Курсовая. ДолженкоР-209. Курсовая работа упрощенные расчеты привода и проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора пояснительная записка

• Название: Курсовая работа упрощенные расчеты привода и проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора пояснительная записка
• Анкор: Курсовая
• Дата: 14.03.2022
• Размер: 0.52 Mb.
• Имя файла: ДолженкоР-209.docx
• Тип: Курсовая; #395736

Федеральное агентство по рыболовству

Санкт-Петербургский морской рыбопромышленный колледж


ТЕХНИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА
Курсовая работа
УПРОЩЕННЫЕ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО РЕДУКТОРА
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КРТМ.М16.001

Разработал курсант гр. М-209

______________ Е.Д. Жуков

«___» ____________ 2020 г.

Руководитель

_______________ Л.О. Титова

«___» ____________ 2020 г.

Нормоконтроль

_______________

«___» ____________ 2020 г.

Содержание

ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………………………………………….4

1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ ПРИВОДА ……………………………………………5

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ, СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА ……………………………...6

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО

РЕДУКТОРА…………………………………………………………………………………….7

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА С УКАЗАНИЕМ ИХ РАЗМЕРОВ И СТУПЕНЕЙ…10

4.1 Расчет ведущего (быстроходного) вала …………………………………………….10

4.2. Расчет ведомого (тихоходного) вала ……………………………………………….11

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ И ПОСТРОЕНИЕ…...14

ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ

5.1 Быстроходный вал ………………………………………………………………………14

5.2. Тихоходный вал ………………………………………………………………………...17

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДИНАМИЧЕСКУЮ И СТАТИЧЕСКУЮ

ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ……………………………………………………………………..22

7. ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК …………………………………………………………..24

8. ВЫБОР МУФТЫ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ ……………………………………….26

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА




ВВЕДЕНИЕ

Редуктор – это механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора — КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.

Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент, такой редуктор обычно называют демультипликатором, а редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором.

В данной работе мною будут приведены упрощенные расчеты привода, а именно произведен выбор электродвигателя привода, сделан кинематический и силовой расчет привода , расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора, расчет валов редуктора с указанием их размеров и ступеней.

Будет дано определение реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и произведен расчет подшипников качения на динамическую и статическую грузоподъемность. Будет сделан выбор и расчет шпонок и выбор муфты для соединения валов.


1. Выбор электродвигателя привода

Необходимая мощность:



Где P_дв – мощность электродвигателя, кВт;

P₂ – мощность на ведомом валу редуктора, кВт;

 - КПД привода.

КПД определяется по формуле



Где – КПД открытой передачи (в данном случае ременной)

= 0,95;

=0,99; - КПД муфты;

=0,98; - КПД редуктора;

= = 0,98 - КПД в опорах валов, n – число валов, n = 2

1.Определение КПД



2.Необходимая мощность по формуле:



3.Передаточное число привода


Где – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.;

– частота вращения ведомого вала редуктора, об/мин.(по заданию);


(об/мин).



Расчетные значения Рдв = 8,4 кВт и nдв= 340 об/мин позволяет выбрать трехфазный асинхронный электродвигатель типа А02-62-8 с мощностью Pдв = 10

кВт и частотой вращения вала nдв = 725 об/мин согласно ГОСТ 13859-68

2. Кинематический, силовой расчет привода
Вал электродвигателя рассчитывается следующим образом:

725 об/мин;

76 Рад/с;

2.1 Ведущий вал редуктора

Так как шестерня редуктора находится на валу электродвигателя, то принимать надо

725 об/мин;

76 рад/с;

2.2 Ведомый вал редуктора

85 об/мин – по заданию;

Уточняемое передаточное число редуктора



Рад/с

2.3 Момент на валу электродвигателя определяется по формуле

н

н

2.4 Момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле

8,5 0.98 н



3. Расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора
Сначала рассчитывается прямозубая передача одноступенчатого цилиндрического редуктора. Для изготовления шестерни и колеса принимается сталь 40X.

- шестерни твёрдостью 300 НВ1, предел текучести = 650 н/

- колёса твёрдость 260 НВ1, предел текучести = 540
3.1. Определяется допускаемые контактные напряжения.

Предварительно, для стали 40x [9, с. 57 - таблица 12], найдём:

+ 70,

НВ1 = 300,

НВ2 = 250,

Тогда





Принимаю



3.2. Допускаемое напряжение изгиба

Предварительно, для стали 40X, найдём:



НВ1 = 300,

НВ2 = 260,

Тогда





Принимаю

3.3. Определим межосевое расстояние передачи по формуле



3.4. Определим ширину зубчатого венца ко еса и шестерни по формулам





3.5. Определим модуль зубьев по формуле

мм

3.6. Определим число зубьев шестерни и колеса по формуле (55)

- суммарное число зубьев:



- число зубьев шестерни:



- число зубьев колеса:



Принимаем



3.7. Определим основные геометрические размеры передачи по формуле

- делительный диаметр колеса и шестерни:





Принимаем





- диаметр окружностей вершин косела и шестерни:





Принимаем




3.8. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле



принимаем V = 1,4 м/с
3.9 Определяем силы в зацеплении по формулам

– окружная сила:



– осевая сила:






-радиальная сила:


Принимаем

H

H

H
3.10. Определим расчётное контактное напряжение по формуле (62) – Проверочный расчёт



Контактная прочность зубьев обеспечена, т.к.



3.11. Определим напряжение изгиба в основании ножки зуба колес по формуле (63) – проверочный расчет



Прочность зуба на изгиб обеспечена так как, т.к.


4. Расчёт валов редуктора с указанием их размеров и ступеней

4.1. Расчет ведущего вала

Конструктивная схема ведущего вала представлена на рисунке 1.



Рис.1 – Линейные размеры ведущего вала

Упрощенный расчет линейных размеров ведущего вала одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:

4.1.1. Определяем диаметр выступающего конца вала (d₁)



где: M₁ – вращающий момент на валу, н м

– допускаемое касательное напряжение, н/мм²

Для расчета принимаем:

М₁ = 131 н м = 131 х 10³ н мм², = 20 н/мм²

32мм

Согласно ГОСТ 6636- 80 получаемый результат округляем до значения d₁ = 32 мм.

Отметим, что дальнейшие расчеты параметров ведущего вала определяются в зависимости от размеров d₁, которые можно изменить исходя из конструктивных соображений.

4.1.2. Определяем длину выступающего конца вала (l₁)

l₁ = (1,1 1,5)d₁;

l₁ = 1,5d₁ = 1,5 х 32 = 48 мм

Принимаем: l₁ = 48 мм

4.1.3 Определяем значения диаметра (d₂) и длины (l₂) вала, предназначенные для монтажа подшипникового узла.

Значения высоты буртика t, фаски ступицы f, фаски подшипника r определяем из соотношений, приведённых в таблице 1.

Таблица 1. Значения высоты буртика t, фаски ступицы f, фаски подшипника r

d	17…24	25…30	32…40	42…50	52…60	62…70	71…85
t	2	2,2	2,5	2,8	3	3,3	3,5
r	1,6	2	2,5	3	3	3,5	3,5
f	1	1	1,2	1,6	2	2	2,5

d₂ = d₁ + 2t

d₂ = 32 + 2 x 3 = 38 мм - 204подшипник

Исходя из конструктивных соображений и целесообразности выбора подшипников качения одной серии и размеров принимаем d₂ = 40 мм.

l₂ = 1,5d₂;

l₂ = 1,5 х 40 = 60 мм

Принимаем: l₂ = 60 мм.

1. 
   Учитывая, что шестерня выполняется за одно целое с валом, определяем диаметр (d₃) и длину (l₃)
   

d₃= d₂ + 3,2r ;

d₃ = 32 + 3,2 х 3 = 48 мм

Принимаем: d₃ = 48 мм.

Окончательно устанавливаем, что l₃ = d₃ = 48 мм, а ширина шестерни, определенная по формуле, равна l_ст = 72 м

2. 
   Определяем значения диаметра (d₄) и длины (l₄) вала, предназначенные для монтажа подшипникового узла.
   

d₄ = d₂ = 24 мм

l₄ = (0,5 1,5)d₄

l₄ = 1,5 х 40 = 60 мм

Принимаем: l₄ = 60 мм.
4.2. Расчет ведомого вала

Конструктивная схема тихоходного вала представлена на рисунке 2.

Рис.2 – Линейные размеры ведомого вала

Упрощенный расчет линейных размеров тихоходного вала одноступенчатого редуктора осуществляется по аналогии расчета быстроходного вала. Последовательность расчета следующая:
4.2.1.Определяем диаметр выступающего конца вала (d₁) по формуле.

Для расчета принимаем: М₂ = 1091 х 10³ н мм, [r]_к = 20 н/мм^2.

Тогда:

65 мм

Согласно ГОСТ 6636-80 полученный результат округляем до значения d₁ = 65 мм

4.2.2.Остальные параметры ведомого вала определяются по формулам:
l₁ = (1,1 1,5) d₁ = 1,5 x 32 = 48 мм

Принимаем: l₁ = 48 мм

d₂ = d₁ + 2t = 32 + 2 x 3 = 38 мм - 203 подшипник

Принимаем: d₂ = 45 мм, l₁ = 97 мм

l₂ = 57 мм

d₃ = d₂ + 3,2r = 38 + 3,2 x 3 = 48 мм

Принимаем d₃ = 48 мм

4.2.3.Определяем длину ступицы зубчатого колеса по формуле

L_ст = (1,2 1,5)d₃;

l_ст = 1,5 х d₃ = 1,5 x 48 = 72 мм

Принимаем: l_cм = 72 мм

Окончательно устанавливаем:

d₃ = 47 мм

d₄ = d₂ = 38 мм

l₄ = 57 мм

Учитывая опыт проектирования буксовых узлов быстроходных и тихоходных валов одноступенчатых цилиндрических редукторов средней мощности (до 14 кВт) и значение расчетного диаметра d₂= 55 мм, принимаем шариковый радиальный подшипник ГОСТ 831-75.

Принимаем расстояние между точками опор вала равным L_m = 105 мм согласно расчетов и с учетом:

• 
  зазора (8 - 10 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом зубчатого колеса;
  
• 
  зазора (4 - 8 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом подшипника; - расстояния (8 – 12 мм) для установки масло удерживающих колец.
  
• 
  
  

5. Определение реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Основными параметрами, определяющими величины реакций в опорах подшипников и результирующего изгибающего момента сечения вала, являются:

- окружная сила F₁,Н

- радиальная сила, F₁, Н

- осевая сила,  , Н

- вращающий момент, передающийся валу от муфты М_к, который одинаков во всех его сечениях.

Общий алгоритм решения поставленной задачи следующий:

1. 
   Строится расчетная схема и показывается силовая нагрузка валов.
   
2. 
   Определяются реакции в опорах подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
   
3. 
   Производится расчет и построение эпюр изгибающих моментов от вертикальных и горизонтальных сил.
   
4. 
   Определяется наибольшее значение эквивалентного момента по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)
   

5.1 Быстроходный вал

Рассмотрим ведущий вал редуктора, конструктивная и силовая схемы которого показаны на рисунке 4

Расчетные параметры:

Н;

F_r = 2454 Н;

= 2522 Н;

М_к = 110 н м;

F_м = 1704 Н;

d_1W = 80 мм;

L = 324 мм



Рис. 3 – Эпюра расчета ведущего вала

Последовательность решения:

5.1.1. Горизонтальная плоскость действия сил ( рис.3,а)

• 
  определяем реакции сил в опорах подшипников
  

; ;

1519 Н

0; ;

915 Н

Проверка решения:

;

0

0; 0=0

• 
  строим эпюры изгибающих моментов
  

Участок 1

0 Z₁ L/2; 0 < Z₁ < 0,162 м

; при Z₁ = 0; M₁ = 0

0,162 м; 246 н м

Участок 2

0 Z₂ L/2; 0 < Z₂ < 0,162 м

; при Z₂ = 0; M₁ = 0

0,162 м; 148 н м

• 
  определяем дополнительный момент от силы
  

100 н м

5.1.2. Вертикальная плоскость действия сил (рис. 3,б) – определяем реакции сил в опорах подшипников

; = 0;

4076 Н

; = 0;

853 H

Проверка решения: 1704+853-6818+7076=0 0=0

;



1704+853-6818+7076=0; 0=0

• 
  строим эпюры изгибающих моментов
  

Участок 1

0 Z₁ L/2; 0 < Z₁ < 0,162 м

; при Z₁ = 0; M₁ = 0

0,162 м; 660 н м

Участок 2

0 Z₂ L/2; 0 < Z₂ < 0,162 м

; при Z₂ = 0; M₁ = 0

0,162 м; 276 н м

Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении вала, по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)

331 н м


5.2. Тихоходный вал

Рассмотрим ведомый вал редуктора, конструктивная и силовая схемы которого показаны на рис. 4.

Расчетные параметры:

F_t = 6918 Н;

F_r = 2454 Н;

= 2522 Н;

М_к = 110 н м

d_2w = 320 мм;

L = 324 мм ( выбирается из конструктивных соображений).




5.2.1 Горизонтальная плоскость действия сил (рис.4,а)

• 
  определяем реакции сил в опорах подшипников
  

;

0;

1472 Н

;

0;

-18,4 Н




Рис. 4 – Эпюра расчета ведущего вала
Проверка решения:

;




(-514) + 1564 – 2078 = 0; 0 = 0

• 
  строим эпюры изгибающих моментов
  

Участок 1

0 Z₁ L/2; 0 < Z₁ < 0,162 м

; при Z₁ = 0; M₁ = 0

0,162 м 2,9н м

Участок 2

0 Z₂ L/2; 0 < Z₂ < 0,162 м

; при Z₂ = 0; M₁ = 0

0,162 м -400 н м

• 
  определяем дополнительный момент от силы
  

403 н м
5.2.2. Вертикальная плоскость действия сил (Рис. 4,б)

• 
  определяем реакции сил в опорах подшипников
  

;



3409 Н

;



3409 H

Проверка решения:

;



- 3409 + 6818 - 3409 = 0; 0 = 0

• 
  строим эпюры изгибающих моментов
  

Участок 1

0 Z₁ L/2; 0 < Z₁ < 0,162 м

; при Z₁ = 0; M₁ = 0

0,162 м - 552 н м

Участок 2

0 Z₂ L/2; 0 < Z₂ < 0162 м

; при Z₂ = 0; M₁ = 0

0,162 м; -552 н м




5.2.3. Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении вала, по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)

692 н м
6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДИНАМИЧЕСКУЮ И СТАТИЧЕСКУЮ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ

Рассчитаем шариковый радиально-упорный подшипник.

Выполнение расчёта подшипника осуществляется в следующей последовательности:

6.1 Определим радиальную нагрузку, действующую на опоры подшипников, исходя из расчета вала на сложное сопротивление по найденным величинам реакций в опорах





6.2. Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

P =

6.3 Из таблицы 13, по значению диаметра вала =25 мм, для подшипников 305
находим:
C = 7,3 (динамическая грузоподъёмность)
= 4,3 (статическая грузоподъёмность)
Из кинематического и силового расчёта косозубой передачи применяем:
320об/мин (ведущий вал передачи)
= 2522H (осевая нагрузка)
6.4 определим долговечность подшипников (L) в млн. оборотов по формуле (68)


6.5. Определяем долговечность подшипника в часах по формуле (70);


6.6. Определим расчет подшипника на статическую нагрузку по формулам:


где коэффициенты для однорядных подшипников

При расчете подшипник на статическую грузоподъемность должно соблюдаться условие



где

– коэффициент надежности при статическом нагружении при высоких требованиях к легкости вращения



Условие соблюдено



7. Выбор и расчет шпонок

Наибольшее распространение в машиностроении получили призматические шпонки, обладающие повышенной несущей способностью и позволяющие осуществить закрепление на валу зубчатых колес (шкивов, звездоче) с малой длиной ступицы.

Размеры шпонки (ширину в, высоту h, глубину паза вала t₁ и ступицы t₂) выбирают в зависимости от диаметра (d^’) вала по ГОСТ 23360 -78 (таблица 1).

Таблица 1. Параметры призматических шпонок

	Диаметр вала d	Сечение шпонки		Глубина паза
		b	h	вала t1	cтупицы t2
		Размеры, мм
	22 до 30	8	7	4	3,3
	30 до 38	10	8	5	3,3
	38 до 44	12	8	5	3,3
	44 до 50	14	9	5,5	3,8
	50 до 58	16	10	6	4,3
	58 до 65	18	11	7	4,4

Примечание. Длины шпонок l выбирают из ряда: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100…, 500.

Длину шпонки конструктивно принимают на (5 10) мм меньше длины ступицы и согласовывают со стандартом.

Прочность выбранной шпонки проверяют по напряжениям на смятие:

;

где:

M_к – крутящий момент на валу, н м

d - диаметр вала, мм

h - высота шпонки, мм

t₁ –глубина паза вала, мм

l_p = l – в – рабочая длина шпонки, мм

l – длина шпонки, мм

в – ширина шпонки, мм

- допускаемое напряжение на смятие

Напряжение на срез в сечении шпонки определяют из условия прочности:

;

где: = 60 н/мм² – допускаемое напряжение на срез.

Выбор и расчет для соединения зубчатого колеса и тихоходного вала и одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:




7.1. Определяем основные расчетные данные, к которым относятся:

- крутящий момент на тихоходном валу равный М_к = М₂ = н м = 53 х 10³ н мм;

- диаметр тихоходного вала равный d₃ = 30 мм;

- ширина ступицы зубчатого колеса равная l_cт = 120 мм;
7.2. Согласно ГОСТ 23360-78 для диаметра находим параметры шпонки:

- высота шпонки h = 7 мм

- ширина шпонки в = 8 мм

- глубина паза вала t₁ = 4 мм

- длина шпонки l = 50 мм

- рабочая длина шпонки l_р = l – в = 50 – 8 = 42 мм
7.3. Определяем прочность шпонки на смятие по формуле

21 н/мм² < 120 н/мм²

Прочность обеспечена.

7.4. Определяем прочность на срез по формуле (55)

2,5 н/мм² < 60 н/мм²

Прочность обеспечена.
8. Выбор муфты для соединения валов

Для передачи момента на ведущий вал редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты МУВП (ГОСТ 21424-75)

Сила, с которой муфта давит на ведущий вал редуктора, определяется по формуле:



где: F_M – окружная сила, действующая на ведущий вал редуктора, Н

F₁ –окружная сила, Н

Конструкция муфты представлена на рисунке 6.



Рис. 5 – Муфта МУВП
Таблица 2. Основные размеры муфты

d, мм	D, мм	lmax, мм	Допускаемый Крутящий Момент Мк н. м	Допускаемое n, об/мин	Остальные праметры
1	2	3	4	5	6
16, 18 20, 22 25, 28 (30), 32 (35), 36, (38) 40, (42), 45 (48), 50, 55 60, (65), 63 70, (75), 71 80, (85), 90, (95) 100, 110, (120) 125, (130), 140, (150)	90 100 120 140 170 190 220 250 320 400 500	81 101 125 165 225 226 226 288 350 432 515	3, 15 6,3 12,5 250 500 710 1000 2000 4000 8000 16000	6350 5700 4600 3800 3600 3000 2350 2300 1800 1450 1150	dcv 2d b = (1 0,8) d a b – (0,2 0,3)d K a/2 dн (0,5 0,3)d; dn 2dк; D (3 3,5)d; число пальцев х = 6 10

Выбор муфты осуществляем исходя из следующих соображений:

• 
  расчетами установлено, что выступающий конец быстроходного вала редуктора имеет диаметр d₁ = 25 мм
  
• 
  крутящий момент на ведущем валу редуктора равен М₁ = 131 н м
  
• 
  допускаемый крутящий момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле
  

Окончательно принимаем муфту МУВП со следующими параметрами:

d = 40 мм

Д = 170 мм

L = 324 мм

в = d = 44 мм

= в – 0,2d = 22 – 0,2 x 44 = 13 мм

К = = 6,6 мм

Заключение

В данной работе я привел упрощенные расчеты привода, а именно произвел выбор электродвигателя привода, сделал кинематический и силовой расчет привода, расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора, расчет валов редуктора с указанием их размеров и ступеней.

Дал определение реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и произвел расчет подшипников качения на динамическую и статическую грузоподъемность. Сделал выбор и расчет шпонок и выбор муфты для соединения валов.

На основании проведенных расчетов были выполнены следующие чертежи:

• 
  КРТМ.15.02.06.М17.002 – чертеж цилиндрической зубчатой передачи;
  
• 
  КРТМ.15.02.06.М17.003 – чертеж ведомого вала редуктора;
  
• 
  КРТМ.15.02.06.М17.004 – чертеж муфты.
  

Литература

1. Аркуша А.И. Техническая механика. Теоретическая механика и сопротивление

материалов. – М; Высшая школа, 2002.

2. Боков В. Н. и др. Детали машин: Атлас. – М: Машиностроение, 1993.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:

Высшая школа, 2001.

4. Цикович Г. М. и др. Руководство к решению задач по сопротивлению

материалов. – М.: Высшая школа, 2001.

5. Кудрявцев В. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – СПб:

Машиностроение, 1994.

6. Чернавский С.Л. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.:

Машиностроение, 1999.

7. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. –

М.: Высшая школа, 1990.

8. Шейиблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград:

Янтарный сказ, 1999.

9. Шашков Н.А., Шашкова Е.Н. Техническая механика. Упрощённые расчёты привода и проектирования цилиндрического одноступенчатого редуктора.// Руководство к выполнению курсового проекта. – СПб: Изд. СПбМРК,2006. – 138 с.