Проектирование редуктора для ленточного конвейера и расчет цепной передачи

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 D_б = 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

n_p =  

где V - скорость м/c, D_б - диаметр барабана

n_б =  = 36 об/мин

Выбираем электродвигатель

Двигатель: 132М8

Характеристика: p = 5,5 кВт, n_c = 750 обмин, S = 4,1 %

Возможные значения передаточного числа [u]:

для редуктора U_p = 3÷6

-для цепной передачи U_ц= 3÷6

-общее :

u= u_p * u_ц = 9÷36

Номинальная частота вращения :

n_дв = 750 - 30,75 = 719,25 об/мин

Угловая скорость:

ω_дв =  =  = 75,28 рад/сек

Общее передаточное отношение :

u =

ω_б =  =  = 3,75 рад/сек

u =

Принимаем передаточное число зубчатой передачи U_p = 5, тогда

u_ц =  =  = 4,01

Все параметры кинематического расчета внесем в таб. 1

Таблица 1

Расчет вращающих моментов зубчатой передачи:

Вращающий момент вала шестерни

Т₁ =  * 10³ Н * мм

Вращающий момент вала колеса

Т₂ = Т_{1 *}  = 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.

[σ_н] =  

где _{H lim б} предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

_{H lim б} = 2НВ + 70

K_HL - коэффициент долговечности

Принимаем K_HL = 1

[S_н]- коэффициент безопасности

[S_н]=1,1

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σ_н] = 0,45*( [σ_н1] + [σ_н2])

[σ_н1] =  = =   482 мПа

для колеса

[σ_н2] =  = =   428 мПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение :

[σ_н] = 0,45*(482 + 428) = 410 мПа

Требуемое условие : [σ_н] ≤ 1,23 [σ_н2]

,23 * 428 = 526,4 > 410 Данное условие выполняется.

Принимаем = 1,25

Коэффициент ширины венца:

ψ_ba =  = 0,4

 ψ_{ba =} 0,25÷0,63

Межосевое расстояние из условия контктной выносливости

К_а = 43 для косозубых передач.

а_w = K_a ( n + 1 ) = 43 ( 5 + 1 )  = 220,6 мм

Принимаем ближайший к стандарту по ГОСТ 2185-66

а_w = 200 мм

Нормальный модуль зацепления

_n = ( 0,01…0,02 ) а_w

_n = 2÷4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=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

d_a2 = d₂ +  = 333,34 + 2 * 2,5 = 338,34 мм

ширина колеса

₂ = ψ_ba *  = 0,4 * 200 = 80 мм

ширина шестерни

₁ = b₂ + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм

определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

ψ_bd =  =  = 1,275

Окружная скорость

v = м/c

Согласно выбираем степень точности (7)

Коэффициент нагрузки :

K_H =

при ψ_bd = 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

σ_н =  * =  * = 293.9 MПа

[σ_н ]=410kh/

Прочностное условие выполнено σ_н=293,9<[σ_н ]=410

.4 Расчет сил действующих в зацеплении

окружная сила

радиальная сила

осевая сила

 =   =  = = 458 H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

σ_F =  ≤ [σ_F]

при ψ_bd = 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 Y_F1 = 3,84

-для колеса Y_F2 = 3,60

[σ_F] =  

для шестерни

[σ_F1] =  = 237 Мпа

для колеса

[σ_F2] =  = 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

σ_F =  ≤ [σ_F]

σ_F =  47 МПа < [σ_F] = 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

d_в1 = = = 23,9 мм

Принимаем d_в =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

d_в2 = = = 44 мм; принимаем d_в2=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

d_CT = l,6*d_K2 = 1,6*55 = 88

длина ступицы = (1,2÷1,5)*55 = 66÷82,5мм; принимаем =80мм

толщина обода

δ_о = (2,5÷4)*m_n = (2,5÷4)*2,5 = 6,25÷10мм;

принимаем δ_о=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 - 2u_ц = 31 - 2*4,01 = 23

ведомой звездочки

z₄ = z_3*u_ц =23 *4,01=92

принимаем =23; =92

тогда фактическое передаточное отношение

u_ц =  =  = 4

отклонение , что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

К_э =  ,

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; k_п -учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 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

F_tц =  = =  =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

L_t = 2a_t + 0,5z_Ʃ +

где a_t =  = 50; z_Ʃ = z₃ + z₄= 23+89 =112;  =  =10,5

 = 2 * 50 + 0,5 * 112 + =158,205

Принимаем =158

Уточняем межосевое расстояние

a_ц= 0,25*t* [L_t - 0,5*z_Ʃ + ]

a_ц = 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

d_д3 = =  =186,76мм

d_д4 = =  =721,59мм

Диаметры наружных окружностей звездочек

D_e3 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) -0,3*15,88 =198мм

D_e4 = t * ( + 0,7 ) - 0,3* = 25,4 * ( + 0,7 ) - 0,3*15,88 =738мм

Силы действующие на цепь:

окружная сила =3622,9Н

центробежная сила

F_v = qv² = 2,6 * 1,35*1,35 = 4,738Н

сила провисания цепи

 = 9,81*  _* q * a_ц = 9,81*1,5*2,6*1,258,3 =75,67Н

=1,5 при угле наклона передачи 45

расчетная нагрузка на валы:

F_в =  = 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 a_w = 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 d_п1 = 35 мм и d_п2 = 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

Глубина гнезда подшипника l_г 1,5В; для подшипника 310 В = 27 мм; l_г = 1,5*27 = 40,5 мм; примем l_г = 40 мм. Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце А = 14 мм . Высоту головки болта примем 0,7d_б = 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:

F_t = 2010 Н, F_r = 748Н и F_a =458 Н; l₁ = 70

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x1 = R_x2 =  H

R_y1 =  * ( ) =  * ( ) = * (52360 + 15265,14) = 483 H_y2 =  * ( ) =  * ( ) =  * (52360-15265,14) =265 H

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала

Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r = 483+ 265- 748= 0

Суммарные реакции :

P_r1 =  =  =1006 H

P_r2 =  =  =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 С_о=18,0кН.

Эквивалентная нагрузка

P_э = ( X*V*P_r1 + Y*P_a )*K_б*K_Т

в которой радиальная нагрузка P_r1 =1006 Н; осевая нагрузка P_а = F_a =458 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 ; К_т = 1

Отношение:  =  = 0,0254; этой величине соответствует е  0,22

Отношение:

 =  =0,455 > e; X = 0,56 и Y =1,99

Р_э = (0,56 * 1006 +1,99 * 458 )1474 H

Расчетная долговечность, млн. об

L  ³ = ³ =857 млн. об

Расчетная долговечность, ч

L_h =  = 99*10³ ч.

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t = 2010 H; F_r = 748 H и F_a =458 H

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в =3774,24 Н

Составляющие этой нагрузки

F_вx = F_вy = F_в * 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

R_x3 =  * ( )

 * ( ) = -213,2 Н

R_x4 =  *  

 * =4921,12 Н

Проверка: R_x3 + R_x4 - (F_t + F_вх) = -213,2 +4921,12 - (2010+2668)=0

в плоскости yz

R_y3 =  =  =1082 Н

R_y4 =  *  =  *  =3014 Н

Проверка: R_y3 +  - ( = 1082 + 2668 - (748+3014 )=-12

Суммарные реакции:

P_r3 = =  =1103 Н

P_r4 =  =  =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 С_о =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

P_э = P_r4 * V * K_б * K_т = 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

L_h =  =  * 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 L_h =264783 ч, а подшипники ведомого вала 310 имеют ресурс L_h =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 :

 =  ≤ [σ_см]

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см] - 100…120 МПа, при чугунной [σ_см] = 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 < [σ_см]

(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 < [σ_см]

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие σ_см < [σ_см] 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 σ_н = 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.