Реферат: Кинематический расчет привода
/>
Кинематический расчетДано: />кН; />м/с; D=0,5м.
1. Определиммощность на валу звездочки конвейера
P5 = Ft*v=5,5*1,5=8,25 кВт.
Определимобщий КПД привода
hобщ=hр*hц2*hм*hп4=0,97*(0,97) 2*0,99*(0,99) 4=0,87
Согласноучебнику «Курсовое проектирование деталей машин» стр.5, значение КПДмеханических передач
hцил=0,97
hрем=0,97
hмуфты=0,99
hподш=0,99
2. Определиммощность на валу двигателя
Pэд=P5/hобщ=9,48 кВт
Из таблицы«Асинхронные двигатели серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)"при Pэд. =11 кВт и синхронной частоте вращения nэд=1500 об/мин скольжение составляет s=2,8%,тип двигателя 132 МЧ
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Определимчастоту вращения звездочки
n4=60*v/p*D =60*1,5/3,14*0,5=57,3 (об/мин)
Номинальнаячастота вращения двигателя:
nном= nс(1 – s)=1500*(1-0,028) =1458 об/мин
Передаточноеотношение привода
uобщ = nном /nр= 1458/57,3 =25,4
СогласноЧернавский С.А. стр 7 средние значения u:
для зубчатыхпередач 2-6, ременных 2-4
/>
Пусть uцил=3, тогда />
Определяемкинематические параметры на каждом валу привода
Вал 1:
P1 = Pэд =9,48 кВт
n1 = nэд=1458(об/мин);
T1 =9550*P1/n1= 62,1 Н*м
/>
Вал 2:
P2 = P1*hрем*hподш =9,48*0,97*0,99 =9,1 кВт;
n2 = n1/uрем =1458/2,8 = 520,7 (об/мин);
T2 =T1* uрем*hрем*hподш = 167 Н*м
/>
Вал 3:
P3 = P2*hцил *hп =9,1*0,97*0,99 =8,74 кВт;
n3 = n2/uц = 520,7/3 = 173,6 (об/мин);
T3 =T2* uц *hцил*hп = 481 Н*м
/>
Вал 4:
P4 = P3 *hцил*hп =8,74*0,97*0,99 =8,39 кВт;
n4 = n3/uц = 173,6/3=57,87 (об/мин);
T4 = T3* uц *hцил*hп= 1386 Н*м
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Вал 5:
P5 = P4 *hмуф*hп =8,2 кВт;
n5 = n4 = 57,87 (об/мин);
T5 = T4* hм *hп= 1358 Н*м
/>
Валы n, об/мин/>, рад/с
P, кВт Т, Н*м u h 1 1458 152,6 9,48 62,1 - - 2 520,7 54,5 9,1 167 2,8 0,94 3 173,6 18,2 8,74 481 3 0,94 4 57,87 6,06 8,39 1386 3 0,98 5 57,87 6,06 9,2 1358 - Расчет цилиндрических зубчатых колес редуктораЗубчатыепередачи закрытые, заключенные в отдельный корпус.
Всоответствии условию колесе изготовлены из Стали 40Х. Вид термообработки –улучшение. Шестерня — Сталь 40ХН, ТО – закалка. В соответствии гл. III табл.3.3. ЧернавскийС.А. твердость для шестерни 280 НВ, колесо 260 НВ.
3. Допускаемыеконтактные напряжения:
/>
По табл.3.2,глава III для углеродистых сталей с твердостьюповерхностей зубьев НВ<350 и ТО улучшением
/>
Придлительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL=1;коэффициент безопасности />
Для косозубых зубчатых колес: />
Для шестерни:/>МПа
Для колеса: />
Расчетноедопустимое контактное напряжение:
/>МПа
/>
за /> принято />
080402 КП 03.00.00.ПЗ
4.Т. к. колесарасположены симметрично, то по т 3.1. стр.32 />
икоэффициент ширины венца по межосевому расстоянию />
Межосевоерасстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
/>мм
по ГОСТ2185-66 />=160мм
/>мм
по ГОСТ2185-66 />=224мм
5. Нормальныймодуль зацепления
/>
/>мм
/>мм
принимаем поГОСТ 9563-60* />мм, />мм.
6. Уголнаклона зубьев β=10°
Определимчисло зубьев шестерни и колеса
1). /> принимаем />=31
/>
Уточняемугол наклона зубьев
/>
/>
2). /> принимаем />=36
/>
Уточняемугол наклона зубьев
/>
/>
7. Основныеразмеры шестерни и колеса
Диаметрыделительные:
1). />(мм)
/>(мм)
080402 КП 03.00.00.ПЗ
2). />(мм)
/>(мм)
Проверка: />(мм)
8. Диаметрывершин зубьев
1). />мм
/>мм
2). />мм
/>мм
9. Ширинаколеса
1). />мм
2). />мм
Ширинашестерни
1). />мм
2). />мм
10. Коэффициентширины шестерни по диаметру
1). />
2). />
11. Окружнаяскорость колес и степень точности передачи
1). />м/с
2). />м/с
Принимаем8-ю степень точности.
12. Коэффициентнагрузки
/>
Значение /> в таблице 5стр 39
1). />=1,03
2). />=1,03
Значение /> в таблице 4стр 39
1). />=1,09
2). />=1,06
Значение /> в таблице 6для косозубых колес стр.40
1). />=1
2). />=1
080402 КП 03.00.00.ПЗ
1). />=1,12
2). />=1,09
13. Проверкаконтактных напряжений
/>МПа
/>
/>МПа
/>
14. Силы, действующие в зацеплении
окружная:
1). />кН
2). />кН
радиальная:
1). />Н
2). />Н
осевая:
1). />Н
2). />Н
15. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
/>
/> - коэффициентнагрузки
По табл.3.7при />, />=1,08
По табл.3.8 />=1,25
/>
/> -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев />:
для шестернистр.42
1). /> />
2). /> />
080402 КП 03.00.00.ПЗ
для колеса
1). /> />
2). /> />
Допускаемоенапряжение:
/>
по табл.3.9 />НВ
Для шестерни/>МПа; дляколеса />МПа
/> - коэффициентбезопасности, т.к />=1, то />
Допускаемыенапряжения:
для шестерни/>МПа
для колеса />МПа
Находимотношения />
для шестерни:
1). />
2). />
для колеса:
1). />
2). />
Расчетыведем для шестерней первого и второго зацеплений:
1). />
2). />
/> для среднихзначений коэффициента торцового перекрытия />и 8-й степени точности />
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Проверяемпрочность зуба:
1). />
/> Па < />=288 Мпа
2). /> Па < />=288 Мпа
Условие прочности выполнено.
Предварительный Расчёт Валов1. МатериалСталь 40Х ГОСТ 4548-71
Принимаемдопускаемое напряжение
/>
БЫСТРОХОДНЫЙ:
2. Диаметрвыходного конца вала (под шкив)
/>
Из расчётов />
/>
Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69/>
Длинаступени />
Диаметр подуплотнение крышки с отверстием и подшипник
/>
где t=2.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)
/>
Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69/>
/>
Диаметр подшестерню:
/>
где r=3 – координата фаски подшипника
/>
Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69/>
/> определяетсяграфически по эскизной компоновке
В=69(мм) –ширина шестерни
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Подподшипник
/>
/>=B=19(мм) – для шариковых подшипников.
Тихоходный.
Диаметрвыходного конца вала (под шкив)
/>
Из расчётов />
/>
Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69/>
Длинаступени />
Диаметр подуплотнение крышки с отверстием и подшипник
/>
где t=3.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)
/>
/>
Диаметр подколесо:
/>
где r=3,5 – координата фаски подшипника
/>
Принимаемближайшее большее значение из стандартного ряда
ГОСТ 6636-69/>
/> определяетсяграфически по эскизной компоновке
В=89,6(мм) –ширина колеса
Подподшипник
/>
/>=B=28(мм) – для шариковых подшипников.
/>/>080402 КП 03.00.00. ПЗ
Выбор ипроверка долговечности подшипника.
Диаметрпервого колеса (колеса быстроходной передачи) – 245 мм;
Диаметрвторого колеса (шестерни тихоходной передачи) – 118 мм.
Силы,действующие в зацеплении, быстроходная передача.
Окружная – Ft=2T2/d1=/>1363,2H
Радиальная –Fr= Ft*/>=1363,2*/>=512,4 Н
Осевая – Fa=Ft*tgb=1363,2*0,259=353,1 Н
Силы,действующие в зацеплении, тихоходная передача.
Окружная – Ft=2T4/d1=/>23491,2H
Радиальная –Fr= Ft*/>=23491,2*/>=8860 Н
Осевая – Fa=Ft*tgb=23491,2*0,2773=6523,2 Н.
Промежуточныйвал.
Определениереакций в подшипниках.
Построениеэпюр изгибающих и крутящих моментов.
Дано:
/> /> /> /> />
1. Вертикальнаяплоскость.
Определяемопорные реакции
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
/>
Проверка:
/>
Строим эпюруизгибающих моментов относительно оси Х в сечениях 1. .4
/>
/>
/>
/>
/>
/>
2. Горизонтальнаяплоскость.
Определимопорные реакции
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
/>
Проверка:
/>
Строим эпюруизгибающих моментов относительно оси Y в сечениях 1. .4
/>
/>
3. Строим эпюру крутящих моментов.
/>
4. Определимсуммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях.
/>
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
ПодшипникКачения
Всоответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый подшипник:
Подшипникрадиальный шариковый однорядный
Серия особолёгкая.
Схемаустановки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер111.
Правыйподшипник:
Подшипникрадиально-упорный роликовый конический однорядный
Серия особолёгкая.
Схемаустановки — враспор.
Типоразмер7111.
Геометрическиепараметры:
Левыйподшипник:
d=55мм
D=90мм
B=18мм
r=2мм
Правыйподшипник:
d=55мм
D=90мм
B=23мм
r=2мм
Статистическиепараметры:
Грузоподъёмность:
Левыйподшипник:
ДинамическаяC=28,1кН
СтатическаяСo=17,0кН
Правыйподшипник:
ДинамическаяC=57кН
СтатическаяСo=45,2кН
Номинальнаядолговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическаягрузоподъёмность;
Р — эквивалентнаянагрузка;
Т. к. />, тоэквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Всоответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56 />
/>=1,99/>=1,49
/>
/>
/>
Расчётнаядолговечность:
/>627(млн. об)
/>1266(млн. об)
Расчетнаядолговечность:
/>
/>
Быстроходныйвал.
Определяемреакции опор.
/>
/> <td/> />/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
/>
ПодшипникКачения
Всоответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый иправый подшипник:
Подшипникрадиальный шариковый однорядный
Серия лёгкая.
Схемаустановки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер209 ГОСТ8338-75.
Геометрическиепараметры:
d=45мм
D=85мм
B=19мм
r=2мм
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Статистическиепараметры:
Грузоподъёмность:
ДинамическаяC=33,2кН
СтатическаяСo=18,6кН
Номинальнаядолговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическаягрузоподъёмность;
Р — эквивалентнаянагрузка;
Т. к. />, тоэквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
Всоответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56
/>=1,99
/>/>
Расчётнаядолговечность:
/>24673(млн. об)
Расчетнаядолговечность:
/>
Тихоходныйвал.
Определяемреакции опор.
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
/>
/>
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
ПодшипникКачения
Всоответствии с Шейнблит (стр.111):
Левый иправый подшипник:
Подшипникрадиальный шариковый однорядный
Серия лёгкая.
Схемаустановки — с одной фиксирующей стороной.
Типоразмер 217ГОСТ8338-75.
Геометрическиепараметры:
d=85мм
D=150мм
B=29мм
r=3мм
Статистическиепараметры:
Грузоподъёмность:
ДинамическаяC=83,2кН
СтатическаяСo=53,0кН
Номинальнаядолговечность (ресурс) шарикоподшипника:
/>
С — динамическаягрузоподъёмность;
Р — эквивалентнаянагрузка;
Т. к. />, тоэквивалентная нагрузка:
/>
V-коэффициент; при вращении внутреннего кольца V=1;
Всоответствии с табл.9.18, 9. 19 (Чернавский С.А., стр.212)
/>=0,56
/>=1,99
/>
/>
Расчётнаядолговечность:
/>74(млн. об)
Расчетнаядолговечность:
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Уточненныйрасчет валов.
Промежуточныйвал.
Вал 3,Сечение 1 (А–А)
Материалвала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3).Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий моментT=481 Н*м
Пределвыносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*600=258МПа.
Пределвыносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=150МПа.
Изгибающиемоменты
/>
/>
Результирующийизгибающий момент:
/> />=331119/>
Моментысопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16мм; t1=6 мм):
а) Моментсопротивления кручению:
б) Моментсопротивления изгибу:
/>
Амплитуданоминальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда исреднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определимкоэффициенты запаса прочности:
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Общийкоэффициент запаса прочности:
/>/>
Условиесоблюдено.
Вал 3,Сечение 1 (Б–Б)
Материалвала – сталь 40Х, sВ=600 Мпа (по табл.3.3).
Крутящиймомент T=481 Н*м
Пределвыносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*600=258МПа.
Пределвыносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=150МПа.
Изгибающиемоменты
M¢= Dx4*60=326640/>
M¢¢= Dy4*60+Fa3*59=464877 />
Результирующийизгибающий момент:
/> />=657604/>
Моментысопротивления сечения нетто (d=65 мм; b=16мм; t1=6 мм):
а) Моментсопротивления кручению:
б) Моментсопротивления изгибу:
/>
Амплитуданоминальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда исреднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Определимкоэффициенты запаса прочности:
/>
Общийкоэффициент запаса прочности:
/>/>
Условиесоблюдено.
Быстроходныйвал.
Вал 2,Сечение 1 (А–А)
Материалвала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780Мпа (по табл.3.3).
Концентрациюнапряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Пределвыносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335МПа.
Пределвыносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193МПа.
Моментысопротивления сечения нетто (d=38 мм; b=16мм; t1=6 мм):
а) Моментсопротивления кручению:
б) Моментсопротивления изгибу:
/>
Изгибающиемоменты
M¢= Rx*54=36774/>
M¢¢= Ry*54+Fa*42,5=19878 />
Результирующийизгибающий момент:
/> />=41802/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Амплитуданоминальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда исреднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определимкоэффициенты запаса прочности:
/>
Общийкоэффициент запаса прочности:
/>/>
Условиесоблюдено.
Валтихоходный.
Вал 4,Сечение 1 (А–А)
Материалвала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780Мпа (по табл.3.3).
Это сечениепри передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем накручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Пределвыносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335МПа.
Пределвыносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193МПа.
Моментысопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20мм; t1=7,5 мм):
а) Моментсопротивления кручению:
б) Моментсопротивления изгибу:
/>
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Приняв уведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=105мм, получим изгибающий момент в сечении А-А отконсольной нагрузки М=/>
Амплитуданоминальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда исреднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов: />.
Определимкоэффициенты запаса прочности:
/>
Общийкоэффициент запаса прочности:
/>/>
Условиесоблюдено.
Вал 4,Сечение 1 (Б–Б)
Материалвала – сталь 45, термообработка – улучшение, sВ=780Мпа (по табл.3.3).
Концентрациянапряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Крутящий момент T=1386 Н*м
Пределвыносливости при симметричном цикле изгиба:
s-1=0,43*sв=0,43*780=335МПа.
Пределвыносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
t-1=0,58*s-1=193МПа.
Изгибающиемоменты
M¢= Rx5*70=47705/>
M¢¢= Ry5*70+Fa2* 171=1143083 />
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Результирующийизгибающий момент:
/> />=1144078/>
Моментысопротивления сечения нетто (d=78 мм; b=20мм; t1=7,5 мм):
а) Моментсопротивления кручению:
б) Моментсопротивления изгибу:
/>
Амплитуданоминальных напряжений изгиба:
/>/>, sm=0.
Амплитуда исреднее напряжение цикла касательных напряжений:
/>/>
По таблицам8.5 и 8.8 (стр.163–166 [1]) определим ряд коэффициентов:. />.
Определимкоэффициенты запаса прочности:
/>
Общий коэффициентзапаса прочности:
/>/>
Условиесоблюдено.
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Проверкашпонок
Параметрышпонки взяты из табл.8.9 (стр.169 [1]).
Напряжениесмятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должноудовлетворяться условие
/>
ДляБыстроходного колеса.
Шпонка 20Х12Х63ГОСТ 23360-78
/>
lp – рабочая длина шпонки; lp=l–b (для шпонки со скругленнымиторцами).
/>
Проверка насмятие:
/>
Проверка насрез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условиеудовлетворено.
ДляТихоходного колеса.
Шпонка 25Х14Х100ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка насмятие:
/>
Проверка насрез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условиеудовлетворено.
080402 КП 03.00.00.ПЗ
На ВедомыйШкив
Шпонка 10Х8Х50ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка насмятие:
/>
Проверка насрез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условие удовлетворено.
Для МУВП начетвертом валу.
Шпонка 22Х14Х90ГОСТ 23360-78
/>
/>
Проверка насмятие:
/>
Проверка насрез:
/>
/>=130 Мпа; />/>
Условиеудовлетворено.
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Конструктивныеразмеры корпуса редуктора.
Толщинастенок корпуса и крышки: d=0,0025а+3=0,025*250+1,5=7,75мм,
принимаем d=8мм; d1=0,02*250+3=8,принимаем d1=8.
Толщинафланцев поясов корпуса и крышки:
Верхнегопояса корпуса и пояса крышки:
/>
нижнегопояса корпуса:
/> принимаем p=20мм.
Внутренняя стенкакорпуса:
Принимаемзазор между торцом шестерни внутренней стенкой А1=1,2d=12 мм.
Принимаемзазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=d=10 мм.
Дляпредотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичногосмазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаеммазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y=8¸12 мм. Принимаем 10 мм.
СогласноЦехнович «Атлас Деталей Машин».
Диаметрфундаментальных болтов
/>
Выбираемболты М16.
Отсюдадиаметр под отверстие />
Диаметрстяжных болтов, которые соединяют корпус и крышку редуктора
Выбираемболты М16.
Толщинафланца (согл. атласа) (1,25dc+d) +(1,25dc+5) =(1.25*14+10) +(1.25*14+5)=50 мм.
Крышкаподшипника на вал 3 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» стр.43 – dБ=М8, количество – 6.
Сквознаякрышка на вал 4 согласно Атласу — dБ=М12, количество –6. высота головки винта – 8 мм + шайба толщиной 3,0 мм = 11 мм.
Сквознаякрышка на вал 2 согласно Цехнович «Атлас Деталей Машин» — dБ=М8,количество – 4. высота головки винта – 5,5 мм + шайба толщиной 2,0 мм = 7,5 мм.
Толщинафланца под винты в фундамент – 1,5*dФ=24 мм.
Пробка дляконтроля и спуска смазки – М16Х1,5 по ГОСТ 9150-81 (Атлас стр.54).
Маслоуказательжезловой – стр.55, табл.55. по диаметр 10 мм.
Сорт маславыбираем по табл.10.29 (Шейндблит) стр.241, в зависимости от контактногонапряжения в зубьях и фактической окружной силы колес.
Отсюда – И-40-А68 ГОСТ 17479.4-87.
Уровеньмасла:
hmin= 2,2m= 9,8 мм.
m<=hM<=0.25d2=65мм.
080402 КП 03.00.00.ПЗ
Список использованной литературы:
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М. «Курсовоепроектирование деталей машин» — 2-е издание, перераб. и доп. – М.: Машиностроение,1987.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей Машин» — 4-еиздание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк., 1985.
3. Иванов М.Н. «Детали Машин» — 5-е издание, перераб. и доп. – М.: Высш. Шк.,1991.
4. Шейндблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей Машин» — М.: Высш. Шк.,1991.
5. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.С. «Расчеты деталей машин» — 3-еизд., перераб. и доп. – Мн.: Высш. шк., 1986.
6. Орлов П.И. «Основы конструирования: справочно-методическое пособие» В2-х кн. – изд.3-е, испр. – М.: Машиностроение, 1988.
7. 080402 КП 03.00.00. ПЗ