Привод к ленточному конвейеру

Министерство образования и науки Российской Федерации

Магнитогорский Государственный Технический Университет им. Г.И. Носова

Кафедра "Прикладная механика и графика"

Привод к ленточному конвейеру

Выполнил: ст. гр. 220301(2102)

Усманов А.А.

Проверил: Кадошников В.И.

Магнитогорск

Задание на проектирование

. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты

.1 Выбор электродвигателя

.2 Кинематические расчеты

.3 Определение вращающего момента на валах редуктора

. Расчеты зубчатых колес редуктора

.1 Выбор материала

.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

. Эскизное проектирование редуктора

.1 Предварительный расчет валов

.2 Выбор подшипников

.3 Конструктивные параметры зубчатых колес

.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора

. Проверка долговечности подшипников

. Проверка прочности шпоночных соединений

. Уточненный расчет валов

. Расчет цепной передачи

. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Литература

Задание на проектирование

Рисунок 1. Привод цепного конвейера.

- электродвигатель; 2 - муфта упругая; 3 - редуктор цилиндрический; 4 - тихоходная цилиндрическая передача; 5 - быстроходная цилиндрическая передача; 6 - цепная передача; 7- ведущая звездочка конвейера, 8 - тяговая цепь, 9 - опоры приводных звездочек.

Исходные данные	Задание 3, Вариант 1
Тяговая сила цепи Ft, кН	7,5
Скорость грузовой цепи V, м/с	0,45
Шаг грузовой цепи р, мм	80
Число зубьев звездочки z	7
Срок службы привода Lт, лет	7

1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность (Вт) привода (мощность на выходе):

;

Общий КПД привода

,

где  - КПД муфты,  - КПД цилиндрической переда,  - КПД цепной передачи,  - КПД подшипников;

;

Требуемая мощность электродвигателя:

;

Частота вращения (об/ мин) приводного вала (число оборотов на выходе):

;

Где V- скорость грузовой цепи, -диаметр звездочки,

;

Где -шаг грузовой цепи, мм

-число зубьев звездочки.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

;

По полученным данным выбираем электродвигатель из табл. 24.9 [4].

Электродвигатель АИР 100 L4 ТУ16-525.564-84

Мощность P_э = 4 кВт,

Асинхронная частота вращения n_э =1410 об/мин

 

1.2 Кинематические расчеты

Определяем общее передаточное число привода:

;

Определяем передаточное число редуктора:

Где -передаточное число цепной передачи;

Примем, что:

По таблице 1.3. [4]

 принимаем 4,5;

 принимаем 2,5;

Частота вращения и угловая скорость ведущего вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость промежуточного вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала:

;

;

1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора

Вращающий момент на выходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

;

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

;

Результаты кинематических расчетов редуктора:

Вал	Вращающий момент, Т ()	Угловая скорость, w ()	Частота вращения, n ()
Быстроходный	27,8	147,58	1410
Промежуточный	67,4	59,03	564
Тихоходный	294,1	12,45	119

2. Расчеты зубчатых колес редуктора

 

2.1 Выбор материала

Выбираем материал:

Расчет будем вести для тихоходной и бытроходной передач соответственно;

Шестерня: Ст40Х

Колесо: Ст45

Допускаемые контактные напряжения:

,

где  - предел контактной прочности (МПа), - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с повышенным упрочнением,  - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ;

Формулу для  выбираем по таблице, в зависимости от вида термической или химико-термической обработки:

Выберем вид обработки:

Тихоходная передача:

шестерня: улучшение + закалка ТВЧ

колесо: улучшение

Быстроходная передача:

шестерня: улучшение

колесо: улучшение;

Тихоходная передача

Шестерня:

;

;

;

Колесо:

Быстроходная передача:

;

;

Вычислим коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

,

где  - число циклов,  - ресурс передачи в числах циклов;

;

;

;

-базовые числа циклов нагружений при расчете на изгиб,

;

,

где , , , ;

;

, следовательно,  (). Допускаемое напряжение с течением времени не изменяется.

Вычислим :

Тихоходная передача:

Быстроходная передача:

;

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где  - предел выносливости (МПа),  - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса, - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса), - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес.

Тихоходная передача:

По таблице выбираем значение или формулу для выносливости при изгибе, .

;

;

;

;

Быстроходная передача:

;

 ;

2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

Тихоходная передача

Шестерня 50,5 HRC = 531 HB

Колесо 250 HB

,,.

Найдем значение межосевого расстояния:

,

где -коэфицент ширины зубчатого венца (для несимметричных опор),

-для прямозубых колес,

 н.м.-крутящий момент на тихоходном вале,

-передаточное число тихоходной передачи,

-коэфицент неравномерности распределения нагрузки,

-допускаемое рабочее контактное напряжение;

,

где -коэфицент ширины зубчатого колеса,

=4-индекс, соответствующий нессиметричному расположения шестерни;

,

 ,

округляем до стандартных значений .

Найдем модуль передачи:

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

При твердости ˂350 HB

,

где -межосевое расстояние; ,

Из полученного диапазона () модулей принимаем значение m=2 мм согласуя его со стандартным (ГОСТ2185-66).

Определяем количество зубьев шестерни:

,

Округляем в ближайшую сторону до целого и окончательно принимаем

Число зубьев колеса:

,

Принимаем: ;

Основные размеры шестерни и колеса:

;

;

Проверка:

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Расчет ширины зубчатых колес:

;

;

Определяем окружную скорость вращения:

;

Принимаем передачу 8 степени точности по ГОСТ 1643-81;

Окружная сила:

;

где -крутящий момент на тихоходном вале;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:

;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

,

где - коэфицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэфицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

- коэфицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

-окружная сила,

- передаточное число тихоходной передачи,

- диаметр делительной окружности колеса,

- ширина колеса;

;

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

,

где  (при) - коэффициент, учитывающий форму зуба;  - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;  - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

- ширина колеса; - коэффициент нагрузки; где -коэффицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

-коэффицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

-выбираем по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

Шестерни:

,

где  (при ) - коэффициент, учитывающий форму зуба,

.

Условия прочности как по контактным напряжениям, так и по изгибающим выполнены.

 

2.3 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

Быстроходная передача

Шестерня 32 HRC = 300 HB

Колесо 270 HB

,,.

Так как тип редуктора: двухступенчатый цилиндрический соосный, следовательно межосевое расстояние быстроходной передачи примем равным межосевому расстоянию тихоходной передачи, также модуль зацепления быстроходной передачи примем равным модулю зацепления тихоходной передачи.

,

;

Определяем количество зубьев на колесе :

,

Принимаем:

,

где - межосевое расстояние,

- передаточное число быстроходной передачи;

Основные размеры шестерни и колеса:

;

;

Проверка:

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Расчет ширины зубчатых колес:

;

;

где - коэффициент ширины зубчатого венца ( для нессиметричных опор);

Определяем окружную скорость вращения:

;

Принимаем передачу 7 степени точности по ГОСТ 1643-81;

Окружная сила:

;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:

;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

,

где - коэффицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

- коэффицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

- коэффицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

-окружная сила,

- передаточное число быстроходной передачи,

- диаметр делительной окружности колеса,

- ширина колеса;

;

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

,

где  (при ) - коэффициент, учитывающий форму зуба;  - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба;  - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

- коэффициент нагрузки;

где -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

- коэффициент ширины зубчатого колеса,

=4-индекс, соответствующий нессиметричному расположения шестерни,

-выбираем по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

Шестерни:

;

где  (при ) - коэффициент, учитывающий форму зуба,

Условия прочности как по контактным напряжениям, так и по изгибающим выполнены.

3. Эскизное проектирование редуктора

 

3.1 Предварительный расчет валов

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала, мм:

;

Необходимо согласовать диаметры вала и ротора :

принимаем: ;

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под  и .

Диаметр вала под подшипниками (), мм:

,

принимаем: ;

Диаметр различных участков вала (), мм:

;

в данных формулах:

- максимальный крутящий момент на ведущем вале,

- размер фаски колеса, выбирается таблично,

- радиус скруглений, выбирается таблично;

Промежуточный вал:

Диаметр выходного конца вала:

;

где - максимальный крутящий момент на промежуточном вале, -допускаемое напряжение;

принимаем: ,

Диаметр вала под колесо:

,

принимаем: ,

Диаметр вала под шестерню:

,

принимаем: ,

Диаметр вала под подшипниками ():

,

принимаем: ,

в данных формулах:

- радиус скруглений, выбирается таблично,

- размер фаски колеса, выбирается таблично;

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала:

;

Диаметр вала под подшипниками ():

,

принимаем: ;

Диаметр вала под колесом:

;

в данных формулах:

-максимальный крутящиймомент на выходном валу,

- высота заплечика, выбирается таблично;

 

3.2 Выбор подшипников

Для ведущего (быстроходного) вала диаметром  , используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 305 ГОСТ 8338-75

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					cr	cor
305	62	2	17	22,5	11,4

Для промежуточного вала диаметром , используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 306 ГОСТ 8338-75

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					cr	cor
306	30	72	2	19	28,1	14,6

Для ведомого (тихоходного) вала диаметром  используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 309 ГОСТ 8338-75

N	d	D	r	B	Грузоподъемность, кН
					cr	cor
309	45	100	2,5	25	52,7	30,0

 

3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес

Цилиндрическая (быстроходная) передача

Определенные ранее размеры:

; ; ;

; ; ;

Размеры зубчатого колеса ()

Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

;

Толщина обода:

;

Толщина диска:

;

Цилиндрическая (тихоходная) передача

Определенные ранее размеры:

; ; ;

; ; ;

Размеры зубчатое колесо ()

Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

;

Толщина обода:

;

Толщина диска:

.

3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготавливается методом литья, для чего широко используют чугун (например, марки СЧ15).

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

;

,

;

,

Толщина поясов корпуса и крышки редуктора:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

;

Нижнего пояса корпуса ,

Диаметры болтов:

фундаментных

 - принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

 - принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

 - принимаем болты с резьбой М10.

4. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

Рисунок 2. Эпюры моментов ведущего вала.

Реакции опор

В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

( осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 2:

Эквивалентная нагрузка:

 ,

где  - вращение внутреннего кольца подшипника, - для редукторов всех типов,  - температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Промежуточный вал

Из предыдущих расчетов имеем:

 

Рисунок 3. Эпюры моментов промежуточного вала.

Реакции опор

В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

( осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 3:

Эквивалентная нагрузка:

 ,

где  - вращение внутреннего кольца подшипника, - для редукторов всех типов,  - температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Ведомый вал

Из предыдущих расчетов имеем:

;  ; ;

Рисунок 4. Эпюры моментов ведомого вала.

Реакции опор:

В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

( осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 5:

Эквивалентная нагрузка:

 ,

где  - вращение внутреннего кольца подшипника, - для редукторов всех типов,  - температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч - отвечает ГОСТ 16162 - 85.

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (ГОСТ 23360 - 78). Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условия прочности:

;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице:

;

при чугунной ступице:

;

Проверка прочности шпонки на ведущем валу:

Проверяем шпонку в месте установки полумуфты, т.е. на выходном конце вала.

,

где ; ; ; - длина шпонки (при длине конца вала 60 мм);;  - момент на валу,

-материал полумуфт МУВП-чугун марки СЧ20;

;

Условие прочности выполнено, следовательно шпонка выдерживает напряжение.

Проверка прочности шпонок на промежуточном валу:

проверяем шпонку под цилиндрическим колесом:

,

где - диаметр вала под цилиндрическое колесо; ; ; - длина шпонки (при длине ступицы зубчатого колеса 48 мм); -момент на промежуточном валу;

-стальная ступица;

;

Проверка прочности шпонок на промежуточном валу:

проверяем шпонку под цилиндрической шестерней:

,

где ; ; ; - длина шпонки; -момент на промежуточном валу;

-стальная ступица;

;

Условие прочности выполнено для обеих шпонок, следовательно шпонки выдерживают напряжения.

Проверка прочности шпонок на ведомом валу:

проверяем шпонку под колесом:

,

где ; ; ; - длина шпонки (при длине ступицы колеса 60м); -момент на промежуточном валу;

-стальная ступица;

;

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

;

;

;

;

-стальная ступица;

;

Условие прочности выполнено для обеих шпонок, следовательно шпонки выдерживают напряжения.

6. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [n]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала:сталь 45, обработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

;

Достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно сечение в месте посадки шестерни.

В этом сечении действует максимальные изгибающие моменты М_У, М_Х и крутящий момент Т_Z = T_Б.

Сечение А - А (сечение со шпоночным пазом).

Данные вала:

d = 30мм,

b=10мм,

t=5мм

Момент сопротивления сечения:

;

Амплитуда и средние напряжение цикла касательных напряжений:

;

Принимаем

 - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений; Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

;

Принимаем

 - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности:

;

;

Коэффициент запаса прочности результирующий:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее

:

;

Условие запаса прочности выполнено.

Промежуточный вал

Материал вала: сталь 40Х, термообработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А ( место посадки шестерни тихоходной передачи)

В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрации напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент:

;

;

Результирующий изгибающий момент:

;

Данные вала:

- диаметр в месте посадки под шпонку;

,

Момент сопротивления сечения нетто:

,

,

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,

где  - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

где  - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Общий коэффициент запаса прочности:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее

:

;

Условие запаса прочности выполнено.

Ведомый вал

Материал вала: сталь 40Х, термообработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: ;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: ;

Сечение А-А ( место посадки шестерни тихоходной передачи ).

;

;

Суммарный изгибающий момент А-А:

;

Данные вала:

- диаметр в месте посадки под шпонку;

,

Момент сопротивления кручению:

;

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательного напряжения:

;

Амплитуда нормального напряжения изгиба:

;

;

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению:

,

где  - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

,

где  - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент, выбираем по таблице;

 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Общий коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее , ;

Условие запаса прочности выполнено.

7. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь

Вращающий момент на ведущей звездочке

;

Принятое ранее передаточное число ;

Число зубьев: ведущей звездочки

;

Принимаем: ;

ведомой звездочки:

;

Принимаем: ;

Фактическое передаточное число:

;

Отклонение:

;

Отклонение допустимо, число зубьев соответствует требованиям;

,

где  - динамический коэффициент при спокойной нагрузке,

 - к-т, учитывающий влияние межосевого расстояния,

 - к-т, учитывающий влияние угла наклона линии центров,

 - к-т, учитывающий способ регулирования цепи (при периодическом регулировании цепи),

 - при непрерывной смазке,

 - к-т, учитывающий продолжительность работы в сутки ( при

односменной работе);

Частота вращения ведущей звездочеи:

,

где - частота вращения ведущей звездочки;

Шаг однорядной цепи:

;

Где -крутящий момент на ведущей звездочке,

 - число зубьев на ведущей звездочке,

 - среднее значение допускаемого давления,

 - расчетный коэффициент нагрузки;

Подбираем по таблице цепь ПР-31, 75-88, 50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=3,8 кг/м, .

Скорость цепи:

,

Окружная сила:

,

Давление в шарнире проверяем по формуле:

,

Условие:

Условие выполнено.

Определяем число звеньев цепи:

,

где ,

 - суммарное число зубьев,

,

;

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

,

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. ;

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

,

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

,

;

где  - диаметр ролика цепи (выбирается по таблице);

Силы, действующие на цепь:

окружная:  - определена выше,

от центробежных сил: , где ,

от провисания: ,

где  - при угле наклона передачи 45 град. ,

 - межосевое расстояние;

Расчетная нагрузка на валы:

,

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

,

Нормативный коэффициент запаса: ,

Условие:  выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки , ,

примем ,

где - диаметр выходного конца тихоходного вала;

толщина диска звездочки ,

где  - расстояние между пластинками внутреннего звена;

Аналогично определяем размеры ведомой звездочки.

электродвигатель вал редуктор шпоночный

8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. В соосных редукторах в масло погружают погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Вычисляем допустимый уровень погружения для колеса большего диаметра (в данном случае для колеса тихоходной ступени).

,

примем: ;

Вычислим обьем масляной ванны (из расчета 0,5  на 1 кВт передаваемой мощности):

 ,

где 4 - передаваемая мощность от электродвигателя (в кВт).

Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости:

, среднее значение вязкости: ;

Выбираем масло индустриальное И-Л-А-22 (по ГОСТ 20799 - 75*).

Уровень масла контролируют маслоуказательным жезлом. Контроль за верхним уровнем масла производиться при остановке редуктора.

Литература

1.       Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович, К.Н. Боков и др. - М.: Машиностроение, 1980. - 416 с.

2.       Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ А.Е. Шейнблит - М.: Высшая школа, 1991. - 213 с.

.        Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.8-е издание, переработанное и дополненное/ В.И. Анурьев - М.: Машиностроение, 2001.

.        Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - 7-е изд., испр. - М.: Высш. шк., 2001. - 447 с.

.        Допуски и посадки: Справочник в 2 частях. 5-е издание, переработанное и дополненное/ В.Д. Мягков - Л.: Машиностроение, 1978.