Редуктор одноступінчастий циліндричний косозубий

Редуктор одноступінчастий циліндричний косозубий

ЗМІСТ

ВСТУП

. ПІДБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК УРУХОМНИКА

. РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ

.1 Вибір допустимих напружень

.2 Проектний розрахунок передачі

.3 Перевірочний розрахунок на контактну витривалість

.4 Зусилля, які виникають в передачі

.5 Перевірочний розрахунок на витривалість при згині

. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ТА ВУЗЛІВ ПЕРЕДАЧІ

.1 Попередній розрахунок валів передачі

.2 Конструктивні розміри елементів передачі

.3 Конструктивні розміри кришки і корпуса редуктора

.4 Підбір підшипників кочення

.5 Підбір шпонок

.6 Уточнений розрахунок валів

.7 Вибір мастил

.8 Посадка основних вузлів редуктора

.9 Складання редуктора

ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

ВСТУП

Машинобудівну галузь без перебільшення називають основою промислового виробництва будь-якої країни. Важливість його стабільного розвитку для економіки визначається тим фактом, що впродовж декількох століть сектор залишається єдиним постачальником капітальних ресурсів на підприємства інших галузей. Машинобудування забезпечує будь-яке виробництво машинами і устаткуванням, а населення - предметами вжитку. Сьогодні неможливо уявити собі сферу людського життя, в якому тим або іншим чином не використовувалася б продукція галузей машинобудування. Від ступеню розвитку машинобудування, зрештою, залежить стійкість і ефективність розвитку інших секторів і всієї економіки в цілому.

Машинобудування, як правило, асоціюється з величезними цехами заводів, яких було багато в містах колишнього Радянського Союзу. Зараз же , автомобілі у нас японські, устаткування - німецьке, а в колишніх цехах побудовані торгівельні центри, де продається китайська техніка.

Вибір машинобудування як пріоритету не є випадковим.Машинобудівна галузь є найважливішою для економіки будь-якої індустріально розвиненої держави, виробляючи всіляке устаткування, машини, знаряддя, прилади, а також предмети вжитку для населення. Машинобудування охоплює агропромисловий комплекс, енергетичний і металургійний сектори, транспорт і основні галузі економіки, забезпечуючи стабільність їх діяльності.

Як відомо, в багатьох галузях промисловості, будівництва, сільського господарства та інших знаходять щонайширше використання найрізноманітніші двигуни, які видають на свій робочий вал певний обертальний момент.Далі цей момент передається на агрегати і інструменти, що виконують ту або іншу механічну роботу, для якої вони призначені. Але передача механічної енергії двигуна практично ніколи не здійснюється безпосередньо - між валом електродвигуна і крайовим робочим пристроєм обов'язково встановлюється додаткова передавальна ланка, яка називається редуктором. Редуктор служить для перетворення частоти обертання двигуна в зручну для подальшого використання частоту і для її регулювання в певних межах. Дуже широко використовуються знижуючі редуктори, оскільки частота обертання двигунів зазвичай досить висока і її необхідно зменшувати. Але інколи застосовуються і редуктори, що підвищують, наприклад, у високоякісних оброблювальних верстатах. Отже без редуктора не може обійтися жодна галузь народного господарства.

З позицій сьогоднішнього дня можна стверджувати, що редукторо-будування в Україні є малоефективним і залишає бажати кращого. Поглиблення світової та загальнодержавної кризи, похибки в системі ціноутворення особливо гостро відбилися на цій галузі. Сьогодні, в умовах ринкової економіки, відправною точкою при аналізі галузі постає питання: наскільки вона прибуткова і перспективна для українського бізнесу. Характерною специфікою українського редукторного ринку є те, що він пересичений дешевою зарубіжною технікою, де ціна ще не означає якість.

Хоча Україна має величезний досвід і нові наукові надбання в розробці механічних передач. Український НТЦ «Редуктор» ─ достойна альтернатива як застарілим стереотипам так і китайським розробкам. Це один з провідних виробників редукторів, мотор-редукторів та іншої привідної техніки. Його продукція застосовується в багатьох галузях народного господарства. Навіть при зведенні нового накриття над саркофагом Чорнобильської АЕС використовуються редуктори , створені нашими вітчизняними розробниками.

Проблеми і перспективи розвитку машинобудування безпосередньо пов'язані із стратегією економічного розвитку країни. Перш за все, це підвищення ефективності самого машинобудування шляхом:

структурної перебудови галузі із збільшенням наукоємких виробництв;

створення сучасного технологічного оснащення для всіх галузей
машинобудівного комплексу з метою зниження енерго-, ресурсо- і трудомісткості виробництва і підвищення конкурентоспроможності його продукції;

орієнтації продукції на потребі внутрішнього ринку і можливості входження в світовий ринок;

екологізація виробництва, що передбачає випуск ресурсозберігаючих і природоохоронних видів техніки.

редуктор урухомник електродвигун

1. ПІДБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА І КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК УРУХОМНИКА

По табл.1.1[1] приймаємо:

ККД пари циліндричних зубчасих коліс ;

коефіцієнт, враховуючий витрати пари підшипників кочення

ККД відкритої ланцюгової передачі  

ККД, враховуючий втрати в опорах валу привідного барабану

Загальний ККД урухомника:

                      (1.1)

Визначаємо потужність на валу

   (1.2)

Потрібна потужність електродвигуна

         (1.3)

Кутова швидкість барабану

   (1.4)

Частота обертання барабану

         (1.5)

В табл.П1 по вимогам потужності (додаток [1] ) Р_потр =7,5 кВт з врахуванням можливості привода, складеного із циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення передаточних відношень для циліндричного зубчатого редуктора І_р =3 ÷ 6 і для ланцюгової передачі

І_л =3 ÷ 6 І_заг = І_р * І_л = 9 ÷ 36

вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнений серії 4А, закритий, обдуваємий, з синхронною частотою обертання 1000об/хв потужністю 7,5кВт , типорозміром серії 4А132М6У3, ковзанням S=3,2% (ГОСТ 19523-81) і відношення Т_п/Т_н=2,0.

Номінальна частота обертання двигуна

(1.6)

Рисунок 1,1 Кінематична схема урухомника.

а кутова швидкість

Перевіряємо загальне передавальне відношення редуктора

       (1.8)

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36 (більше значення приймати не рекомендують).

Передавальні відношення складових урухомника можна прийняти: для редуктора згідно з ГОСТ 2185-66 u_р=5, для ланцюгової передачі u_л = 16,88/5 =3,376.

Частоти обертання й кутові швидкості валів редуктора і приводного барабану зводимо до таблиці:

Табл.1.1 Кінематична характеристика урухомника

Визначаємо обертові моменти:

на валу шестерні

      (1.8)

на валу колеса:

         (1.9)

2. РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ

.1 Вибір допустимих напружень

Оскільки в завданні немає особливих вимог у відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (див.розділ ІІІ, табл.3.3 [1]):

для шестерні сталь 45, термообробка ─ покращення , твердість ─ НВ 230;для колеса ─ сталь 45, термообробка ─ покращення , але твердість на 30 одиниць нижче ─ НВ 200

Допустимі контактні напруження:

   (2.1)

де ─ границя контактної витривалості при базовому числі циклів.

По табл.3.2 розд.ІІІ[1] для вуглецевистих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термічною обробкою (покращенням)

   (2.2)

─ коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо ;коефіцієнт безпеки [S_H=1,10].

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначаємо за формулою:

   (2.3)

для шестерні:

(2.4)

для колеса:

         (2.5)

Тоді розрахункове допустиме контактне напруження

(2.6)

.2 Проектний розрахунок передачі

Коєфіцієнт , не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор (див.рис. 12.2 [1] ), приймемо вище рекомендованого для цього випадку , так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, що визивають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів.Приймаємо попередньо (по табл.3.1[1]), як у випадку несиметричного розташування коліс значення  

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжвісьовій відстані

 (див.стор.36. [1] ).

Міжвісьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів

(2.2.1)

де для косозубих коліс К_а =43, передавальне число редуктора u_р =5.

Перевірка міжвісьової відстані    

Назначаємо найближче за ГОСТ 2185-66 а_w=200мм.

Нормальний модуль зацеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

       (2.2.2)

Приймаємо за ГОСТ 9563-60 m_n=2,5мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубівта визначаємо числа зубів шестерні та колеса.

     (2.2.3)

Приймаємо z₁=26; тоді

     (2.2.4)

Уточнене значення кута нахилу зубів

   (2.2.5)

Основні розміри шестерні та колеса:

Діаметри ділильні:

    (2.2.6)

(2.2.7)

Перевірка :

        (2.2.8)

Визначаємо діаметри вершин зубів:

          (2.2.9)

      (2.2.10)

ширина колеса

   (2.2.11)

ширина шестерні

  (2.2.12)

Визначаємо коєфіцієнт ширини шестерні по діаметру:

         (2.2.13)

Визначаємо колову швидкість і степінь точності передачі

   (2.2.14)

При такій швидкості для косозубих коліс слідує прийняти 8-й ступінь точності (с.32 [1] ).

.3 Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість

Визначаємо коефіцієнт навантаження за формулою

      (2.3.1)

Вибираємо коефіцієнт К_Hβ. Значення К_Hβ дане в табл.3.5[1]. при, твердості НВ≤350 та несиметричному розташуванні коліс відносно опор з урахуванням згину від натягу ланцюговою передачею К_Hβ ≈1,33.

По табл. 3.4[1] при v= 3,38м/с і 8-му ступеню точності вибираємо коефіцієнт =1,09.

По табл.3.6 для косозубих коліс при при v ≤ 5 м/сек маємо К_Hv=1,0.

Таким чином, коефіцієнт навантаження буде:

Перевірку контактних напруг виконуємо за формулою:

2.4 Зусилля, які виникають в передачі

Сили, що діють в зацепленні:

Колова

(2.4.1)

Радіальна

        (2.4.2)

Осьова

        (2.4.3)

.5 Перевірочний розрахунок на витривалість при згині

Перевіряємо зуби на витривалість, скориставшись формулою (3.25 [1]):

      (2.5.1)

Тут коефіцієнт навантаження (див. стор.42 [1] ).

      (2.5.2)

По табл.3.7 [1] при , твердості НВ≤350 та несиметричному розташуванню зубчастих коліс відносно опор =1,33. По табл.3.8 [1] при швидкості V=3,38 м/сек, 8-му ступені точності К_FV = 1,3.

Таким чином

_F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів z_V:[див.розд.ІІІ, пояснення до формули 3.25]:

у шестерні       (2.5.3)

у колеса         (2.5.4)

 та

Визначаємо допустимі напруги за формулою:

        (2.5.5)

По табл.3.9 для сталі 45 покращеної при твердості НВ ≤ 350 .

Для шестерні

Для колеса σ⁰ _Limb =1,8× 200 =360 МПа;

- коефіцієнт безпеки, де ; табл.3.9[1]  (для поковок і штамповок).

Тому

(2.5.6)

Допустимі напруги :

для шестерні

для колеса

Знаходимо відношення

Для шестерні

Для колеса

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти  та:

Для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття  і 8-ої степені точності .

Перевіряємо міцність зуба за формулою:

 (2.5.7)

3. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ТА ВУЗЛІВ ПЕРЕДАЧІ

.1 Попередній розрахунок валів передачі

Попередній розрахунок проводимо на кручення за пониженими допустимими напругами.

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимих напругах [τ_к] =25Мпа за формулою

    (3.1.1)

Так як вал редуктора з’єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно узгодити діаметр ротора d_дв і валу d_в1^. Деякі муфти можуть з’єднувати вали різних діаметрів в межах одного номінального момента. У вибраного електродвигуна діаметр валу d_дв =38мм.

Вибираємо МУВП за ГОСТ 21424-75 з розточками півмуфт під d_в1 = 36мм та. Приймаємо під підшипниками d_п1=40мм. Шестерню виконуємо за одне ціле з валом.

Рис. 3.1.1Конструкція ведучого валу

Ведений вал.

Враховуючи вплив згину валу від натягу ланцюга, приймаємо

[τ_к] =20 Мпа. Діаметр вихідного кінця валу:

Приймаємо найближче більше значення зі стандартного ряду : d_в2=50мм.

Діаметр валу під підшипниками d_п1 =55мм. Під зубчастим колесом d_к2=60мм.

Рис.3.1.2.Конструкція веденого валу

.2 Конструктивні розміри елементів передачі

Шестерню виконуємо за одне ціле з валом; її розміри визначено вище:₁= 66,67 мм d_a1 =71,67мм b₁ =85мм.

Колесо коване₂= 333,3мм d_a2 =338,33мм b₂ =80мм.

Визначаємо діаметр ступиці

d_cт =1,6d_k2 =1,6 х 70 =112мм                                                     (3.2.1)

Довжина ступиці

l_ст = (1,2÷1,5) х d_k2 =(1,2÷1,5) х 60 =72÷90мм                          (3.2.2)

Приймаємо l_ст =80 мм;

Товщина обода

Приймаємо

Товщина диска

          (3.2.4)

Приймаємо С=24мм.

.3 Конструктивні розміри кришки і корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса і кришки

   (3.2.1)

Приймаємо

     (3.2.2)

Приймаємо

Товщина фланців поясів корпусу і кришки :

верхнього поясу корпусу й поясу кришки

     (3.2.3)

   (3.2.4)

Нижнього поясу корпуса

(3.2.5)

Приймаємо 20мм.

Діаметр болтів :

фундаментних

       (3.2.7)

Приймаємо болти з різьбою М20.

Болти,що кріплять кришку підшипників до корпусу біля підшипників

(3.2.8)

Приймаємо болти з різьбою М16.

Болти,що зєднують кришку з корпусом

  (3.2.9)

Приймаємо болти з різьбою М12.

3.4 Підбір підшипників кочення

Попередньо намічаємо радіальні шарикопідшипники середньої серії; габарити підшипників вибираємо за діаметром валу у місці посадки підшипників d_п1=40мм і d_п2=65мм.

Табл. 3.4.1Конструктивні розміри підшипників

.5 Підбір шпонок

Шпонки призматичні із закругленими торцями. Розміри перерізів шпонок і пазів і довжини шпонок ─ по ГОСТ23360-78.

Матеріал шпонок ─ сталь45 нормалізована.

Напруги зім’яття та умови міцності

     (3.7.1)

Допустимі напруги при сталевій ступиці

Ведучий вал.=36мм× h =10× 8мм; t₁=5,0мм; довжина шпонки l = 70мм.

Момент на ведучому валу Т₁=74,04 *10³Н мм

Ведений вал.

Із двох шпонок ─ під зубчастим колесом та під зіркою ланцюгової передачі більш навантажена друга (менший діаметр валу і тому менші розміри поперечного перерізу шпонки).=50ммх h =14 х 9 мм; t₁ =5,5мм, довжина шпонки l =75 мм ;момент Т₃ =370,2*10³Н мм

Умову міцності виконано.

.6 Уточнений розрахунок валів

Уточнений розрахунок проводимо для веденого вала.

Ведений вал несе такі ж навантаження як і ведучий:

_t = 2221 Н F_r = 829 Н F_a= 412 Н

Вибираємо привідний роликовий однорядний ланцюг.

Для врахування дії сили на вал від ланцюгової передачі визначаємо окремі параметри ланцюга і зірочок.

Т₂=Т₃ =370,2 х10³ Н∙мм

Передаточне число було прийнято раніше_л= 3,376

Число зубів ведучої зірочки:

z₃ = 31-2u = 31- 2×3,376 = 24,248;                                             (2.6.1)

z ₃=24

Визначаємо число зубів веденої зірочки

z ₄ = z₃×u_л =24 × 3,376 =81,024                                                (2.6.2)

Приймаємо z₃ =24 z₄=81

Уточнюємо фактичне передавальне відношення:

Відхилення , що допустимо.

Для визначення кроку ланцюга потрібно знати допустимий тиск [р] в шарнірах ланцюга. Значенням допустимого тиску визначаємо в таблиці задаємся орієнтовно в залежності від частоти обертання ведучої зірочки.

Ведуча зірочка ланцюга має чатоту обертання n₂ =193,6 об/хв.

Середнє значення допустимого тиску при вказаній частоті обертання [р] =20 МПа.

Крок ланцюга визначається за формулою:

Де Т₃ =370,2х10³ Нмм - обертовий момент на ведучій зірочці;

К₃ ─ експлуатаційний коефіцієнт, у проекті приймається К₃ =1,25;

[р] =20 МПа─ допустимий тиск на одиницю проекції опорної поверхні шарніра ланцюга;=1 ─ число рядів ланцюга.

Значення допустимого тиску [р] приймається по таблиці 15 в залежності від кроку ланцюга і частоти обертання веденого валу редуктора.

По табл.7.15 [Л1] вибираємо більше близьке значення t =31,75мм.

Визначаємо швидкість ланцюга

де n₁ ─ число обертів малої зірочки (веденого вала редуктора) за хвилину.

Колова сила на ланцюзі F_tл

Необхідно також врахувати зусилля від провисання ланцюга, яке також визначається за формулою:

де k_f =1,5 при куту нахилу передачі ланцюгової передачі γ=45⁰.=3,8 кг/м ─ маса 1м ланцюга;

а_л ─ міжцентрова відстань ланцюгової передачі.

де t =31,75мм ─ крок обраного ланцюга.

Навантаження на вал від ланцюгової передачі складає:

Складова цього навантаження

_t = 2221 Н F_r = 829 Н F_a= 412 Н

l=150мм l₁=80мм; l₂=75мм;

Визначаємо реакції в опорах балки в площині xz:

Напрям сили R_x1 необхідно змінити на протилежний.

Перевірка:

Визначаємо реакції в опорах балки в площині yz:

Перевірка:

Визначаємо сумарні реакції в опорах валу:

Виконуємо побудову епюр згинаючих моментів, попередньо розбивши вал на три проміжки.

При z=0; M=0Нм

При z=l₁=0,08м; M= 184,6 Нм

При z=0; M = 0 Нм

При z= l₁=0,08м; M= 184,6 Нм

При z=0 ; M= 184,6 Нм

При z=l-l₂=0,075 м; M= 9,0 Нм

При z= 0 M= 184,6 Нм

При z=l-l₂=0,075 м; M= 163,45 Нм

При z=0 ; M= 9,0 Нм

При z=l₂=0,075м; M= 0 Нм

При z= 0 ; M= 100,0 Нм

При z= l₂=0,075м; M= 0 Нм

Приймаємо,що нормальні напруження від згину змінюються за симетричним циклом, а дотичні від кручення ─ за пульсуючим (віднульовим) циклом.

Рис.3.5.2 Розрахункова схема веденого валу

Розрахунок виконуємо для дільниці веденого вала в місці встановлення найбільш навантаженої опори (між зубчатим колесом і вихідним кінцем вала) [1, переріз К-К, рисунок 12.9, с.306].

Матеріал вала той же , що і для шестірні, тобто сталь 45, термічна обробка -покращення.

При діаметрі заготовки до 500мм середнє значення 570МПа.

Границя витривалості при симетричному циклі згину

Границя витривалості при симетричному циклі дотичних напруг

Концентрація напружень обумовлена переходом від 55мм до 50мм; при

 і

Коефіцієнти концентрації напружень k_σ =1,65 і k_τ= 1,19 ;ε_σ =0,8; ε_τ =0,69;(табл.8.8).

Приймаємо коефіцієнти ψ_σ = 0,15 і ψ_τ = 0,1.

Згинальний момент

Вісьовий момент опору

Амплітуда нормальних напруг

Полярний момент опору

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг

Коефіцієнт запасу міцності по нормальних напругах

Коефіцієнт запасу міцності по дотичних напругах

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу Б-Б

.7 Вибір мастила

Змащення зубчастого зацеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масло, яке заливається всередину корпусу до рівня, що забезпечує занурення колеса приблизно на 10мм. Обєм масляної ванни V визначають із розрахунку 0,25 дм³ масла на 1кВт потужності, що передається:= 0,25 х 7,5 = 1,875дм³

По табл 10,8 [Л1] встановлюємо вязкість мастила.. При контактних напругах 475МПа і швидкості 3,38 м/с рекомендована в’язкість мастила повинна бути 28 х10^-6 м/с. По табл.10.10[1] приймаємо мастило індустріальне И-30А (ГОСТ 20799-75).

Камери підшипників заповнені пластичним змащувальним матеріалом УТ-1, який періодично поповнюється шприцом через прес-маслянки.

.8 Посадка основних деталей

Посадки призначаємо згідно вказівок , приведених у таблиці 10.13[1].

Посадка зубчастого колеса на вал  по ГОСТ 25347-82. Посадка зірочки ланцюгової передачі на вал редуктора

Шийки валів під підшипнии виконуємо з відхиленням валу k6. Відхилення отворів в корпусі під зовнішні кільця за Н7.

Інші посадки признчаємо, користуючись даними таблиці 10.13.

3.9 Складання редуктора

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу редуктора ретельно очищають і покривають мастилостійкою фарбою.

Складання здійснюють у відповідності зі складальним креслеником редуктора , починаючи з вузлів валів:

на ведучий вал насаджують маслоутримуючі кільця і кулькопідщипники , попередньо нагріті в маслі до температури 80-100⁰ С;

на ведений вал закладають шпонку і напресовують зубчасте колесо до упору в бурт вала; потім надівають розпірну втулку, мастилоутримуючі кільця і встановлюють шарикопідшипники, попередньо нагріті в маслі.

Складені вали вкладають в основу корпусу редуктора і надягають кришку корпусу, покриваючи попередньо поверхні стику кришки і корпусу спиртовим лаком.

Для центрування встановлюють кришку на корпус при допомозі двох конічних штифтів, що кріплять кришку до корпусу.

Після цього на ведений вал надівають розпірне кільце, у підшипникові камери закладують пластичну змазку, ставлять кришку підшипників з комплектом металевих прокладок для регулювання.

Перед встановленням наскрізних кришок у проточки закладаютьманжети. Перевіряють провертанням валів відсутність заклинювання підшипників (вали повинні прокручуватися від руки) і закривають кришки гвинтами.

Далі на кінець веденого валу в шпонкову канавку закладають шпонку, всановлюють зірочку і закріплюють її торцевим кріпленням; гвинт торцевого кріплення штопорять спеціальною планкою.

Потім вкручують пробку маслоспускного отвору з прокладкою і жезловий масловказівник.

Заливають в корпус мастило і закривають зоровий отвір кришкою з прокладкою із технічного картону і закріплюють кришку болтами.

Складений редуктор обкатують і випробовують на стенді за програмою, встановленою технічними умовами на редуктор.

СПИСОК ВИКОРИСТАНОЇ ЛІТЕРАТУРИ

1. Методичні вказівки до виконання курсового проекту для студентів спеціальності « Експлуатація та ремонт обладнання харчових виробництв» СТХТ НУХТ 2012.

. Курсовое проектирование деталей машин под ред. С.А. Чернавского М. «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1987.

. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т.-9-е изд.перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М; Машиностроение. 2006.