Проектирование редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи
Проектирование
редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи
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.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного
конвейера, а также рассчитать цепную передачу, двигатель. Редуктор состоит из
литого стального корпуса, в котором помещены элементы передачи - шестерня,
колесо, подшипники, вал и пр.
Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется с двигателем,
выходной - с конвейером.
1. Кинематический расчет привода
Рис. 1. Кинематическая схема привода: А - вал; В - вал электродвигателя и
1-й вал редуктора; С - 2-й вал редуктора
Исходные данные Dб
= 800 мм; F = 3*103 Н; V=1,5 м/с
Принимаем КПД цепной передачи n=96
Принимаем КПД на трение в опорах 2-х валов n20 = 0,992
Принимаем КПД зубчатой передачи η1 = 0,98
КПД всего двигателя η = η20 + η1 + η2 = 0,92
Требуемая мощность двигателя
p =
где p - мощность, F - тяговая сила, η - КПД привода, V - скорость
p =
Частота вращения вала барабана
np =
где V - скорость м/c, Dб - диаметр барабана
nб = = 36 об/мин
Выбираем электродвигатель
Двигатель: 132М8
Характеристика: p =
5,5 кВт, nc = 750 обмин, S = 4,1 %
Возможные значения передаточного числа [u]:
для редуктора Up = 3÷6
-для цепной передачи Uц=
3÷6
-общее :
u= up * uц = 9÷36
Номинальная частота вращения :
nдв
= 750 - 30,75 =
719,25 об/мин
Угловая скорость:
ωдв = = = 75,28 рад/сек
Общее передаточное отношение :
u =
ωб = = = 3,75 рад/сек
u =
Принимаем передаточное число зубчатой передачи Up = 5, тогда
uц
= = = 4,01
Все параметры кинематического расчета внесем в таб. 1
Таблица 1
Вал А
|
ωдв = 72,92 рад/сек
|
nдв = 719 об/мин
|
Вал В
|
ω = = = =14,6 рад/сек
|
n = = об/мин
|
Вал С
|
ωб = 3,75 рад/сек
|
nб = 36 об/мин
|
Расчет вращающих моментов зубчатой передачи:
Вращающий момент вала шестерни
Т1 = * 103 Н * мм
Вращающий момент вала колеса
Т2 = Т1 * = 67 * 5 = 335 * 103 Н *
мм
2. Расчет зубчатых колес
.1 Выбор материала
Выбираем для шестерни Сталь-45, термическая обработка- улучшенная, HB=230.
Для колеса выбираем Сталь-45, термическая обработка улучшенная, HB=200.
Допускаемое контактное напряжение.
[σн] =
где H lim б предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
H lim б = 2НВ + 70
KHL - коэффициент долговечности
Принимаем KHL = 1
[Sн]- коэффициент безопасности
[Sн]=1,1
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
[σн] = 0,45*(
[σн1]
+ [σн2])
[σн1] = = = 482 мПа
для колеса
[σн2] = = = 428 мПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение :
[σн] = 0,45*(482 + 428) = 410 мПа
Требуемое условие : [σн] ≤ 1,23
[σн2]
,23 * 428 = 526,4 > 410 Данное условие выполняется.
Принимаем = 1,25
Коэффициент ширины венца:
ψba = = 0,4
ψba = 0,25÷0,63
Межосевое расстояние из условия контктной выносливости
Ка = 43 для косозубых передач.
аw = Ka ( n + 1 ) = 43 ( 5 + 1 ) = 220,6 мм
Принимаем ближайший к стандарту по ГОСТ 2185-66
аw = 200 мм
Нормальный модуль зацепления
n
= ( 0,01…0,02 ) аw
n = 2÷4 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=2,5
Определяем суммарное число зубьев
=+
принимаем β = 10°
= = = = 157,6
= = = = 26,33
Принимаем =26, тогда =u*=5*26=130; уточняем значение угла β
= = 0,975
β=ar=12°50
.2 Основные размеры шестерни и колеса
диаметры делительные
1 = * z1
= * 26 = 66,66 мм2 = * z2 = * 130 =
333,34 мм
проверка межосевого
расстояния
= = = 200 мм
диаметры вершин зубьев
a1 = d1 + = 66,66 + 2 * 2,5 = 71,66 мм
da2 = d2 + = 333,34 + 2 * 2,5 = 338,34 мм
ширина колеса
2 = ψba * = 0,4 * 200 = 80 мм
ширина шестерни
1 = b2 + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм
определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру
ψbd = = = 1,275
Окружная скорость
v = м/c
Согласно выбираем степень точности (7)
Коэффициент нагрузки :
KH =
при ψbd = 1,275, твердости, НВ < 350 и несимметричном расположении колес
относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,25 при v = 2,5 м/с и 7-й степени точности для косозубых колес при v ≤ 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом, = 1,31
2.3 Проверка контактных напряжений
σн = * = * = 293.9 MПа
[σн ]=410kh/
Прочностное условие выполнено σн=293,9<[σн ]=410
.4 Расчет сил действующих в зацеплении
окружная сила
радиальная сила
осевая сила
=
= = = 458 H
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
σF = ≤ [σF]
при ψbd = 1,275 и несимметричным расположении
= 1,33
=1,3; =1,33*1,3=1,73
коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от
эквивалентного числа зубьев
для шестерни
v1 = 28
для колеса
v2 = 140
Выбираем для шестерни YF1
= 3,84
-для колеса YF2 = 3,60
[σF] =
для шестерни
[σF1] = = 237 Мпа
для колеса
[σF2] = = 206 Мпа
Находим отношение:
для шестерни
= 62 МПа
для колеса
= 57,5 Мпа
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса
Определяем коэффициенты к формуле:
где - коэффициент торцевого перекрытия
=1,5
Проверяем прочность зуба колеса
σF = ≤ [σF]
σF = 47 МПа < [σF] = 206 МПа
Условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым
напряжением.
.1 Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допущенном напряжении
[] = 25 Мпа
dв1
= = = 23,9 мм
Принимаем dв =25 т.к. вал редуктора соединен
муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметр ротора
двигателя и вала редуктора. Для двигателя 132М8 =28; =32
Принимаем =28
Принимаем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточным диаметром полумуфт по
двигатель =28 и =25
Рис. 2. Конструкция ведущего вала
Примем под подшипники =30мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
3.2 Ведомый вал
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи принимаем [] = 20 Мпа диаметр выходного конца
вала
dв2
= = = 44 мм; принимаем dв2=45мм
Диаметр вала под подшипник принимаем =50, под зубчатым колесом принимаем =55. Диаметры остальных участвков
валов назначают исходя из конструктивных соображений при компановке редуктора
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполним за одно целое с валом, её размеры определены выше:
=66,66мм
=2.5мм
=71,66мм
=85мм
=26
Колесо кованное
=334,34мм
=2,5мм
=338,34мм
=80мм=130; =55
Расчет ведем по формуле
диаметр ступицы колеса
dCT = l,6*dK2 = 1,6*55 = 88
длина ступицы = (1,2÷1,5)*55 = 66÷82,5мм; принимаем =80мм
толщина обода
δо =
(2,5÷4)*mn = (2,5÷4)*2,5 = 6,25÷10мм;
принимаем δо=8
толщина диска С =
0,3* b2 = 0,3 * 80 = 24мм
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора δ = 0,025а + 1 = 0,025 • 200 + 1 = 6 мм,
принимаем δ = 8 мм; δ1 = 0,02а+ 1 = 0,02*200 +1 = 5 мм, принимаем δ1 - 8 мм.
Толщина фланцев пояса и крышки:
верхний пояс корпуса и пояса крышки b = 1,5*δ = 1,5*8 =
12 мм; b1 = l,5*δ1 = =1,5*8 = 12 мм;
нижний пояс корпуса р = 2,35δ = 2,35*8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм
Диаметры болтов:
фундаментных d1 = (0,03…0,036)а + 12 = (0,03÷0,36)*200
+ 12 = 18÷19,2мм
принимаем болты М20
болты, крепящие крышку к корпусу у подшипников d2 = (0,7÷0,75) *d1= (0,7 - 0,75)*20 = 14÷15мм
принимаем болты М16
болты, соединяющие крышку редуктора с корпусом d3 = (0,5÷0,6)*d1 =
(0,5÷0,6)20 = 10÷12мм
принимаем болты М12
Выбираем приводную однорядную роликовую цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Т3 = T2 = 335*103 Н*мм
Передаточное число цепной передачи =4,01
Число зубьев: -ведущей звездочки
z3 = 31 - 2uц = 31 - 2*4,01 = 23
ведомой звездочки
z4 = z3*uц =23 *4,01=92
принимаем =23; =92
тогда фактическое передаточное отношение
uц = = = 4
отклонение , что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки
Кэ = ,
где -влияние межосевого расстояния =1;
-коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров =1;
- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения
цепи, при периодическом регулировании =1,25; - коэффициент смерти =1 при непрерывной смазке; kп -учитывает продолжительность работы в сутки, при
односменной работе kп = 1.
=1,25
Рассчитываем шаг цепи
t ≥ 2,8 *
при частоте вращения
n2
= об/мин
принимаем допускаемое давление [p]=23 мПа, тогда
t ≥ 2,8* ≈26мм
Подбираем цепь ПР-25,4-60,0 ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм;
разрушающую нагрузку Q = 60,0 кН; массу q = 2,6 кг/м; = 179,7 мм2
Скорость цепи
= = = 1,35 м/с
Окружная сила
Ftц = = = =3622,9H
Давление в шарнире
p = = = 25,2 мПа
Допускаемое давление в шарнире
[p]=26,4*[1+0,01(-17)]=26,4*[1+0.01(23-17)]=27,98 мПа
Условие прочности p=25,2<[p]=27,98мПа выполняется.
Определяем число звеньев по формуле
Lt = 2at + 0,5zƩ +
где at
= = 50; zƩ = z3 +
z4= 23+89 =112; = =10,5
=
2 * 50 + 0,5 * 112 + =158,205
Принимаем =158
Уточняем межосевое расстояние
aц= 0,25*t* [Lt - 0,5*zƩ + ]
aц = 0,25*25,4 [158 + 0,5*112 += 1978,53мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения
межосевого расстояния на 0,4%.
,53*0,004=8мм
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
dд3 = = =186,76мм
dд4 = = =721,59мм
Диаметры наружных окружностей звездочек
De3 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) -0,3*15,88 =198мм
De4 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) - 0,3*15,88 =738мм
Силы действующие на цепь:
окружная сила =3622,9Н
центробежная сила
Fv = qv2 = 2,6 * 1,35*1,35 = 4,738Н
сила провисания цепи
= 9,81* * q * aц = 9,81*1,5*2,6*1,258,3 =75,67Н
=1,5 при угле наклона передачи 45
расчетная нагрузка на валы:
Fв
= = 3622,9 + 2*75,67=3774,24Н
Коэффициент запаса прочности цепи
s = = =16,202
[s]=8,5 s>[s]-
условие прочности выполняется
7. Компоновка редуктора
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного
определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для
последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов
при снятой крышке редуктора.
Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим
горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на
расстоянии aw = 200 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня
выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не
выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1
- 1,2δ; при наличии
ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней
стенки корпуса А = 8;
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 35 мм и dп2 = 50 мм
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников
пластичный смазочный материал. Для вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания
пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем
мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 8…12 мм. Измерением
находим расстояния на ведущем валу l1 = 70 мм и
на ведомом l2 = 74 мм.
Примем окончательно l1 = 70; 12 = 74 мм.
Таблица 2
Условное обозначение подшипника
|
d
|
D
|
B
|
Грузоподъемность, кН
|
|
Размеры, мм
|
С
|
Со
|
307 310
|
35 50
|
80 110
|
21 27
|
33,2 65,8
|
18,0 36,0
|
Примечание: Наружный диаметр подшипника D = 72 мм оказался
больше диаметра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм.
|
Глубина гнезда подшипника lг
1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; lг = 1,5*27 = 40,5 мм; примем lг = 40 мм. Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают
примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце А = 14 мм .
Высоту головки болта примем 0,7dб = 0,7 * 14 = 9,8 мм. Устанавливаем
зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину
пальца l примем на 5 мм больше шага г. Таким
образом,l = t + 5 = 25,4 + 5 = 30,4 мм. Измерением устанавливаем
расстояние l3 = 67,5 мм, определяющее положение звездочки
относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l3 = 67 мм
8. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал из предыдущих расчетов имеем:
Ft = 2010 Н, Fr =
748Н и Fa =458 Н; l1 = 70
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx1
= Rx2 = H
Ry1 = * ( ) = * ( ) = * (52360 + 15265,14) = 483 Hy2
= * ( ) = * ( ) = * (52360-15265,14) =265 H
Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала
Проверка: Ry1
+ Ry2 - Fr = 483+ 265- 748= 0
Суммарные реакции :
Pr1 = = =1006 H
Pr2 = = =1039 H
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 307: d = 35 мм; D =80мм; В=21
мм; С=33,2 кН и Со=18,0кН.
Эквивалентная нагрузка
Pэ
= ( X*V*Pr1 + Y*Pa )*Kб*KТ
в которой радиальная нагрузка Pr1 =1006 Н; осевая нагрузка Pа = Fa =458 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности
для приводов ленточных конвейеров Кб = 1 ; Кт = 1
Отношение: = = 0,0254; этой величине соответствует е 0,22
Отношение:
= =0,455 > e; X = 0,56 и Y =1,99
Рэ = (0,56 * 1006 +1,99 * 458 )1474 H
Расчетная долговечность, млн. об
L 3 = 3 =857 млн. об
Расчетная долговечность, ч
Lh = = 99*103 ч.
что больше установленных ГОСТ 16162 - 85
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft = 2010 H; Fr = 748 H и Fa =458 H
Нагрузка на вал от цепной передачи Fв =3774,24 Н
Составляющие этой нагрузки
Fвx = Fвy = Fв * sin γ = 3774,24* sin 450 =2668,39 H
Из первого этапа компоновки l2 = 74 мм и l3 =67,5 мм
Реакции опор:
в плоскости xz
Rx3
= * ( )
* ( ) = -213,2 Н
Rx4
= *
* =4921,12 Н
Проверка: Rx3 + Rx4 - (Ft + Fвх) = -213,2 +4921,12 - (2010+2668)=0
в плоскости yz
Ry3
= = =1082 Н
Ry4 = * = * =3014 Н
Проверка: Ry3
+ - ( = 1082 + 2668 - (748+3014 )=-12
Суммарные реакции:
Pr3 = = =1103 Н
Pr4 = = =5770 Н
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 310 средней серии : d =50 мм; D=110 мм; В =27 мм; С =65,8 кНи Со =36,0 кН.
Отношение: Отношение: = =0,0127;
этой величине соответствует е 0,19
Отношение: = =0,079 < e; X = 1 и Y = 0; соответствует е 0,19
Поэтому
Pэ = Pr4 * V * Kб * Kт = 5770 * 1 * 1,2 * 1 =6924 H
Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность
нагружения.
Расчетная долговечность, млн. об.
L 3 = 3 =857 млн. об
Расчетная долговечность, ч
Lh = = * 103 ч.
здесь n = 143,85 об/мин - частота вращения
ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч
(таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально
допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала
307 имеют ресурс Lh
=264783 ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс Lh =99000 ч.
9. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и
пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности :
= ≤ [σсм]
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм] - 100…120 МПа, при чугунной [σсм] = 50÷70 МПа.
Ведущий вал:= 45 мм; b * h
= 14 *9 мм; t1=5,5 мм;
длина шпонки l =
85 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм; момент на ведущем валу T1
=335 * 103 Н*мм;
см = =59,92
МПа < [σсм]
(материал полумуфт МУВП -
чугун марки СЧ 20).
Ведомый вал:
Из двух шпонок - под зубчатым
колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и
поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под
звездочкой: d = 45 мм; b x h - 14 *9 мм; t1 =5,5 мм; длина шпонки l = 80 мм (при
длине ступицы звездочки 85 мм); момент T3 =335*103 Н*мм;
см = 59,92
МПа < [σсм]
(обычно звездочки изготовляют
из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие σсм < [σсм]
выполнено.
10. Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями
Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора H7/h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под
наружные кольца по H7
11. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в
масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса
примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой
мощности: V = 0,25 * 5,5= 1,4 дм3.
Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σн = 244 МПа и скорости v = 2,5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно
равна 28 * 10-6 м2/с. Принимаем масло индустриальное
И-30А (по ГОСТ 20799-75*). Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным
материалом УТ-1 , периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.
12. Сборка редуктора
ленточный
конвейер редуктор подшипник
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным
чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле до 80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 18*11*70 и напрессовывают зубчатое
колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие
кольца и устанавливают шарико-подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку
корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым
лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических
штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые
камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом
металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные
уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов
отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами. Далее на конец
ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и
закрепляют ее торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят
специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый
маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой
с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами. Собранный
редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе,
устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
Мной был спроектирован одноступенчатый горизонтальный цилиндрический
косозубый редуктор и цепная передача для привода к ленточному конвейеру.
Был выбран и рассчитан индивидуальный привод ленточного конвейера. В
качестве движущей силы бал выбран электродвигатель марки 4А132S8 поскольку он
по своим техническим данным идеально подходит к редуктору, который был мной
рассчитан и спроектирован.
Расчёт допустимого контактного напряжения, и расчёт прочности показал,
что выбранная зубчатая передача выдержит усилие передаваемое во время
вращательного момента.
Расчёт цепной передачи также показал, что условие прочности выполнено.
В редукторе установлены подшипники № 306 на ведущем валу и подшипники №
310 на ведомом валу. Теоретическая проверка долговечности подшипников показала,
что подшипники соответствуют всем необходимым характеристикам моего редуктора.
Согласно моим расчётам вся система в целом получилась надёжной и
долговечной.
Библиографический список
1. Чернавский
С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский. М.:
Машиностроение, 2014.415с.
. Баранов
Г.Л. Расчет зубчатой цилиндрической передачи / Г.Л. 2010/
. Зимковский
В.М. Детали машин, основы конструирования: учебное пособие для
немашиностроительных специальностей вузов / В.М. Зимковский. Екатеринбург: ГОУ
ВПО УГТУ-УПИ 2009. 47 с.