Расчёт и проектирование привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей - Курсовая работа

Определяем число зубьев ведущей звездочки: Принимаем: Определяем число зубьев ведомой звездочки: Фактическое передаточное число: Находим отклонение от заданного передаточного числа: Принимаем межосевое расстояние: Межосевое расстояние в шагах цепи: Определяем число звеньев цепи: Принимаем: Уточняем межосевое расстояние в шагах: Фактическое межосевое расстояние, мм: Монтажное межосевое расстояние, мм: Длина цепи, мм: Определяем делительные диаметры, мм: - ведущей звездочки Частота вращения ведущей звездочки, об/мин: Допускаемая частота, об/мин: Число ударов цепи о зубья звездочек: Допускаемое число ударов: Фактическая скорость цепи, м/с: Окружная сила, Н: Определяем эксплуатационный коэффициент: где - коэффициент динамичности при спокойной нагрузке,-коэффициент, учитывающий способ смазки (при периодическом смазывании),-коэффициент, учитывающий наклон линии центров передачи кгоризонту (принимаем угол наклона линии центров ),-коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния (для нерегулируемых передач), - коэффициент режима работы (при двухсменной работе). Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твердого: Определяем предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения, МПА: Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям: По таблице [1. стр. 50. таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения: Определяем расчетное число циклов нагружения зубьев колеса: Так как , то принимаем Определяем коэффициент безопасности, МПА: Определяем допускаемые напряжения изгиба: где - предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни и колеса, соответственно: Определяем коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба: Базовое число циклов: Коэффициент безопасности: Так как , то Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности: где - коэффициент расчетной нагрузки, - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей работы является разработка привода ленточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя, соединенного муфтой с одноступенчатым цилиндрическим редуктором, и цепной передачи, соединенной с барабаном конвейера.

Вращательное движение от электродвигателя передается редуктору упругой втулочно-пальцевой муфтой. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Цепная и зубчатая передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям. Проектный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираются по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяются на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяются на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате выполнения работы, должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода. 1 - электродвигатель; 2 - муфта; 3 - редуктор; 4 - цепная передача; 5 - барабан и лента конвейера.

1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

,(1.1) где - мощность на ведомой звездочке;

- общий КПД привода [5, табл. 1.1, стр. 4] или [8, табл. 1.1, стр. 9]: ,(1.2) где = 0.9 - КПД цепной передачи;

= 0.97 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

= 0.98- КПД муфты;

= 0.99 - КПД пары подшипников качения.

выбираем электродвигатель типа 4АМ132S8Y3, мощностью КВТ с номинальной частотой вращения об/мин. /5, табл. 1.2, с. 5/.

Основные размеры электродвигателя типа 4АМ132S8Y3

Число полюсов D l2 l1 l3 L1 d1 b H d h

4,6,8 302 89 80 140 480 38 216 325 12 132

1.2 Определение передаточных чисел

Определяем передаточное число привода:

Принимаем передаточные числа передач привода. Передаточные числа передач подбираются таким образом, чтобы их произведение было ближайшим числом к значению u.

Назначаем передаточное число для цепной передачи

Назначаем передаточное число для цилиндрической зубчатой передачи .

Определяем фактическое передаточное число привода:

1.3 Определение фактических значений оборотов валов привода

Фактические числа оборотов валов привода: - для ведущего вала редуктора: - для ведомого вала редуктора:

- для ведомого вала привода:

1.4 Определение угловых скоростей валов привода

Угловые скорости валов привода: - для вала электродвигателя:

- для ведомого вала редуктора:

- для ведомого вала привода:

1.5 Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящие моменты на валах привода: - на ведомом валу привода:

- на ведомом валу редуктора:

- на валу электродвигателя:

2. Расчет цепной передачи

Определяем шаг приводной цепи, мм:

Принимаем цепь ПР-31,75-8900, с шагом мм. Разрушающая нагрузка для цепи Н. Диаметр валика мм, диаметр ролика мм, ширина цепи мм. Масса 1 м цепи кг.

Определяем число зубьев ведущей звездочки:

Принимаем: Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Фактическое передаточное число:

Находим отклонение от заданного передаточного числа:

Принимаем межосевое расстояние: Межосевое расстояние в шагах цепи: Определяем число звеньев цепи:

Принимаем: Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Фактическое межосевое расстояние, мм:

Монтажное межосевое расстояние, мм:

Длина цепи, мм:

Определяем делительные диаметры, мм: - ведущей звездочки

- ведомой звездочки

Геометрическая характеристика зацепления:

По таблице [1. стр. 17. таблица 2.2] определяем коэффициент высоты зуба: Находим диаметры окружности выступов, мм: - ведущей звездочки

- ведомой звездочки

Радиус впадины зуба, мм:

Диаметры окружности впадин, мм: - ведущей звездочки

- ведомой звездочки

Частота вращения ведущей звездочки, об/мин: Допускаемая частота, об/мин:

Число ударов цепи о зубья звездочек:

Допускаемое число ударов:

Фактическая скорость цепи, м/с:

Окружная сила, Н:

Определяем эксплуатационный коэффициент:

где - коэффициент динамичности при спокойной нагрузке, -коэффициент, учитывающий способ смазки (при периодическом смазывании), -коэффициент, учитывающий наклон линии центров передачи кгоризонту (принимаем угол наклона линии центров ), -коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния (для нерегулируемых передач), - коэффициент режима работы (при двухсменной работе).

Проверка цепи по давлению в шарнирах цепи, МПА:

По таблице [1. стр. 19. таблица 2.4] определяем допускаемое давление в шарнирах цепи, МПА:

Силы, действующие в передаче, Н: - сила предварительного натяжения цепи от провисания:

- натяжение от центробежных сил:

Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности.

По таблице [1. стр. 20. таблица 2.6] находим допускаемый коэффициент запаса прочности:

Определим силу давления цепи на вал, Н:

где - коэффициент наклона цепи.

3. Расчет цилиндрической передачи ленточный конвейер передача

Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи: - шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение до твердости 235…262 НВ;

- колесо - сталь 45, термообработка - нормализация до твердости 180…205 НВ.

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твердого:

Определяем предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения, МПА:

Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

По таблице [1. стр. 50. таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения: Определяем расчетное число циклов нагружения зубьев колеса: Так как , то принимаем

Определяем коэффициент безопасности, МПА:

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где - предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни и колеса, соответственно:

Определяем коэффициент долговечности при расчете по напряжениям изгиба:

Базовое число циклов: Коэффициент безопасности:

Так как , то

Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности:

где - коэффициент расчетной нагрузки, - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Принимаем: мм.

Определяем нормальный модуль зацепления, мм:

Принимаем модуль по стандарту: мм.

Находим числа зубьев: - суммарное

- шестерни

- колеса

Определяем фактическое передаточное число:

Определяем отклонение передаточного числа от стандартного:

Определяем геометрические размеры зацепления: - диаметры делительных окружностей, мм:

- диаметры окружностей вершин, мм:

- диаметры окружностей впадин, мм:

-

ширина зубчатого венца колеса, мм:

- ширина шестерни, мм:

- фактическое межосевое расстояние, мм:

Находим окружную скорость, м/с:

Степень точности изготовления передачи 8.

Определяем коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:

Определяем коэффициенты динамичности нагрузки по таблице [8, стр. 53, табл. 3.6], ; коэффициенты концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес принимаем: .

Для прямозубых передач

.

Определяем коэффициент расчетной нагрузки:

Так как фактический коэффициент расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям не превышает , принятого в проектном расчете, то проверка по контактным напряжениям не требуется.

Определяем силы, действующие в зацеплении, Н: - окружная сила

- радиальная сила ( - угол зацепления)

- полная сила

Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба

Проверку проводим для того из колес, для которого будет меньше отношение:

где YF - коэффициент формы зуба.

Коэффициент формы зуба определяем по таблице [1. стр. 55. таблица 3.7].

Для шестерни:

Для колеса:

Проверку зубьев на прочность по напряжениям изгиба проводим для зубьев колеса.

Прочность зубьев по напряжениям изгиба обеспечена.

4. Проектный расчет валов

4.1 Выбор материала валов

В качестве материала для изготовления валов, выбираем среднеуглеродистую сталь 45 с термообработкой «Улучшение» до твердости 235…262 НВ.

Механические характеристики стали 45: - предел прочности;

- предел текучести;

- предел выносливости.

4.2 Выбор допускаемых напряжений

В данной работе проектный расчет валов выполняем только по напряжениям кручения. Напряжения изгиба, концентрация напряжений и переменность напряжений во времени при этом не учитываются. Поэтому, в целях компенсации приближенности проектного расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют пониженными [тк] = (20?25) МПА.

Принимаем допускаемые напряжения на кручение: [тк] = 20 МПА - для ведущего и ведомого валов.

4.3 Определение геометрических параметров ступеней ведущего вала (проектный расчет ведущего вала)

Определяем диаметр участка вала под муфту, мм:

где Т1 - крутящий момент на ведущем валу (формула 1.10);

МПА - допускаемые напряжения на кручение.

Принимаем = 25 мм [5, табл. 11.2, колонка d, ctp. 43].

Принимаем длину участка вала под полумуфту [5, табл. 11.2, колонка lцил, ctp. 43]: l1 = 42 мм.

Находим диаметр под уплотнение крышки с отверстием:

где t - высота заплечика, значения t в зависимости от диаметра ступени выбираются по таблице [8, стр. 126. таблица 6.1].

Принимаем высоту заплечика, мм. мм.

Принимаем d2 из стандартного ряда для резиновой армированной манжеты [5, табл. П.1, колонка d, стр. 71, 72] или [8, таблица 6.2, стр. 128-129]: мм.

В качестве уплотнения выбираем резиновую армированную манжету: Манжета 1.1-30?52-1 ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр участка вала под подшипник:

Принимаем: мм из стандартного ряда для внутреннего кольца подшипника [5, табл. П.3, колонка d, стр. 74-76] или [8, таблица 6.3, стр. 130-132].

В качестве опор ведущего вала, с установленным на нем прямозубым колесом, применяем шариковые радиальные однорядные подшипники. Предварительно выбираем подшипники легкой серии: Подшипник 307 ГОСТ 8338-75. Характеристики подшипника указаны в табл. 4.3.

Таблица 4.3. Характеристики подшипников ведущего вала

Обозначение Внутренний диаметр d, мм Наружный Диаметр D, мм Ширина B, мм Координата фаски кольца подшипника r, мм Динамическая грузоподъемность, Cr, КН

307 35 80 21 2,5 26,2

Проверим условие возможности замены подшипника без демонтажа шпонки: , где t2 - глубина шпоночного паза в ступице полумуфты, выбирается в зависимости от d1 из [5, табл. 7,1, колонка t2, стр. 25] или [8, таблица 6.9, стр. 142].

.

Условие выполняется.

Определяем диаметр участка вала под шестерню:

где r - координата фаски кольца подшипника (табл. 4.3). мм.

Полученный диаметр d4 округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд Ra 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем из стандартного ряда: мм.

Определяем диаметр буртика по формуле:

По таблице [8, табл. 3.8, стр. 57] принимаем размер фаски посадочного диаметра шестерни: мм. мм.

Полученный диаметр dб округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69.

Принимаем: мм.

Рис. 4.3. Ведущий вал

4.4 Определение геометрических параметров ступеней ведомого вала (проектный расчет ведомого вала)

Определяем диаметр участка вала под ведущую звездочку цепной передачи:

где Т2 - крутящий момент на ведомом валу (формула 1.9);

МПА - допускаемые напряжения на кручение.

Полученный диаметр d1 округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд Ra 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем d1 = 36 мм.

Находим диаметр под уплотнение крышки с отверстием: (4.7) где t - высота заплечика, значения t в зависимости от диаметра ступени выбираются по таблице [8, стр. 126. таблица 6.1].

Принимаем высоту заплечика мм. мм.

Принимаем d2 из стандартного ряда для резиновой армированной манжеты [5, табл. П.1, колонка d, стр. 71, 72] или [8, таблица 6.2, стр. 128-129]: мм.

В качестве уплотнения выбираем резиновую армированную манжету: Манжета 1.1-40?60-1 ГОСТ 8752-79.

Определяем диаметр участка вала под подшипник: мм.(4.8)

Принимаем: мм из стандартного ряда для внутреннего кольца подшипника [5, табл. П.3, колонка d, стр. 74-76] или [8, таблица 6.3, стр. 130-132].

В качестве опор ведомого вала, с установленным на нем прямозубым колесом, применяем шариковые радиальные однорядные подшипники. Предварительно, выбираем подшипники легкой серии: Подшипник 309 ГОСТ8338-75. Характеристики подшипника указаны в табл. 4.4.

Таблица 4.4. Характеристики подшипников ведомого вала

ОБОЗНАЧЕНИЕВНУТРЕННИЙ диаметр d, ММНАРУЖНЫЙ Диаметр D, ММШИРИНА B, ММКООРДИНАТА фаски кольца подшипника r, ММДИНАМИЧЕСКАЯ грузоподъемность, Cr, КН

309 45 100 25 2,5 37,8

Проверим условие возможности замены подшипника без демонтажа шпонки: ,(4.9) где t2 - глубина шпоночного паза в ступице полумуфты, выбирается в зависимости от d1 из [5, табл. 7,1, колонка t2, стр. 25] или [8, таблица 6.9, стр. 142].

.

Условие выполняется.

Определяем диаметр участка вала под зубчатое колесо:

где r - координата фаски кольца подшипника (табл. 4.4). мм.

Полученный диаметр d4 округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда: 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95 (ряд Ra 40 ГОСТ 6636-69).

Принимаем из стандартного ряда: мм.

Определяем диаметр буртика по формуле:

По таблице [8, табл. 3.8, стр. 57] принимаем размер фаски посадочного диаметра зубчатого колеса: мм. мм.

Полученный диаметр dб округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69.

Принимаем: мм.

Рис. 4.4. Ведомый вал

5. Конструирование зубчатого колеса цилиндрической передачи

Размеры зубчатого колеса, полученные в проектном расчете: мм - диаметр вершин зубьев;

ммширина колеса;

мм - нормальный модуль.

Определяем толщину обода: Принимаем: мм.

Определяем толщину диска:

Принимаем: мм.

Внутренний диаметр ступицы зубчатого колеса соответствует диаметру участка ведомого вала под зубчатое колесо d4, определенному в п. 4.4: мм.

Определяем наружный диаметр ступицы:

Полученный диаметр округляем в большую сторону до целого числа.

Принимаем: мм.

Определяем длину ступицы: Определяем диаметр центров отверстий в диске колеса:

Определяем диаметры отверстий в диске колеса:

Принимаем: мм.

Радиусы закруглений принимаем R = 6 мм и уклоны - g ? 7o.

Размеры фасок принимаем по таблице [8, стр. 57, таблица 3.8]: - фаска 2,0 х 450 - для внутреннего диаметра ступицы;

- фаска 2,5 х 450 - для наружного диаметра ступицы.

Для внутреннего диаметра ступицы мм из таблицы [8, стр. 21, таблица 2.7] выбираем ширину шпоночного паза мм и глубину шпоночного паза в ступице мм.

Рис. 5.1. Конструкция цилиндрического колеса

6. Конструирование ведущей звездочки

Размеры ведущей звездочки, полученные в проектном расчете: ммширина цепи;

мм - диаметр ролика цепи;

- число зубьев звездочки;

мм - делительный диаметр ведущей звездочки;

мм - радиус впадины зуба;

мм - высота цепи;

р = 31,75 мм - шаг цепи;

De1 = 268,94 мм диаметр окружности выступов ведущей звездочки.

Для изготовления звездочки применяем сталь 45 по ГОСТ 1050-88.

Применяем конструкцию звездочки со сплошным диском.

Размеры обода звездочки: - ширина зуба:

- радиус закругления зуба (наибольший):

- расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

- принимаем радиус закругления (r4 = 1,6 мм при шаге цепи р ? 35 мм, r4 = 2,5 мм при шаге цепи р > 35 мм): мм;

- длина наибольшей хорды, для звездочек без смещения центров дуг впадин:

6.4 Размеры диска звездочки: - толщина:

- диаметр проточки:

Размеры ступицы звездочки: - внутренний диаметр ступицы звездочки соответствует диаметру участка ведомого вала под ведущую звездочку цепной передачи d1, определенному в п. 4.4: мм;

- наружный диаметр ступицы:

принимаем мм;

- длина ступицы:

принимаем длину ступицы мм;

- - размеры фасок принимаем по таблице [8, стр. 57, таблица 3.8]: - фаска 2,0 х 450 - для внутреннего диаметра ступицы;

- фаска 2,5 х 450 - для наружного диаметра ступицы.

Для внутреннего диаметра ступицы мм из таблицы [8, стр. 21, таблица 2.7] выбираем ширину шпоночного паза мм и глубину шпоночного паза в ступице мм.

Рис. 6.1. Конструкция звездочки

7. Конструирование корпусных деталей редуктора

Толщина стенки корпуса:

где aw - межосевое расстояние цилиндрической передачи из п. 3.3.

Принимаем толщину стенки корпуса мм.

Толщина стенки крышки:

Принимаем толщину стенки крышки мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

Толщина нижнего фланца крышки:

Толщина нижнего фланца корпуса:

Принимаем толщину нижнего фланца корпуса мм.

Толщина ребер жесткости:

Принимаем толщину ребер жесткости мм.

Диаметр фундаментных болтов:

Полученный диаметр округляем до стандартного по ГОСТ 7798-70 [5, стр. 76, таблица П4].

Принимаем диаметр фундаментных болтов мм.

Ширина опорной поверхности:

Высота опорной поверхности:

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу:

Полученный диаметр округляем до стандартного по ГОСТ 7798-70 [5, стр. 76, таблица П4].

Принимаем диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу: мм.

Расстояние от края расточки до оси болта, крепящего крышку к корпусу:

Размер е проверяем графически на отсутствие пересечений с отверстиями винтов торцевой крышки при выполнении эскизной компоновки редуктора.

Диаметр болтов, крепящих смотровую крышку:

Принимаем диаметры болтов, крепящих смотровую крышку: мм.

Диаметры бобышек:

где dn - наружный диаметр подшипника ведущего или ведомого вала (п.п. 4.3, 4.4).

Диаметр бобышки для ведущего вала мм.

Диаметр бобышки для ведомого вала мм.

Диаметр штифтов:

Полученный диаметр округляем до стандартного по ГОСТ 3129-70 [5, стр. 79, таблица П9].

Принимаем диаметр штифтов

Длина штифтов:

Полученную длину округляем до стандартной по ГОСТ 3129-70 из ряда: 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70 [5, стр. 79, таблица П9].

Принимаем длину штифтов мм.

Принимаем штифт: 10h10?30 ГОСТ 3129-70.

Ширину нижнего фланца корпуса принимаем в зависимости от диаметра фундаментных болтов d1 по таблице [5, стр. 19, таблица 5.1]: мм.

Ширину верхнего фланца корпуса принимаем в зависимости от диаметра болтов, крепящих крышку к корпусу d2 по таблице [5, стр. 19, таблица 5.1]: мм.

Расстояние от края нижнего фланца корпуса до оси фундаментного болта принимаем по таблице [5, стр. 19, таблица 5.1]: мм.

Расстояние от края верхнего фланца корпуса до оси болта, крепящего крышку к корпусу, принимаем по таблице [5, стр. 19, таблица 5.1]: мм.

1. Детали машин и основы конструирования / под ред. Ерохина М.Н. - Москва: КОЛОСС, 2008. - 462 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа, 2004.

3. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для студентов технических вузов 12-е изд., стер. / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - Москва: Академия, 2009. - 496 с

4. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для вузов. - М.: Высшая школа, 2000.

5. Костин В.Е., Щеглов Н.Д. Курсовое проектирование по деталям машин (расчет и конструирование цилиндрических зубчатых передач): Учеб. пособие / ВОЛГГТУ, Волгоград, 2004.

6. Левицкий В.С. Машиностроительное черчение: Учеб. для втузов - 2-е изд., испр. и доп. - М.: Высш. шк., 1994.

7. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник. - М.: Машиностроение, 1983.

8. Расчет и проектирование механических передач с использованием систем автоматизированного проектирования: учеб. пособие / В. Е. Костин, В. Н. Тышкевич, А. В. Саразов, А. В. Синьков, В. Ф. Белуха; ВПИ (филиал) ВОЛГГТУ. - Волгоград: ИУНЛ ВОЛГГТУ, 2011. - 182 с.

9. Сборник задач по деталям машин: Уч. пособие для учащихся техникумов / М.Я. Романов, В.А. Константинов, Н.А. Покровский. М.: Машиностроение, 1984.

10. Тимофеев, С.И. Детали машин / С.И. Тимофеев. - Ростов-на-Дону: Феникс, 2005. - 416 с.

11. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. 3-е изд., исправл. -М.: Машиностроение, 2004. 560 с, ил.

12. Чернин Н.М. и др. Расчеты деталей машин: Справочное пособие. - Минск: Высшая школа, 1978.

13. Чернавский С.А. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение, 1976.

14. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.

15. ГОСТ 6636-69 «Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры».

Размещено на .ru