Проектирование привода цепного конвейера. 6

Федеральное агентство  по образованию

Государственное образовательное  учреждение высшего профессионального  образования

Пермский Национальный Исследовательский Политехнический Университет

Кафедра «Конструирование машин и  технологии обработки материалов»

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовому проекту  по деталям машин по теме:

«проектирование привода цепного конвейера»

Вариант ДМ-3И-04-24

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнила:

студентка гр. ТМК-10

Фурсинова Е.Р.

Руководитель проекта:

Москалев В.А

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Пермь 2013

Содержание

 

Введение            4

1 Расчет силовых и кинематических параметров привода

  1.1 Выбор электродвигателя         5

  1.2 Определение передаточных чисел ступеней привода    5

  1.3 Определение частот вращения валов       5

  1.4 Определение вращающих (крутящих) моментов на валах   6

2 Расчет клиноременной передачи       7

3 Расчёт червячной передачи        8

4 Разработка компоновочных схем       

  4.1 Проектировочный  расчет валов       13

  4.2 Расстояние между  деталями передачи      13

  4.2 Выбор типа подшипника        13

5 Расчет валов  на выносливость и статическую  прочность

  5.1 Расчет быстроходного  вала. Червяк        

    5.1.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов            14

    5.1.2 Проверочный  расчет вала        15

  5.2 Расчет выходного  вала 

    5.2.1 Определение  реакций опор и построение  эпюр изгибающих и крутящих  моментов            17

    5.2.2 Проверочный  расчет вала        18

6 Проверка  подшипников по динамической  грузоподъемности

  6.1 Быстроходный вал. Червяк        20

  6.2 Выходной вал          21

7 Подбор и  проверка шпоночных соединений      22

8 Выбор смазки  передачи и подшипников       23

9 Выбор муфты            24

Список используемой литературы         25

 

Введение

 

Привод цепного конвейера включает в себя червячный редуктор с нижним расположением вала-червяка. Для приведения редуктора в действие используется асинхронный двигатель серии АИР с синхронной частотой вращения                     3000 об/мин. Двигатель с редуктором соединён клиноременной передачей. Выходной вал редуктора соединен с валом рабочей машины при помощи муфты.

Наличие в приводе червячного редуктора позволяет передавать вращение между валами с перекрещивающимися осями. Помимо этого имеется еще ряд преимуществ: высокая надежность редуктора, возможность осуществлять большие передаточные отношения и др.

В червячном редукторе увеличение крутящего момента и уменьшение угловой скорости выходного вала происходит за счет преобразования энергии, заключенной в высокой угловой скорости и низком крутящем моменте на входном валу.

 

1 Расчет силовых и  кинематических параметров привода

 

1.1 Выбор электродвигателя

 

Потребляемая мощность на приводном валу конвейера (кВт): 

Р_вых = F_t × V = 4500×0,7 = 3,15 (кВт), где

V – скорость цепи конвейера, V=0,7 (м/с);

F_t – окружная сила тяговой звёздочки, F_t=4500 (Н)

 

Требуемая мощность двигателя (кВт):

, где

- общий КПД привода:

h_общ = h_рп × h_ред × h_м × h_опор = 0,96 × 0,8 × 0,98 × 0,99 = 0,745, где

h_рп – КПД клиноременной передачи, h_р.п. = 0,96;

h_ред – КПД редуктора, h_ред = 0,8;

h_м – КПД муфты, h_м=0,98;

h_опор – КПД опор вала конвейера, h_опор=0,99. ([1], c. 7, табл. 1.1)

Р_{дв. потр.} = Р_вых/h_общ = 3150/0,745 = 4,23 (кВт)

 

По синхронной частоте (n_синхр=3000 об/мин) и выбираем тип электродвигателя серии АИР: тип 100L2

С номинальной частотой вращения n _{двиг номин} = 2850 (об/мин)

С номинальной мощностью  двигателя P_ном = 5,5 (кВт) ([1], c. 459, табл. 24.9)

 

1.2 Определение передаточных чисел ступеней двигателя

 

Частота вращения вала конвейера:

n_вых = 60·V/(z·р) = 60·0,7/(7·0,125) = 48 (об/мин), где

z – число зубьев  тяговой звездочки, z = 7;

p – шаг зубьев тяговой звездочки, р=0,125 (м)

 

Общее передаточное число  привода:

U_oбщ = n_{дв.номин.} /n_вых = 2805/48 = 59,4

 

Теперь нужно разбить  это число на 2 передачи: 1 в редукторе и 1ременная. Примем U_р.п.= 3, тогда:

U_ред = U_общ/ U_рп = 59,4/ 3 = 19,8

1.3 Определение частот вращения валов:

 

n_{дв.номин.} = 2850 (об/мин)

n₁ = n_{дв.номин.}/ U_рп = 2850/3 = 950 (об/мин)

n₂ = n₁/ U_ред. = 950/19,8 = 47,98 (об/мин)

n₃ = n_вых = 48 (об/мин)

 

1.4 Определение вращающих моментов на валах:

 

Т_вых = F_t·z·р/2·π = 4500·7·0,125/2·3,14 = 626,99 (Н·м)

T₂ = Т_вых /h_м = 626,99 /0,98 = 639,79 (Н·м)

T₁ = T₂ /(h_чп × U_чп) = 639,79 /(0,8 × 19,8) = 40,39 (Н·м)

Т_дв. = Т₁/( U_рп·h_рп) = 40,39/(3·0,96) = 14,02 (Н·м)

 

	ЭД	Редуктор			Выходной вал
		1		2
ni, (об/мин)	2850	950		47,98	47,98
Ti, (Нм)	14,02	40,39		639,79	626,99
U	Uрп = 3		Uред = 19,8

T_i – вращающий момент на данной ступени;

n_i – частота вращения шестерни;

U – передаточное отношение зацепления

 

 

 

3 Расчёт червячной передачи

 

Исходные данные:

Т₂ = 639,79 (Н·м) – вращающий момент на колесе;

n₂ = 47,98 (об/мин) – частота вращения колеса;

U_ред. = 19,8 – передаточное число

 

1) L_h = 20323,2 ч –время работы передачи

 

2) Выбор материала червяка и колеса

Червяк – сталь 40Х, т.о. – улучшение

Ожидаемая скорость скольжения

(м/с)

Т.к. v_ck < 5 м/с, принимаем материал зубчатого венца червячного колеса БрА10Ж4Н4, способ отливки – центробежный, σ_В = 700 МПа,  σ_Т = 460 МПа

([1], табл. 2.14). II группа - Безоловяннистая бронза

 

3) Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для групп материалов

 Мпа

Допускаемые напряжения изгиба

, где 

   - коэффициент долговечности

        - эквивалентное число циклов нагружения

             ,

            

       

   ,

   МПа

 МПа

Предельные допускаемые  напряжения (II группа)

 МПа

 МПа

 

4) Межосевое расстояние

, где

К_а = 610 - для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;

- коэффициент концентрации нагрузки;

([1], рис. 2.12)

Принимаем мм

 

5) Основные параметры червячной передачи

Число зубьев колеса z₂ = z₁∙u= 2∙19,8 = 39,6

Округляем до ближайшего целого числа. Принимаем z₂ = 40

Предварительные значения:

, принимаем m = 5,0 из первого ряда ([1], стр. 36)

Коэффициент диаметра червяка

, принимаем q = 10

Коэффициент смещения

Угол подъема линии витка червяка на цилиндре

- на делительном цилиндре

- на начальном цилиндре

Фактическое передаточное число

 

6) Размеры колеса и червяка

мм - делительный диаметр червяка   мм - диаметр вершин витков

мм - диаметр впадин  

мм - делительный диаметр колеса

мм - диаметр вершин зубьев

мм - диаметр впадин зубьев для передач с червяками ZI

 принимаем  мм  - наибольший диаметр колеса

К = 2 для передач с  эвольвентным червяком ZI

 мм - длина нарезанной части червяка

При m < 10, b₁ увеличивают на 25 мм

Принимаем b₁ = 113,7 + 25 =138,7 мм

мм - ширина венца червячного колеса для передачи

 

7) Проверочный расчет передачи на прочность

,где

- окружная скорость на начальном диаметре червяка

 об/мин

м/с

м/с

м/с - окружная скорость червяного колеса

Уточняем допускаемое напряжение

, где

- для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков

- коэффициент нагрузки

 при V₂ ≤ 3 м/с

- коэффициент концентрации нагрузки

  θ = 86 – коэффициент деформации червяка ([1]табл. 2.16) , т.к.  q = 10 и

z₁ = 2;

Х = 0,38– коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка;

,      

 Мпа – проверка выполнена

 

8) КПД передачи

, v_ck = 2,561 м/с => ρ = 2⁰20^/ - безоловянные бронзы ([1]см. стр. 39)

 

9) Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

 Н

Радиальная:

 Н

 

10) Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

,где 

К = 1,062

Y_F2 = 1,48, т.к.

 МПа

 Мпа

 

11) Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки

 МПа

 МПа – проверка выполнена

 МПа

 МПа – проверка выполнена

 

12) Тепловой расчет

Мощность на червяке: Вт

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения

,   

А = 0,35 м² , при a_w = 125 мм;   

К_Т = 18 Вт/(м²_∙⁰С) – коэффициент теплоотдачи;  

ψ = 0,3 – коэффициент, учитывающий  отвод теплоты от корпуса редуктора  в металлическую плиту или  раму;

 

 

4 Разработка эскизного проекта

 

4.1 Проектировочный расчет валов

 

Для входного вала (червяк):

, принимаем d₁ =28 мм

, принимаем d_П=35 мм

, принимаем d_БП=45 мм

 

Для выходного вала:

, принимаем d₂=52 мм

, принимаем d_П=65 мм

, принимаем d_БП=75 мм

 

4.2 Расстояние между  деталями передач

 

,

где L=260 мм – расстояние между внешними поверхностями деталями передач ([1]см. стр. 49 рис. 3.6)

 

4.3 Выбор типа подшипника

 

Быстроходный вал-червяк установим по схеме с одной фиксирующей и одной плавающей опорами. Для фиксирующей опоры – 2 одинаковых роликовых конических однорядных подшипника по схеме "враспор" «подшипник 7307А ГОСТ 27365-87» с базовой статической грузоподъемностью С₀ = 50 кН. Для плавающей опоры – роликовый конический однорядный подшипник «подшипник 7307А ГОСТ 27365-87» , с базовой статической грузоподъемностью С₀ = 50 кН.

На тихоходный (выходной) вал установим роликовые конические однорядные подшипники «подшипник 7313А ГОСТ 27365-87», с базовой статической грузоподъемностью  С₀ = 150 кН.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Расчет валов

 

5.1 Расчет быстроходного вала. Червяк

 

5.1.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

 

В связи с тем, что  использую двухрядные конические роликоподшипники точка приложения реакции смещается на величину а = 22,9 к середине вала, т.к. подшипники установлены враспор (расчет а см. в расчете подшипников)

Дано: F_t = 1552,89 Н;  F_r = 2374,96 Н;  F_a = 6397,9 Н;  F_оп  = 1180 Н;

l_оп = 0,12 м; l₁ = 0,096 м; l₂ = 0,11 м; d₁ = 0,06 м.

 

1) Горизонтальная плоскость XZ

а) определяем опорные реакции:

;

 

Проверка: R_Ax – R_Cx – F_t + F_oп = 584,9 – 211,97 – 1552,89 + 1180 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

M_A=0; M_B→ = 56,15 Н∙м; M_B← = 211,97 Н∙м; M_C = 141,6 H∙м ; M_D=0

2) Вертикальная плоскость YZ

а) определяем опорные  реакции:

Проверка: R_Ay + R_Cy – F_r = 1268,2 + 1107 – 2374,96 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

M_A=0; M_B = 121,7 Н∙м; M_C = 0 H∙м ; M_D=0

3) Строим эпюру крутящих моментов

4) Суммарные радиальные реакции

5) Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

 

5.1.2 Проверочный расчет вала

Материал вала: Сталь  40Х; сечение С: d = 35 мм

а) нормальные напряжения

 

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала

б) касательные напряжения

 

W_ρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

K_σ = 2,45 и K_τ = 2,25 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([2] стр 272 табл. 11.2)

Kd = 0,75 – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения ([2] стр 272 табл. 11.3)

K_F = 1 – коэффициент влияния шероховатости ([2] стр 272 табл. 11.4)

г) предел выносливости в  расчетном сечении вала

= 375 Н/мм² - предел выносливости ([2] стр 50 табл. 3.2)

= 0,58 = 217,5 - предел выносливости

д) коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

е) общий коэффициент  запаса прочности

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2 Расчет выходного вала

 

5.2.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

 

Дано: F_t = 6397,9 Н;  F_r = 2374,96 Н;  F_a = 1552,89 Н; F_к = 3162Н;

l₁ = 0,059 м; l₂ = 0,059 м; l₃ = 0,092 м; d₂ = 0,2м

 

1) Горизонтальная плоскость XZ

а) определяем опорные  реакции

;

Проверка: R_Ax – F_t2 + R_Cx +F_k= 4348,23 – 6397,9 – 1112,33+3162= 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0;  M_B→ = 256,5 Н∙м; M_B← = 411,8 Н∙м; M_C = 290,9 H∙м ; M_D=0

2) Вертикальная плоскость YZ

а) определяем опорные  реакции

;

Проверка: –R_Ay + F_r2 – R_Cy = –1187,48 + 2374,96 – 1187,48 = 0

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

M_A=0; M_B = -70,1 Н∙м; M_C = 0; M_D = 0

3) Строим эпюру крутящих моментов

4) Суммарные радиальные реакции

5) Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях

 

5.2.2 Проверочный расчет  вала

Материал вала: Сталь 40Х Материал вала: Сталь 40Х; сечение В: d = 75 мм

а) нормальные напряжения

 

W_нетто – осевой момент сопротивления сечения вала

б) касательные напряжения

 

W_ρнетто – полярный момент инерции сопротивления сечения вала

в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

K_σ = 2,15 и K_τ = 2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений ([2] стр 272 табл. 11.2)

K_d = 0,67 – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения ([2] стр 272 табл. 11.3)

K_F = 1  – коэффициент влияния шероховатости ([2] стр 272 табл. 11.4)

г) предел выносливости в  расчетном сечении вала

= 375 Н/мм² предел выносливости ([1] стр 183 табл. 10.2)

= 255 - предел выносливости ([1] стр 183 табл. 10.2)

д) коэффициент запаса прочности

е) общий коэффициент  запаса прочности

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Проверка  подшипников по динамической  грузоподъемности

 

6.1 Быстроходный вал.  Червяк       

 

                                                           F_a=6397,9

           R_A=1396,6                                                   R_С=1127,1

                                                                    

n₁ = 950 об/мин – частота вращения кольца подшипника;

F_a = Ra = 6397,9 Н – осевая сила в зацеплении;

R_A = 1396,6 Н, R_C = 1121,1 Н – реакции в подшипниках

Расчет эквивалентной нагрузки выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой

Предварительно выберем  двурядный подшипник (2 однорядный подшипника средней серии 7307А) с характеристиками:

C_r = 68200 Н, C_or = 50000 Н – грузоподъемность подшипника ([1], табл 24.16);

Т.к. подшипники сдвоенные, то C_r = 1,7∙C_r = 115940 Н;

e = 0,37 ([1], табл. 24.16);

X = 1 – коэффициент  радиальной нагрузки ([2], табл 9.1);

V = 1 – коэффициент  вращения ([2], табл 9.1);

Y = 0,45 ctg = 1,8 – коэффициент осевой нагрузки ([2], табл 9.1);

K_б = 1,2 – коэффициент безопасности ([2], табл 9.4);

K_T = 1 – температурный коэффициент ([2], табл 9.5);

a₁ = 1 – коэффициент надежности;

a₂₃ = 0,65 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

L_h = 20323,2 ч – требуемая долговечность подшипника;

m = 3,33 – показатель  степени для роликовых подшипников  при расчете C_rP и L_10h.

а) Определяем отношение

;

, поэтому работает только один ряд тел качения. Нагрузка смещается на величину

б) Определяем эквивалентную  динамическую нагрузку нагруженного подшипника:

R_E = (Х∙V∙R_С + Y∙F_А) K_б ∙ K_T = (1 ∙ 1 ∙ 1127,1 +  1,8 · 6397,9) ∙ 1,2∙ 1 = =15171,984 Н

в) Рассчитываем динамическую грузоподъемность и долговечность подшипника

Подшипник пригоден

 

6.2 Выходной вал

                                                                                                                      F_a=1552,89

                                                           

         R_A =4507,5                                                  R_С=1627,8

                                                                    

n₂ = 47,98 об/мин – частота вращения кольца подшипника;

F_a = Ra = 1552,89Н – осевая сила в зацеплении;

R_A = 4507,5 Н, R_С = 1627,8 Н – реакции в подшипниках

Расчет эквивалентной  нагрузки выполняется только для  подшипника с большей радиальной нагрузкой.

Предварительно выберем  подшипник серии 7313А с характеристиками:

C_r = 183 кН, C_or = 150 кН – грузоподъемность подшипника ([1], табл 24.16);

e = 0,35 ([1], табл. 24.16);

V = 1 – коэффициент  вращения ([2], табл 9.1);

K_б = 1,3 – коэффициент безопасности ([2], табл 9.4);

K_T = 1 – температурный коэффициент ([2], табл 9.5);

a₁ = 1 – коэффициент надежности;

a₂₃ = 0,65 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

L_h = 20323,2 ч – требуемая долговечность подшипника;

m = 3,33 – показатель  степени для роликовых подшипников при расчете C_rP и L_10h.

а) Определяем отношение

; выбираем соответствующую формулу  для расчета R_E

б) Определяем эквивалентную  динамическую нагрузку нагруженного подшипника:

R_E = V ∙ R_А∙ K_б ∙ K_T = 1 ∙ 4507,5 ∙ 1,3∙ 1 = 5859,75 Н

в) Рассчитываем динамическую грузоподъемность и долговечность подшипника

Подшипник пригоден

 

 

 

7 Подбор и проверка шпоночных соединений

 

Шпонки выбираем призматические со скругленными торцами  по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45

Расчет проводится как  проверочный:

, где

T – Вращающий момент, Н;

k, l, D – геометрические параметры шпонки, мм;

МПа - допускаемое напряжение смятия при стальной ступице

 

Быстроходный вал:

Шпонка под шкив ременной передачи

D = 28 мм – диаметр участка вала;

T = 40,39 Нм – вращающий момент;

b = 8 мм, h = 7 мм, t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм, l = 32 мм;

k = h – t₁ = 8 - 5 = 3 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 8x7x32 ГОСТ 23360-78»

 

Тихоходный вал:

Шпонка под червячным колесом

D = 75 мм – диаметр участка вала;

T = 639,79 Нм – вращающий момент;

b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7,5 мм, t₂ = 4,9 мм, l = 56 мм;

k = h – t₁ = 12 – 7,5 = 4,5 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 20x12x56 ГОСТ 23360-78»

Шпонка под полумуфтой

D = 50 мм – диаметр участка вала;

T = 626,99 Нм – вращающий момент;

b = 16 мм, h = 10 мм, t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм, l = 60 мм;

k = h – t₁ = 10 - 6 = 4 мм;

 МПа 

Обозначение: «Шпонка 16x10x60 ГОСТ 23360-78»

 

 

8 Выбор смазки передачи и подшипников

 

Для уменьшения потерь на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для зубчатых колес и червяков при окружной скорости до 12,5 м/c применяют картерное смазывание: в корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

 

1) Выбор смазочного материала

Преимущественное применение имеют масла.

= 50 мм²/c – кинематическая вязкость масла при до 250 для червячных передач при 100 ⁰С при окружных скоростях до 5 м/с ([1], табл.11.1).

Марка масла, удовлетворяемое таким требованиям - Цилиндровое 52 

([1], табл.11.2.)

 

2) Смазочные устройства

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно  стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому  масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для замены масла  в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой M14x1,5.

Для наблюдения за уровнем  масла в корпусе устанавливаем  жезловый маслоуказатель (щуп).

При длительной работе в  связи с нагревом воздуха и червячной пары повышается давление внутри корпуса. При интенсивном тепловыделении это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках.

 

 

9 Выбор муфты

 

Применяем упругую втулочно–пальцевую муфту. Эта муфта проста по конструкции  и обладает удобной заменой упругих  элементов

Материал полумуфты – чугун СЧ20 (ГОСТ 1412-85); материал пальцев – сталь 45 (ГОСТ 1050-74); материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм².

Муфту выбираем по диаметру конца вала d = 50 мм и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального.

Tр = T₂ ∙ Kр = 639,79 ∙ 1,5 = 959,7 Н∙м, Тст = 1000 Н∙м,

Кр = 1,5 – коэффициент режима нагрузки ([2], с. 251, табл.10.26)

 

Муфта 1000-50-1-У3 ГОСТ 21424-93

 

 

 

Список использованной литературы

 

1.Дунаев П.Ф., Леликов  Е.П. Конструирование узлов и  деталей машин. – М.: Высшая  школа, 2006. 496с. 

 

2.Шейнблит А.Е. Курсовое  проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999. 454с.

 

3. Анурьев В.И. Справочник  конструктора-машиностроителя. 

В 3 т. М.: машиностроение 2001

 

4. Беломытцев О.М. Редукторы.  Атлас конструкций. Пермь, 2007. 148с.