:

  , где =310 для прямозубой передачи.

Коэффициент нагрузки в  расчетах на контактную прочность:

= , где коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, =1,065 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, - определяется в зависимости от окружной скорости.

Окружная скорость:

Степень точности передачи: 6. Тогда 

 Условие выполняется.

7. Расчет на  изгибную прочность.

 

Находят расчетное напряжение из условия обеспечения выносливости зубьев при изгибе:

, где  =3,60 – коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев колес. - коэффициент, учитывающий наклон зуба. ;

- коэффициент нагрузки в расчете  на изгибную прочность.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от степени точности;

 для прямозубых передач.

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, зависит  твердости поверхностей зубьев  и от расположения опор;

=1,21 так как по схеме 7 Ψ_bd =0,8.

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости  колёс и степени точности передачи, и от твердости поверхностей  зубьев. Для окружной скорости и для 6-ой степени точности передачи .

=92,6МПа. Условие выполняется.

Проверка зубьев шестерни на прочность  при изгибе:

 так как число зубьев 

Тогда: . Условие выполняется.

8. Определение  сил, возникающих в зацеплении.

 

Для цилиндрических передач:

Окружная  сила:

Радиальная сила: для a=20⁰

Осевая сила: , так как =0.

9. Сводная таблица  данных.

 

480,99 Н·м	235 мм	462,5 мм
894,58 Н·м	475 мм
730	Z1=47	186,74 МПа
1460	Z2=95	27,01792 МПа
НВ1 = 200		26,575 МПа
НВ2 = 180	5 мм	2
Nэд=75кВт	= 185 мм.	5256·106
N1=73,5 кВт	= 180 мм.	2628·106
N2=68,355 кВт	V = 17,95 м/с	202 МПа
w1=152,81 c-1	da1 = 245 мм	=90,5 МПа
w2=76.41 c-1	da2 = 485 мм	92,6 МПа
Степень точности передачи:9	222,5 мм	355 мм
Ft=3766,653 H	Fr=1371,062 H	Fa=0 H

 

10. Эскизная  компоновка редуктора.

 

Определяем диаметры хвостовиков:

=20-30 - крутящий момент, Н·м

Для шестерни:

 по ГОСТу 12080-66 =45 мм, l_хв1=110 мм

Для колеса:

 по ГОСТу 12080-66  =55 мм, l_хв2=110 мм

Размер корпуса: a=0,03· +1=11,65 мм

По справочнику Анурьева взяты диаметры хвостовиков и длины хвостовиков. Хвостовики взяты длинные. На валах каждый участок больше на 6 мм, а d_п кратен 5-ти. d_в2=82 мм, d_в1=72 мм. Тогда d_ст2=1,6·d_в2=131,2 мм

Параметры буртика на валу колеса:

h_б=(1/3-2/3)·h_ст, h_ст=27,6 мм, h_б=13,8 мм. Высота буртика – 8 мм, диаметр буртика – 13,8·2+82=109,6 мм.

Параметры буртика на валу шестерни:

h_б=(1/3-2/3)·h_ст, h_б=13,8 мм. Высота буртика – 8 мм, диаметр буртика – 72+11·2=94 мм.

Параметры подшипников:

d_п1=60 мм, d_п2=70 мм. По диаметрам выбираем параметры подшипников по ГОСТ 8338-75. Серия подшипников – средняя. Для шестерни – 312 серия, для колеса – 314 серия.

Параметры цилиндрической втулки:

h_вт≤2/3·h_к, толщина стенки втулки – 5 мм, h_к=8 мм.

Параметры колеса:

Толщина обода:

Толщина диска в колесе: с=0,4·b₂=0,4·180=72 мм

Диаметр обода: D₀=d_f2-2 =402,5 мм

Диаметр окружности, на которой  располагаются отверстия в диске:

Диаметр отверстия в  диске колеса:

Параметры крышек подшипников:

Привертный тип крышки. Материал – чугун СЧ20. Размеры взяты из ГОСТа 18511-73.

Крышки с пазами для  сальниковых войлочных колец.

Параметры шпонок:

Размеры шпонок взяты  из ГОСТа 23360-78.

11.Расчет быстроходного  и тихоходного вала.

11.1.Определение  реакций опор ведущего вала.

 

Определение консольной силы F_m1:

 

F_x=0 в прямозубых передачах.

 

Расстояния между точками  приложения активных и реактивных сил.

a=120 мм, b=120 мм, с=110 мм.

Рис. 1. Расчетная схема  ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вертикальная плоскость XOZ:

Горизонтальная плоскость ХОY:

11.2. Построение  эпюр изгибающих моментов ведущего  вала.

 

Определение изгибающих моментов:

Условие выполняется.

 

Условие выполняется.

 

Суммы изгибающих моментов:

 

 

 

 

Рис. 2.Эпюра изгибающих моментов ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

M_max=301,557 Н·м

11.3. Проверочный  расчет ведущего вала.

 

Механическая характеристика материала  ведущего вала:

Марка стали: 45

Диаметр заготовки: любой

, , , , .

Коэффициенты: ,

 

Расчет на статическую прочность.

Ведущий вал – шестерня.

M_max=301,557 Н·м – максимальный изгибающий момент.

- коэффициент перегрузки.

Осевой момент сопротивления изгибу:

- диаметр вала.

Напряжения изгиба под действием  суммарного момента, возникающего от всех нагрузок:

- кратковременная наибольшая  осевая сила.

Напряжения растяжения или сжатия:

, А=0,004069 м² – площадь поперечного сечения вала.

Максимальные нормальные напряжения:

Полярный момент сопротивления:

Максимальный кратковременный  крутящий момент:

Касательные напряжения:

Определение запасов прочности  для опасных сечений:

По нормальным напряжениям:

По касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

 

Расчет на усталостную прочность (выносливость).

 

Результирующий изгибающий момент:

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определение коэффициентов снижения пределов выносливости:

Для марки стали 45 , тогда при выполнении паза концевой фрезой. - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. =0,67 при d_в1=72 мм. - коэффициент влияния шероховатости поверхности. - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, поверхность вала не упрочняется.

 

Определение запасов прочности  по выносливости:

По нормальным напряжениям:

 

По касательным напряжениям:

Запас прочности по выносливости:

11.4. Определение реакций опор ведомого вала.

 

Определение консольной силы F_m1:

 

F_x=0 в прямозубых передачах.

F_m – консольная сила.

Расстояния между точками  приложения активных и реактивных сил.

a=121 мм, b=121 мм, с=111 мм.

 

 

 

 

 

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вертикальная плоскость XOZ:

Горизонтальная плоскость ХОY:

11.5. Построение  эпюр изгибающих моментов ведомого  вала.

 

Определение изгибающих моментов:

Условие выполняется.

 

Условие выполняется.

 

Суммы изгибающих моментов:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 4.Эпюра изгибающих моментов ведомого вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

M_max=414,994 Н·м

11.6. Проверочный  расчет ведущего вала.

 

Механическая характеристика материала  ведущего вала:

Марка стали: 45

Диаметр заготовки: любой

, , , , .

Коэффициенты: ,

 

Расчет на статическую прочность.

Ведущий вал – шестерня.

M_max=414,995 Н·м – максимальный изгибающий момент.

- коэффициент перегрузки.

Осевой момент сопротивления изгибу:

- диаметр вала.

Напряжения изгиба под действием  суммарного момента, возникающего от всех нагрузок:

- кратковременная наибольшая осевая сила.

Напряжения растяжения или сжатия:

, А=0,005278 м² – площадь поперечного сечения вала.

Максимальные нормальные напряжения:

Полярный момент сопротивления:

Максимальный кратковременный  крутящий момент:

Касательные напряжения:

Определение запасов прочности  для опасных сечений:

По нормальным напряжениям:

По касательным напряжениям:

Общий коэффициент запаса прочности:

 

Расчет на усталостную прочность (выносливость).

 

Результирующий изгибающий момент:

Амплитуда и среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Определение коэффициентов снижения пределов выносливости:

Для марки стали 45 , тогда при выполнении паза концевой фрезой. - эффективные коэффициенты концентраций напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы. =0,67 при d_в2=82 мм. - коэффициент влияния шероховатости поверхности. - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, поверхность вала не упрочняется.

 

Определение запасов прочности по выносливости:

По нормальным напряжениям:

 

По касательным напряжениям:

Запас прочности по выносливости:

12. Проверка  прочности шпоночных соединений.

 

Рис. 5. Шпонка призматическая

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Шпонки выбираем по ГОСТу 23360-78. Для  шестерни: ширина b=20 мм, высота h=12 мм, длина l=120 мм, глубина на валу t₁=7,5 мм, глубина на втулке t₂=4,9 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=120-20=100 мм. R=b/2=10 мм. Рабочая глубина паза K=7,5 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Выбранная шпонка проверяется на смятие по формуле:

Для колеса: ширина b=22 мм, высота h=14 мм, длина l=120 мм, глубина на валу t₁=9 мм, глубина на втулке t₂=5,4 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=120-22=98 мм. R=b/2=11 мм. Рабочая глубина паза K=9 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Выбор шпонок на концах валов.

 

Для шестерни:

Выбираем по ГОСТу 23360-78. ширина b=14 мм, высота h=9 мм, длина l=70 мм, глубина на валу t₁=5,5 мм, глубина на втулке t₂=3,8 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=70-14=56 мм. R=b/2=7 мм. Рабочая глубина паза K=5,5 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

Для колеса:

Выбираем по ГОСТу 23360-78. ширина b=16 мм, высота h=10 мм, длина l=80 мм, глубина на валу t₁=6,0 мм, глубина на втулке t₂=4,3 мм. Рабочая длина: l_р=l-b=80-16=64 мм. R=b/2=8 мм. Рабочая глубина паза K=6,0 мм. Материал шпонки Ст3. Для стали - 100 МПа.

13. Проверка  долговечности подшипников.

 

Ведомый вал.

 

Суммарные реакции в подшипниках:

R_max=6421,46 H. Для опор А и В приняты шариковые радиальные однорядные подшипники, 314 серия.

С=104000 Н – динамическая грузоподъемность. С₀=63000 Н

Приведенная динамическая нагрузка на опоры:

R=6421,464 Н – реакция более нагруженного подшипника.

K_T=1 – температурный коэффициент (t_раб<100⁰C)

=1,3 – коэффициент безопасности.

V=1 – коэффициент вращения для внутреннего кольца.

Расчетный срок службы подшипника:

, где Р=3 – показатель степени для шариковых подшипников.

=730 об/мин

 часов>6000 часов. Условие выполняется.

 

Ведущий вал.

 

Суммарные реакции в подшипниках:

R_max=5047,939 H. Для опор А и В приняты шариковые радиальные однорядные подшипники, 312 серия.

С=81900 Н – динамическая грузоподъемность. С₀=48000 Н

Приведенная динамическая нагрузка на опоры:

R=5047,939 Н – реакция более нагруженного подшипника.

K_T=1 – температурный коэффициент (t_раб<100⁰C)

=1,3 – коэффициент безопасности.

V=1 – коэффициент вращения для внутреннего кольца.

Расчетный срок службы подшипника:

, где Р=3 – показатель степени для шариковых подшипников.

=1460 об/мин

 часов>6000 часов. Условие выполняется.

14. Расчет основных  размеров корпуса редуктора.

 

Ориентировочные размеры основных элементов корпуса цилиндрического редуктора и его крепёжных деталей:

Толщина стенки корпуса редуктора:

  мм

Принята толщина стенки корпуса 11,65 мм

Толщина стенки крышки редуктора:

 мм

Принята минимально-допустимая толщина  стенки крышки 8 мм

Толщина верхнего фланца крышки и корпуса:

b = δ₁ = 8,1 мм

Принимаем толщину верхнего пояса фланца корпуса 8 мм

Толщина нижнего фланца крышки и корпуса:

b₁ = δ₁ = 8,1 мм

Толщину верхних и нижних фланцев, соприкасающихся с крышкой подшипника берем из соотношения: Н=(0,07…0,09·D_ф – минимальная толщина фланца.

Толщина нижнего пояса корпуса:

Р=2,35· δ=2,35·11,65=27,3775 мм

Толщина ребер основания корпуса:

m=(0,85…1)· δ=10,776 мм

Толщина ребер крышки:

m₁=(0,85…1)·δ₁=7,4925 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

d₁=(0,03…0,036) · +12=23,715 мм

Диаметр болтов у подшипников:

d₂=(0,7…0,75) · d₁=12 мм

Диаметр болтов, соединяющих фланцы:

d₃=(0,5…0,6) · d₁=13,043

Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее:

A=1,2· δ=13,98 мм

Уровень масла:

Максимальный: 1/6·d_a2=80,83 мм

Толщина ребра: δ=11,65 мм

Параметры сливной пробки: Диаметр  резьбы – 20 мм, шаг резьбы – 1,5, D=30, H=8, a=4, S=19.

Высоту буртика и ширину втулки у шестерни брали из соотношения  размеров буртика и втулки на колесе к размерам вала колеса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы.

 

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1979. – 367с.
3. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560с.
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,  1985 – 415 с.