Криницкий Б.А. курсовой (проверенный). Курсовой проект по деталям машин Студенту Криницкий Б. А. группы Мз19 Тема задания

• Название: Курсовой проект по деталям машин Студенту Криницкий Б. А. группы Мз19 Тема задания
• Дата: 24.10.2022
• Размер: 0.98 Mb.
• Имя файла: Криницкий Б.А. курсовой (проверенный).docx
• Тип: Курсовой проект; #752027

Министерство образования и молодежной политики

Свердловской области



Государственное автономное бюджетное профессиональное образовательное учреждение Свердловской области

«Богдановичский политехникум»
Привод к ленточному конвейеру
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
КП 15.02.12.08.05.05.00 ПЗ

Руководитель	__________________	К.Ю. Кудряшова
Нормоконтролер	__________________	Н.Н. Богомолова
Студент группы Мз-19	__________________	Б.А. Криницкий

2020

Техническое задание

На курсовой проект по деталям машин

Студенту Криницкий Б.А. группы Мз-19

Тема задания Привод к ленточному конвейеру

Вариант 5-5

Стадия проектирования. Задача (ее номер, наименование)	Категория задачи	Процент выполнения
		По задаче	По проекту
ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ 1.1 Разработка кинематической схемы машинного агрегата Выбор двигателя. Кинематический расчет привода	рг р	2 6	2 8
2 ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ 2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений 2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора 2.3 Расчет ременной передачи 2.4 Расчет нагрузки валов редуктора 2.5 Разработка чертежей (валов редуктора, подбор подшипников и зубчатого колеса) 2.6 Расчетная схема валов редуктора 2.7 Проверочный расчет подшипников 2,8 Проверочный расчет шпоночных соединений 2,9 Смазка редуктора 2,10 Сборка редуктора	р р р рг рг рг р р р р	3 10 6 5 8 6 7 5 3 3	11 21 27 32 40 46 53 58 61 64
ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ 3.1 Разработка чертежа общего вида привода.	рг	18	82
4 РАБОЧАЯ ДОКУМЕНТАЦИЯ 4.1 Разработка рабочей документации проекта (рабочие чертежи, спецификации, пояснительная записка)	г	18	100

Дата выдачи задания 23 октября 2020 г.

Руководитель проекта Кудряшова К.Ю.
СОДЕРЖАНИЕ

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ	4
1.1 Разработка кинематической схемы машинного агрегата
1.2 Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2 ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ
2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора
2.3 Расчет ременной передачи
2.4 Расчет нагрузки валов редуктора
2.5 Разработка чертежей (валов редуктора, подбор подшипников и зубчатого колеса)
2.6 Расчетная схема ведомого вала редуктора
2.7 Проверочный расчет подшипников
2.8 Проверочный расчет шпоночных соединений
2.9 Смазка редуктора
2.10 Сборка редуктора
БИБЛИОГРАФИЯ

1 ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ

1. 
   Разработка кинематической схемы машинного агрегата
   

Кинематическая схема ленточного конвейера представлена на рисунке 1.1, исходные данные в таблице 1.1.



1-двигатель; 2-клиноременная передача; 3-цилиндрический редуктор;

4-упругая муфта; 5-барабан; 6-ленты конвейера; I, II, III, IV-валы, соответственно,-двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора рабочей машины.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема ленточного конвейера.
Этот механизм приводит в действие ленточный конвейер. Работает от электродвигателя. Электродвигатель через клиноременную передачу передает крутящий момент на быстроходный вал шестерню редуктора. Затем через цилиндрическую прямозубую передачу крутящий момент передается на тихоходный вал редуктора. После чего крутящий момент увеличивается. Затем через муфту крутящий момент передается на ведущий вал ленточного конвейера, на котором установлен ведущий барабан 5.
Таблица 1.1 - Исходные данные

Исходные данные	Значение
Тяговая сила ленты F, кН	2,2 кН
Скорость ленты ν, м/с	1,1 м/с
Диаметр барабана D, мм	250 мм
Допускаемое отклонение скорости δ, %	6 %
Срок службы привода L, лет	6 лет

1.2 Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
Определяем требуемую мощность рабочей машины Р_рм, кВт:



где, – тяговая сила, кН;

– линейная скорость, м/с.

2,2 ∙1,1=2,42кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

,

где, - К.П.Д. закрытой передачи;

- К.П.Д. открытой передачи;

- К.П.Д. муфты;

- К.П.Д. подшипников качения;

- К.П.Д. подшипников скольжения.

0,97 ∙ 0,97 ∙ 0,98 ∙ 0,99 ∙ 0,99 ∙0,98 = 0,886

Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт:

,

где, Р_рм – требуемая мощность;

– К.П.Д.

= 2,73кВт

Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт:



3,0кВт

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины :



где, – скорость конвейера, ;

D- диаметр барабана, м.

= 84,08 об/мин

Выбираем тип двигателя:

4АМ112МА6У3

955 об/мин

Определяем передаточное число привода:

= 11,36

где, – частота вращения двигателя;

– частота вращения приводного вала рабочей машины.

Производим разбивку передаточного числа привода , принимая передаточное число редуктора постоянным

= = 2,84

Фактическая частота вращения приводной звёздочки рабочей машины:

= = 84,07 об/мин

Таблица 1.2 - Силовые и кинематические параметры привода

4АМ112МА6У3 ; nном= 955 об/мин, Рном= 3,0 кВт
Пара- метр	Передача			Параметры		Вал
	зак-рытая	откры-тая	двига-тель			редуктор		Приводной рабочей машины
						быстро-ходный	тихоход-ный
Передаточ- ное число u	4	2,84	Расчетная мощность P, кВт		2,73		2,62	2,52	2,42
			Угловая скорость ω, 1/с		99,96		35,20	8,80	8,80
К. П. Д. η	0,97	0,97	Частота вращения n, об/мин		955		336,27	84,07	84,07
			Вращающий момент T, Н∙м		27,34		74,54	286,34	275,00

2 ЭСКИЗНЫЙ ПРОЕКТ

2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Определяем материал зубчатых передач:

Шестерня 40Х

Колесо 40Х

Определяем термообработку для материала:

Шестерня – улучшение

Колесо – улучшение

Определяем интервал твердости зубьев:

Шестерня 250 HB

Колесо 230 HB

Определяем среднюю твердость зубьев:

HB

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

σ_в =900 – предел прочности

σ_-1 = 410 – предел выносливости

σ_т = 750 – предел текучести

Определяем предельные значения размеров заготовок:

D_пред (шестерня) = 125 мм

S_пред (колесо) = 80 мм

Определяем коэффициент долговечности для зубьев по формулам:

Шестерни

Колеса

где N_HO – число циклов перемены напряжений

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы



где ω – угловая скорость соответствующего вала

L_h – срок службы привода

ч









Принимаем:



Определяем допускаемое контактное напряжение:

Н/мм²

Н/мм²

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев:

Н/мм²

Н/мм²

Определяем коэффициент долговечности для зубьев:





Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Н/мм²

Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Н/мм²

Н/мм²

Таблица 2.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1	σв	σ-1	[σ]H	[σ]F
		Sпред		HB2	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	Улучшение	250	900	410	517	258
Колесо	40Х	80	Улучшение	230	900	410	481	237

Продолжайте считать дальше, пользуясь числами из табл. 1.2

Удачи До этой строчки проверила Кира Юрьевна .

2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

Определяем главный параметр – межосевое расстояние :

a_w =49.5 (4 + 1) 1 =157,41 мм

где, -вспомогательный коэффициент ;

-Коэффициент ширины венца колеса ;

- передаточное число редуктора 4;

- вращающий момент на тихоходном валу ;

- Допускаемое контактное напряжение ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба .

157,41 мм

Принимаем из стандартного ряда: a_w = 160 мм.



где, - межосевое расстояние
2,4

Принимаем: m= 2,5 мм

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:



= 128

Принимаем: z_∑= 128

Определяем число зубьев шестерни:

= = 25,6
Принимаем: z₁= 26

Определяем число зубьев колеса:

128 – 26 = 102

Определяем фактическое передаточное число :



= 3,92

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного :



100% = -0.02

Определяем фактическое межосевое расстояние:

=160 мм

Таблица 2.2 - Фактические основные геометрические параметры передачи, .

Параметр		Шестерня	Колесо
		прямозубые
Диаметр	Делительный	= 2,5 26 = 65	= 2,5 ∙ 102 = 255
	Вершин зубьев	=65 + 2 2,5= 70	=255 + 2 ∙ 2,5 = 260
	Впадин зубьев	= 65 – 2,4 2,5 = 59	=255 – 2,4 ∙ 2,5 = 249
Ширина венца		= 48 + 2 = 50	= 0,3 160 =48

Проверочный расчет.
Проверим межосевое расстояние:

(255 + 65)/2=160
2.3 Расчёт ременной передачи
Расчет клиноременной передачи.

Проектный расчет:

По номограмме (рисунок 5.2…5.4) в зависимости от мощности, передаваемой шкивом и его частоты вращения, выбираем ремень нормального сечения).

По таблице 5.4 определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива :



Расчетный диаметр , в целях повышения срока службы берем на порядок выше :


Определяем диаметр ведомого шкива :

d₂ = 100 ∙ 2.84 (1 – 0.01) = 281.16

где, – передаточное число клиноременной передачи u = 2.84;

– коэффициент скольжения; принимаем .

Принимаем: .d₂ = 280мм

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного :


= 2,83

∙ 100 ≤ 6%

0.4 ≤ 6%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, :

= 0.55 ∙ (100 + 280) + 8 = 217 мм

где, – высота сечения клинового ремня .
217
Определяем расчетную длину ремня l, :



_I= 2∙217 + ∙(280+100) + =1031,11 мм

I=1031,11 мм

По таблице К31 принимаем I=1250 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:



∙ =313,64

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:

=180° - 57° ∙ = 147,29°

147,29°

Определяем скорость ремня , :



= = 5,00 м/c

где, – частота вращения ведущего шкива, 955 .

где, - диаметр ведущего шкива, d₁= 100 мм

_где, - допускаемая скорость, ;

5,00 м/c

Определяем частоту пробегов ремня U,



U= = 4 ≤
где, - допускаемая частота пробегов .

где, - стандартная длина ремня, I=1.25
4 c ^-1
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём ,кВт:



где, - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем  ;

С_р = 1 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

С_α = 0,89 – коэффициент угла обхвата;

С_l = 0,89 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

С_z = 0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи.

0.95 ∙ 1 ∙ 0.89 ∙ 0.89 ∙ 0.9 = 0.68 кВт

Определяем количество клиновых ремней :



= 4

Принимаем: 4

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня :

= = 116,03 Н

где,С – поправочные коэффициенты,

Определяем окружную силу передаваемую комплектом ремней :

= = 546 Н

Определяем силу натяжения ведущей и ведомой ветвей, :

= 116,03 + =184,28 Н

= Н

Определяем силу давления ремней на вал :

= 2 ∙ 116,03 ∙ 4 ∙ sin = 1113.35 H

Проверочный расчет.

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви :



где, - напряжение растяжения ;

= =2,28 H/мм²
_{А=81 мм2}

- напряжение изгиба ;

= 80 ∙ = 6.4H/мм²

где, = 80 _-модуль упругости;

– высота сечения клинового ремня

. _{для сечения А}

– напряжение от центробежных сил, Н/ :

= 1250 ∙ 5² ∙ 10^-6 = 0.03125H/мм²

_где, - плотность материала ремня

– допускаемое напряжение растяжения :

 2,28+6,4+0.03125=8.71125≤10 H/мм²

Таблица 2.3 – Параметры клиноремённой передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня,U;	4
Сечение ремня		Диаметр ведущего шкива, мм	100
Количество ремней, z	4	Диаметр ведомого шкива , мм	280
Межосевое расстояние а, мм	313,64	Максимальное напряжение Н/	8,71
Длина ремня l, мм	1250	Предварительное натяжение ремня Н	116,03
Угол обхвата ведущего шкива , град	147,29	Сила давления ремня на вал , Н	1113,35

2.4. Расчет нагрузки валов редуктора
Таблица 2.4 - Силы в зацеплении закрытой передачи.

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая прямозубая	Окружная	2246	= 2246
Цилиндрическая прямозубая	Радиальная	826

Таблица 2.5 - Консольные силы.

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы, Н.
Клиноременная	Радиальная	= 2 ∙ 116,03 ∙ 4 ∙ sin = 1113.35 H
Муфта	Радиальная	2114

2.5 Разработка чертежей (валов редуктора, подбор подшипников и зубчатого колеса)
Выбор материала вала:

Сталь 40Х, у которого σ_в = 900 Н/мм², σ_т=750 Н/мм², σ_-1=410 Н/мм²

Выбор допускаемых напряжений на кручение:

Вал тихоходный [τ_к] = 20 Н/мм²

Вал быстроходный [τ_к] = 10 Н/мм²
Таблица 2.6 - Разработка чертежа общего вида редуктора, мм

Ступень вала и её размеры d; l.		Вал шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я ступень под ведомый шкив		d1= = 33,403 мм Принимаем: 35 мм	d1= = = 41,522 мм Принимаем: 42 мм
		под шкив 1,5 ∙ 35 = 54 мм Принимаем: 53 мм	под муфту 1,5 ∙ 42 =63 мм Принимаем: 63 мм
2-я ступень под уплотнение крышки с отвер- стием и подшип- ник		d1+ 2 ∙ t = 35 + 2 ∙ 2.5 = 40 мм Принимаем: 40 мм	d1+ 2 ∙ t = 42 + 2 ∙ 2.8 =47.6 мм Принимаем: 50 мм
		1.5 ∙ 40 = 60 мм Принимаем: 60 мм	1.25 ∙ 50 = 62.5 мм Принимаем: 63 мм
3-я ступень под шестерню колеса		40 + 3.2 ∙ 2.5 = 48 мм Принимаем: 45 мм	50 + 3.2 ∙ 2.8=58.96мм Принимаем: 60 мм
		 =1.2 ∙ 45 +14 =68 мм	= 1.2 ∙ 60 – 2 = 70 мм
4-я Под подшипник		Принимаем: 40 мм	Принимаем: 50 мм
		18+2= 20 мм Принимаем: 20 мм	20+2=22 мм Принимаем: 22 мм

Рисунок 2.1 – Схема тихоходного вала (когда в Компасе сделаете свой чертеж вала, то сюда вставите картинку своего вала, а не эту)

Рисунок 2.2 – Схема быстроходного вала (когда в Компасе сделаете свой чертеж вала, то сюда вставите картинку своего вала, а не эту)

Подбор подшипников

В соответствии с таблицей 7.2, стр.115

Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (таблица К27, стр.432) по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d₂ вала под подшипники

Ведущий вал

Подшипник 208

Внутренний диаметр d=40 мм

Наружный диаметр D= 80 мм

Ширина B= 18 мм

Базовая грузоподъемность С_r= 32.0 мм

Статическая грузоподъемность С_or= 17.8 мм

Ведомый вал

Подшипник 210

Внутренний диаметр d= 50 мм

Наружный диаметр D= 90 мм

Ширина B = 20 мм

Базовая грузоподъемность С_r = 35.1 мм

Статическая грузоподъемность С_or = 19.8 мм
Конструктивные особенности зубчатого колеса

Способ получения заготовки – ковка.

Обод:

Толщина 2.2 ∙ 2.5 + 0.05 ∙ 48 = 7,9 мм

Ширина _{b2 = 48 мм}

Ступица:

Внутренний диаметр d=d_3вала=60мм

Наружный диаметр ,d_cm=1.55∙d_3вала= 1,55 ∙ 60 =93мм

l_cm = (1.2) d_3вала =1.2 ∙ 60 = 72мм

Принимаем l_cm = 72 мм.

Диск:

Толщина С = ≥ 0,25 ∙b₂ = ≥ 0.25 ∙ 48 = ≥ 12 мм

Принимаем _{С= 12 мм.}.

Радиусы закруглений для поковок .

Все фаски 2х45⁰

Рисунок 2.3 Схема зубчатого колеса


2.6 Расчетная схема ведомого вала редуктора
Дано: F_t2= 2246H

F_r2=826 H

F_m= 2114H

Из чертежа компоновки редуктора находим (размеры ставим в метрах)

l₁=0,053м

l₂=0,053м

l₃=0,107м

Вертикальная плоскость:

Так как силы в зацеплении расположены симметрично относительно опор
R_Аy=R_Вy=F_r2/2=826/2=413H

М₁ = -R_Аy·l₂=Н·м=431·0,053=23Н
Горизонтальная плоскость:





=3257Н



3125 Н

Изгибающий момент под опорой А

M₂=-F_M·l₃=-2114· 0,107 =-226H

Изгибающий момент под колесом

M₃=-R_Bx·l₁=-3257 · 0,053=-173H

Строим эпюры крутящих моментов: рисунок 2.4

Определяем суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Под опорой А

М_А= M₂=- 226H

Под колесом


Н·м

Вывод: опасное сечение будет под опорой А (т.к. там изгибающий момент больше)
Расчетную схему сделайте в Компасе и вместо формул поставьте свои цифровые значения

Сохраните фрагмент как картинку и этот рисунок замените своим

Рисунок 2.4 - Эпюры нагружения тихоходного вала редуктора

2.7 Проверочный расчет подшипников

Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , с базовой по условию:



Согласно таблице 7.2 принимаем предварительно для ведомого вала шариковый подшипник типа 208 .(ставить свой № подшипника)

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для зубчатых редукторов 10 000 часов.

Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле:



где - эквивалентная динамическая нагрузка, Н

m - показатель степени, для шариковых подшипников m=3

- коэффициент надежности, =1

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника, =0,7

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника
Re=X*V*Rr*Kσ*Kt (таблица 9.1

Коэффициент радиальной нагрузки X=0,56 (таблица 9.1

V=1

Kσ =1,2

Rr= H (Данные взять с расчета эпьюры (Ra или Rb что больше)

Kt=1

По таблице К27 выбираем статическую и динамическую грузоподъемность

Динамическая грузоподъёмность Н

Re=0,56*1*4338*1,2*1=2915Н


Н

Удовлетворяет условию

Подшипник пригоден

2.8 Проверочный расчет шпонок
Условие прочности шпоночного соединения.



где T – вращающийся момент, передаваемый шпонкой, Нм

d- диаметр вала

ι_p- расчетная длина шпонки, ι_p=ι-b

b – ширина шпонки

h- высота шпонки

t₁-глубина шпоночного паза вала

[σ]_см – допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При стальной ступице и спокойной нагрузке [σ]_см = 110…190 Н/мм²

Быстроходный вал редуктора

Принимаем призматическую шпонку 10x8x45 Ставим свою и свои данные



Тихоходный вал редуктора

Под колесом принимаем шпонку 20x12x65



Под муфтой шпонка 14х9х70


2.9 Смазка редуктора.
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом окунанием.

Сорт масла определяем по табл. 10.29 [2] Индустриальное масло И-Г-А-46 ГОСТ 17479.4-87.

Объем масляной ванны определяется из расчета 0,8л масла на 1кВт передаваемой мощности.

Уровень масла контролируют с помощью жезлового маслоуказателя.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло налитое в корпус периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой М20.

Для подшипников принимаем пластичную смазку солидол жировой ГОСТ1033-79.
2.10 Сборка редуктора.
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 шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ^оС; и сквозную крышку, с установленной в ней манжетой

в ведомый вал закладывают шпонку и напрес­совывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем наде­вают распорную втулку, и уста­навливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле. Затем сквозную крышку, с установленной в ней манжетой

Собранные валы укладывают в основание корпуса редук­тора Затем в корпус вставляют регулировочные кольца и глухие крышки. 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.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)

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 винтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло­виями.

БИБЛИОГРАФИЯ

1. 
   Механика. Раздел 4. «Детали машин и основы конструирования», методические указания по выполнению курсового проекта. УИГПС, Екатеринбург, 2008
   
2. 
   Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. – Калининград: Янтарный сказ, 1999. – 454с.
   
3. 
   Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х томах – 8 изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой.- М: Машиностроение, 2001.