Тех мех. Курсовая 2 (2). Пояснительная записка выполнил В. С. Каснов Руководитель Л. М. Масько

Название	Пояснительная записка выполнил В. С. Каснов Руководитель Л. М. Масько
Анкор	Тех мех
Дата	19.10.2021
Размер	0.85 Mb.
Формат файла
Имя файла	Курсовая 2 (2).docx
Тип	Техническое задание #251029

Управление образования

Витебского областного исполнительного комитета

Учреждение образования

<<Витебский государственный технический колледж>>

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Выполнил_______________________В.С. Каснов

Руководитель___________________Л.М. Масько

2021

Техническое задание

Разработать зубчатый одноступенчатый цилиндрический редуктор для механического привода автоматической линии по кинематической схеме:

1 – электродвигатель; 2 – ременная передача; 3 – редуктор;

4 – муфта упругая втулочно-пальцевая; 5 – ленточный транспортёр;

I – вал электродвигателя; II – ведущий вал редуктора; III – ведомый вал редуктора.

Исходные данные

Мощность на ведомом валу редуктора Р₃ = 3,75 кВт

Частота вращения ведомого вала n_рм = 140 об/мин

Содержание

Введение 6

1. Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 6

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи 9

3. Расчёт ременной передачи 15

4. Ориентировочный расчет валов редуктора 18

5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора 18

6. Конструктивное оформление корпуса и крышки 19

7. Подбор подшипников 20

8. Уточненный расчет ведомого вала редуктора 23

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 29

10. Выбор посадок для зубчатых колёс, подшипников и полумуфты 30

11. Выбор смазки для соединений и подшипников 31

12. Описание сборки редуктора 32

Список литературы 33

Введение

Привод - это совокупность устройств, включающая двигатель, редуктор, устройства защиты от перегрузок и предназначенная для передачи усилия тяговому органу рабочей машины. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движении).

Привод конвейера состоит из сварной рамы, жестко прикрепленной к фундаменту, на которой установлен электродвигатель, связанный через плоскоременную передачу с цилиндрическим одноступенчатым редуктором. На выходном валу редуктора устанавливается муфта, соединяющая этот вал с приводным валом автоматической линии.

Регулирование натяжения ременной передачи производится с помощью перемещения электродвигателя, на валу которого устанавливают ведущий шкив ременной передачи.

Контролируют натяжение ремня по его прогибу под действием силы.

1. Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

η₃= η₁ ∙ η₂ ∙ η²₃ ∙ η₄

Значения КПД определяем по табл.2.2 [1]:

η₁ - КПД ременной передачи; η₁= 0,95

η₂- КПД цилиндрической передачи редуктора; η₂ = 0,97

η₃- КПД пары подшипников качения; η₃= 0,99²

η₄- КПД η₄ = 0,99

- количество пар подшипников т = 2

η_общ =0,95∙0,97∙0,99²∙0,99=0,89

Требуемая мощность электродвигателя

Р₁=Р₃/η_общ, кВт

Р₁=3,75/0,89= 4,21кВт

Принимаем по каталогу [1,с.328 приложение П3] электродвигатель 4А112МВ6, P_дв = 4, n_дв=1000 об/мин.

=0,051

n_ном=n_дв*(1-S)=1000*(1-0,051)=949мин^-1

1.2 Определение передаточного отношения привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

где n - асинхронная частота вращения двигателя, об/мин

n_р.м.– число оборотов вала рабочей машины

Передаточное отношение привода можно определить как

Принимаем для цилиндрической передачи редуктора u_ред=2,5,

тогда передаточное число ременной передачи

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Расчет оборотов на отдельных элементах привода.

n₁ = n_ном.=949 мин^-1

n₂ = мин^-1

n₃= мин^-1

Частота вращения

с^-1

с^-1

Расчет мощностей на отдельных элементах привода

Р₁=Р_дв= 4 кВт

Р₂=Р₁∙ η₁∙η₃=4∙0,95∙0,99 = 3,76 кВт

Р₃=Р₂∙η₂∙η₃=3,76∙0,97∙0,99 = 3,57 кВт

Расчет моментов на отдельных элементах привода

Н∙м

Полученные данные заносим в таблицу 1.1

Таблица1.1 Силовые и кинематические параметры привода

№ вала	P, кВт	T, Н м	ω, рад/с	n, об/мин
1	4			949
2	3,76	102,64		350
3	3,57	243		140

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни и колеса – Сталь 45; термообработка для шестерни – улучшение, для колеса – нормализация. Из табл. 2.1 [2] выписываем свойства сталей.

Табл.2.1 Механические свойства выбранных сталей

Марка стали	Термическая обработка	Твердость по Бринелю, НВ
45	нормализация	230
45	улучшение	200

Допускаемые контактные напряжения

,

где S_Hj – коэффициент безопасности, по стр. 13 [2] S_H1 = S_H2= 1,1

σ_Hlimbj – базовый предел контактной выносливости

σ_Hlimb1=2HB_ср1 + 70

σ_Hlimb2=2HB_ср2 + 70

σ_Hlimb2=2∙200 + 70 = 470 МПа

Так как редуктор рассчитан на длительный срок службы, то коэффициенты долговечности

К_НL1 = К_НL2 = 1

Определяем допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения передачи

σ_HР=0,45(σ_HР1+σ_HР2) = 0,45 ∙ (482 + 427) = 409 МПа

σ_HР=1,23∙σ_HРmin = 1,23∙ 427 = 525 МПа

Выбираем наименьшее из полученных значений σ_HР= 409 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

где: σ_Flimbj – базовый предел изгибной выносливости

σ_Flimbj=1,8HB_срj

σ_Flimb1=1,8∙230 = 414 МПа

σ_Flimb2=1,8∙200 = 360 МПа

S_Fj – коэффициент безопасности, по стр. 15 [2] S_F1 = S_F2= 1,75

Коэффициенты долговечности

К_FL1 = К_FL2 = 1

К_FCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

К_FC1 = К_FC1 = 0,7

2.2 Расчет параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние

где К_а=43 для косозубых передач,

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. По табл.3.1 [1] К_Нβ=1,25

Примем коэффициент ширины зубчатого венца для косозубой передачи

ψ_a= 0,48. Тогда

мм

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего стандартного значения а_w= 95 мм

Модуль зацепления

,

где К_т – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_т = 5,8

d₂ – делительный диаметр колеса

мм

b₂ – ширина венца колеса

b₂ = ψ_аа_w=0,48∙95=45,6 мм

мм,

принимаем стандартное значение модуля т=2,5 мм

Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение

округлим до ближайшего целого числа z_Σ=126 и определим действительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

принимаем z₁=36

Z₂ = (Z₁ + Z₂) – Z₁ = 126-36= 90

Фактическое передаточное число

Отклонение передаточного числа

Фактическое межосевое расстояние

мм

Делительные и внешние диаметры колес:

d_a1 = d₁ + 2m = 90,45+2∙2,5 = 95,45 мм

d_f1 = d₁ – 2,5m = 90,45-2,5∙2,5 = 85,45 мм

d_a2 = d₂ + 2m =226,13+2∙2,5 = 231,13 мм

d_f2 = d₂ – 2,5m = 226,13-2,5∙2,5 = 221,13 мм

2.3 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении

Радиальная сила.

Осевая сила.

2.4 Проверочный расчет по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

2.4.1 Проверяем межосевое расстояние

2.4.2 Проверяем контактные напряжения

K – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Для косозубых колес определяется по графику, рис.4.2 [1] в зависимости от окружной скорости колес

K_Hα = 1,08

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки

K_Hv =1,04 (табл.4.3 [1])

K_Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки (колеса прирабатываются, в середине между опорами); K_Hβ =1 – определен ранее

Таким образом

2.4.3 Проверяем напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Для косозубых колес определяется в зависимости от степени точности K_Fα = 1 стр.66 [1]

K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К_Fβ=1.

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки

K_Fv =1,11 (табл.4.3 [1])

Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Y_F1=3,88 (по табл. 4.4, [1])

Y_F2=3,6 (по табл. 4.4, [1])

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

3. Расчет ременной передачи

3.1 Минимальный диаметр меньшего шкива определяем по формуле Саверина

,

где: K_d = (52 … 64) ([3], стр.202)

, принимаем d₁ = 200 мм
3.2 Диаметр ведомого шкива

d₂ = d₁ u_рп = 2002,5 = 500 мм, принимаем стандартное значение d₂ =500 мм

3.3 Фактическое передаточное число

3.4 Скорость ремня

3.5 Межосевое расстояние

3.6 Расчетная длина ремня

3.7 Угол обхвата малого шкива

По полученной скорости ремня принимаем резинотканевый ремень, а толщину его вычисляем по формуле

, где

отношение d_min/σ = 50 (табл.7.1 [3])

мм, принимаем δ = 4 мм

По табл.7.3 [3] выбираем ремень с 4 прокладками без прослоек (тип Б-820)

3.8 Допускаемое полезное напряжение

[k]= k₀С_θ С_α С_V С_P

k₀ – начальное напряжение, k₀ = 2,25 МПа

С_θ – коэффициент, учитывающий расположение передачи, для горизонтальных С_θ = 1

C_ - коэффициент угла обхвата, C_ = 0,96

C_V – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы, C_V = 1

C_P - коэффициент режима работы, для конвейера, C_P = 1

[k] = 2,25∙1∙0,96∙1∙1 = 2,16 МПа

3.9 Окружная сила, передаваемая ремнем

3.10 Ширина ремня

мм

принимаем ширину ремня b = 50 мм, ширину шкива В = 63 мм

3.11 Предварительное натяжение ремня

3.12 Сила, действующая на валы

4. Ориентировочный расчет валов редуктора

4.1 Проектный расчет быстроходного (ведущего) вала

Ведущий вал

Диаметр входного вала редуктора

,

принимаем диаметр вала d₁=35 мм,

Принимаем диаметр под уплотнения ведущего вала d_1у=40 мм,

диаметр под подшипники ведущего вала d_1п=40 мм.

4.2 Проектный расчет тихоходного (ведомого) вала

Диаметр выходного участка вала редуктора

Принимаем d₂= 45 мм,

под подшипники d_2п=50 мм

под ступицу зубчатого колеса d_к=60 мм

5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора

Диаметр ступицы

d_ст = 1,55d = 1,55∙60 = 93 мм

Толщина обода

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,2∙2,5 +0,05∙60 = 8,5 мм, принимаем S = 9 мм

Толщина диска

С = 0,5(S+δ_ст) ≥ 0,25b₂=0,25∙45 = 11,25 мм

С = 0,5∙(9+16,5) = 12,75 мм, принимаем С = 13 мм.

6. Конструктивное оформление корпуса и крышки

Толщину стенки корпуса δ и крышки δ₁редуктора принимаем одинаковой

мм, принимаем δ=δ₁=8 мм

Размеры болтов выбираем по табл. 10.17 [1]

крепления основания корпуса к фундаменту d₁ = M16

крепления крышки к корпусу у подшипниковых узлов d₂ = M12

крепления крышки к корпусу в других местах d₃ = M12

крепление крышки смотрового люка d₄ = M6

Крышки подшипников выполняем врезного типа, без болтового крепления.

Опорная поверхность фундаментного фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных платиков. Ширина опорной поверхности b₁=2,4 d₁+δ = 2,4∙16+8 = 46,4 мм, принимаем b₁=50мм.

Наружный диаметр подшипниковой бобышки тихоходного вала

D_T2=1,25D+10=1,25∙130+10=172,5мм, принимаем D_T2=175мм

Наружный диаметр подшипниковой бобышки быстроходного вала

D_б2=1,25D+10=1,25∙100+10=135 мм.

Фиксирование корпуса относительно крышки осуществляется штифтами с диаметром

мм.

7. Подбор подшипников

7.1 Быстроходный вал

По определённому ранее диаметру вала принимаем шарикоподшипники шариковые однорядные легкой серии типоразмера 208 ГОСТ 8338-75:

d=40 мм; D=80 мм; B=18 мм; C=32 кH; C₀ =17,8 кH, r = 2 мм.

7.2 Тихоходный вал

Принимаем шарикоподшипники шариковые однорядные легкой серии типоразмера 210 ГОСТ 8338-75:

d=50 мм; D=90 мм; B=20 мм; C=35,1 кH; C₀ =19,8 кH, r = 2 мм.

7.3 Проверка подшипников тихоходного вала

Сила, действующая на вал от муфты F_м = 125

Н

Определяем опорные реакции

В горизонтальной плоскости

ΣM_D= 0: F_м∙84 + R_СX ∙107 – F_t2∙53,5 = 0;

ΣM_С = 0: F_М∙191 – R_DX ∙107 +F_t2∙53,5 = 0;

Проверка: ΣF_X = 0: R_CX+ R_DX– F_M– F_t2 = -456+4554-1949-2149 = 0.

Изгибающие моменты в характерных точках

Опора D

М_и= F_M∙84= 1949∙84 = 164 Нм

Середина колеса

М_и= F_M∙137,5 – R_DX ∙53,5= 1949∙137,5 - 4679∙53,5 = 18 Нм

В вертикальной плоскости

ΣM_D = 0: - R_CY∙107 - F_a2 ∙d₂/2 + F_r2∙53,5 = 0;

ΣM_C = 0: -F_a2∙d₂/2 - F_r2 ∙53,5 +R_DY∙107 = 0;

Проверка: ΣF_Y = 0: R_CY+ R_DY– F_r2 = 194+592-786 = 0.

Суммарные реакции опор

Определяем отношение

V – коэффициент вращения: при вращающемся внутреннем кольце V=1

Для расчетов взята реакция опоры D, так как она имеет большее значение

Определяем отношение

По табл.9.2 [1] находим е=0,21 и Y=2,03.

Получили что

, тогда эквивалентная нагрузка определяется по формуле

R_e=V·R_D·k_σ·k_t=1·4592·1∙1=4592 H
Определяем потребную динамическую грузоподъемность.

L_h = 10000 час - срок службы привода, определено ранее

а₁ – коэффициент надежности, при безотказной работе подшипников

а₂₃ – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях а₂₃ = 0,75

Н < C=35100 H

Подшипник по грузоподъёмности пригоден.

Проверим долговечность данного подшипника

час> L_h = 10000 час

Долговечность подшипников достаточна.
8. Уточненный расчет ведомого вала редуктора

Изгибающие моменты в характерных точках

Опора D

М_и= 0

Середина колеса

М_и1= R_CY ∙ 53,5 = 194∙53,5 = 10 Нм

М_и2= R_DY ∙ 53,5 = 592∙53,5 = 32 Нм

Суммарные изгибающие моменты

Опора D

М_и = 164 Нм

Середина колеса

Нм

Эквивалентный момент

Опора D

М_экв.=

Середина шестерни

М_экв.=

По данным расчетов производим построение эпюр изгибающих и эквивалентных моментов.

Намечаем опасное сечение вала

- сечение вала под зубчатым колесом;

- опора D

Определяем источники концентрации напряжений в опасном сечении

- шпоночный паз;

- переход от одного диаметра вала к другому

Определяем напряжения в опасных сечениях вала

а) сечение вала под зубчатым колесом

Моменты сопротивления сечения

осевой

мм³

полярный

мм³

Нормальные напряжения

Касательные напряжения

б) опора D

Моменты сопротивления сечения

осевой

мм³

полярный

мм³

Нормальные напряжения

Касательные напряжения

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений

а) сечение вала под зубчатым колесом

,

где: К_σ, К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

По табл. 11.2[1]: К_σ= 1,9; К_τ = 1,7

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

По табл. 11.3[1]: К_dσ = 0,785; К_dτ = 0,685

К_F – коэффициенты влияния шероховатости

По табл. 11.3[1]: К_F = 1

К_y–коэффициент влияния поверхностного упрочнения; для поверхностей, не имеющих упрочнений К_y= 1

Тогда

б) опора D

По табл. 11.2[1]: К_σ= 2,25; К_τ = 2,2

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

По табл. 11.3[1]: К_dσ = 0,80; К_dτ = 0,69

К_F – коэффициенты влияния шероховатости

По табл. 11.3[1]: К_F = 1

К_y–коэффициент влияния поверхностного упрочнения; для поверхностей, не имеющих упрочнений К_y= 1

Тогда

Пределы выносливости в расчетных сечениях вала

;

σ_-1, τ_-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле нагружения

По табл.3.2 [1] для стали 45 находим σ_-1 = 380 МПа; τ_-1 = 220 МПа

а) сечение вала под зубчатым колесом

МПа

МПа

б) опора D

МПа

МПа

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям и касательным напряжениям

;

а) сечение вала под зубчатым колесом

;

б) опора D

;

Общие коэффициенты запаса прочности

а) сечение вала под зубчатым колесом

б) опора D

Проверочный расчет на прочность дал удовлетворительный результат

9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Проверку шпоночных соединений проводим по формулам:

Соединение быстроходный вал – шкив ременной передачи

Шпонка 10х8х36 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т₁=102,64 Н∙м; d_в= d_вx=35мм; h=8мм; b=10мм h_раб=h-t=8-5=3мм;

l_раб= l-b=36-10=22мм.

МПа.

МПа.

Соединение ведомый вал – ступица зубчатого колеса

Шпонка 18х11х50 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т₂= 243 Н∙м; d_в=60мм; h=11мм; b=18мм; h_раб=11-7=4мм;

l_раб= l-b=50-18=32мм.

МПа.

МПа.

Соединение ведомый вал – муфта приводного вала барабана
Шпонка 14х9х60 ГОСТ 23360-78

Т_кр= Т_z2= 243 Н∙м; d_в=45мм; h=9мм; b=14мм h_раб=h-t=9-5,5=3,5мм;

l_раб= l-b=60-14=46мм.

МПа.

Все выбранные шпонки удовлетворяют условиям на смятие.

10. Выбор посадок для зубчатых колёс, подшипников
Правильный выбор системы посадок и квалитета точности размеров определяют в значительной степени работоспособность конструкции, её технологичность, удобство в сборке, разборки.

Выбор посадок зависит от назначения сопряжения, которое должно обеспечивать передачу вращающего момента, центрирования деталей и т.п.

Таблица 7.1 - Допуски и посадки

Характер соединения	Посадки
Посадка косозубого колеса на вал
Посадка полумуфты на вал
Посадка подшипника на вал
Посадка подшипника в корпус
Посадка крышки подшипника
Посадка шкива на вал

11. Выбор смазки для соединений и подшипников

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 вибрации. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунание). В редукторе смазыванию подлежат зубчатые зацепления и подшипники качения.

Выбор сорта масла зависит от расчетного контактного напряжения в зубьях σ_Н = 462 МПа и фактической скорости колес V=2,4 м/с

По рекомендациям [1] табл. 10.29 принимаем И-Г-А-68 (И-индустриальное; Г – для гидравлических систем; А- масло без присадок; 68-класс вязкости, при котором кинематическая вязкость при 40⁰С, ϑ =61..75мм²/c.

Объём масла определяется из расчета 0,4-0,8л масла на 1 кВт передаваемой мощности двигателя.

V = (0,4 … 0,8)∙5,9 = 2,4… 4,8 л, принимаем V = 3,5 л

31
Для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации, а также для удобства осмотра на верхней крышке корпуса, располагают смотровой люк с крышкой которого совмещена пробка-отдушина, прикреплённая к ней развальцовкой.

Крышка люка крепиться полукруглыми винтами (ГОСТ 17473-80)

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, поэтому масло , налитое в корпус редуктора, периодически меняют, для этой цели предусматриваем в корпусе сливное отверстие, закрываемое цилиндрической пробкой.

Отверстия под сливную пробку располагаем на стороне основания корпуса, нижняя кромка отверстия на уровне днища со стороны маслоуказателя. Дно делаем с уклоном 2⁰ ,

У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняем углубление для стока масла и отстоявшейся грязи. Наружную сторону отверстия оформляем опорными пластинами, и применяем уплотнительную прокладку – резиновое кольцо.

12. Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают масляной краской.

Сборку осуществляют в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на ведущий вал устанавливают масло удерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100° С, а затем закладывают шпонку;

- в ведомый вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурты валов; затем устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса герметикой.

Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух штифтов. Затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. Затем ввертывают пробку масловыпускного отверстия с прокладкой, сапун и крепят маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку болтами.

Список литературы
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие . – Изд.2-е, перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2003. – 454 с.: ил., черт.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие. - 3-е издание, доп. - М.: Машиностроение, 2002. - 536 с., ил.

3. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов /С. А. Чернавский, Г, А. Снесарев, Б. С. Козинцов и др.-5-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1984.-560 с, ил.

4.Анурьев, В. И. Справочник конструктора-машиностроителя[Текст] : в 3 т. / В. И. Анурьев. Т. 1. - 5-е изд., перераб. и доп. - Москва :Машиностроение, 1980.