Проектирование одноступенчатого редуктора с промежуточным валом

Деталировка_БыстроходныйВал.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Твердость рабочей поверхности 460 520 HB
Неуказанные предельные отклонения размеров: валов -t
по ГОСТ 30833.1-2002

3.CDW

2.CDW

1.CDW

Main_View_511_Univercity.cdw

Наибольший вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Передаточное число редуктора -22
Осевой зазор подшипников на валу 0
Плоскость разъёма покрыть щелочным лаком или пастой
МрТУ 38-5-6060-65. Применение прокладок не
После сборки в редуктор залить индустриальное масло марки
И-Г-А-68 ГОСТ 20799-75. Редуктор обкатать без нагрузки со
сменой направления вращения в течение 30 мин. и под нагрузкой
в течение 1 часа. Неравномерный шум и чрезмерный нагрев в
процессе обкатки не допускается.
приёмку и консервацию редуктора производить по
заводским техническим требованиям.
Технические требования
Технические характеристики

ZavialovR.A.ПояснительнаяЗаписка.doc

Описание конструкции6
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА7
1 Определение КПД редуктора7
2 Определение требуемой мощности электродвигателя7
3 Выбор электродвигателя8
4 Определение передаточного числа редуктора8
5 Определение частот вращения зубчатых колёс и крутящих моментов на валах редуктора9
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ10
1 Выбор материала зубчатых колес10
2 Определение допускаемых контактных напряжений10
3 Определение допускаемых напряжений изгиба12
4 Проектировочный расчет тихоходной передачи14
4.1 Определение межосевого расстояния тихоходной передачи14
4.2 Назначение модуля передачи15
4.3 Определение чисел зубьев колеса и шестерни тихоходной ступени15
4.4 Уточнение передаточного числа16
4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса16
4.6 Определение сил в зацеплении17
5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям18
6 Проверка колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба19
7 Проектировочный расчет быстроходной передачи20
7.1 Определение межосевого расстояния20
7.2 Назначение модуля быстроходной передачи20
7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи21
7.4 Уточнение передаточного числа22
7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса22
7.6 Определение сил в зацеплении23
РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА РЕДУКТОРА24
1Расчет валов. Подбор подшипников24
2Расстояние между деталями передач26
3Компоновка редуктора26
4Конструкция элементов зубчатых колёс29
5Расчёт соединения вал-ступица30
6Выбор способа смазывания трущихся поверхностей редуктора и уплотнений33
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА34
1Исходные данные выбор расчетной схемы вала34
2Определение опорных реакций изгибающих и крутящих моментов34
3Проверка вала на статическую прочность38
3.1Для сечения 1 – 1: сечение вала с шпоночным пазом38
3.2Для сечения 2 – 2: ступенчатый переход с галтелью38
4Проверка промежуточного вала на усталостную прочность40
4.1Для сечения 1 – 1: сечение вала с шпоночным пазом41
4.2Для сечения 2 – 2: ступенчатый переход с галтелью43
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ46
2Расчет подшипников46
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ48
Кинематическая схема редуктора:
Рис 1.1. Б – быстроходный вал Т – тихоходный вал.
Вращающий момент на тихоходном валу TT=900Нм. Частота вращения тихоходного вала nT=65обмин. Длительность работы редуктора под нагрузкой Lh=13000 часов.Описание конструкции
Редуктор состоит из литого корпуса с крышкой и ходовой части. Корпус отливается из чугуна СЧ15 по ГОСТ 1412-79.
Редуктор предназначен для передачи 75 кВт мощности обеспечивает на выходе момент 550 Нм при частоте 65 обмин при этом ресурс должен быть не менее 13000 часов. Передаточное число редуктора 2215.
Корпус выполнен разъемным по осям валов состоит из основания промежуточного корпуса и крышки. Основной корпуспромежуточный корпус и крышку фиксируют относительно друг друга болтами и цилиндрическими штифтами установленными без зазора. Крепление корпуса к полу обеспечивается 4-мя болтами М18. Для увеличения жесткости на корпусе есть ребра жесткости.
Ходовая часть редуктора состоит из входного вала-шестерни промежуточного вала-шестерни выходного вала и двух зубчатых колес. Вся ходовая часть выполнена из единого материала – стали 40Х. Для активной поверхности зубьев в качестве поверхностного упрочнения применена термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.
Колеса штампованные.
Крышки подшипников - закладные. В крышках с отверстием в качестве уплотнителя применяют манжеты.
Система смазывания редуктора - картерная используется масло
С целью удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса предусмотрено отверстие под пробку. Для слива масла днище картера выполняют под углом 1-2о. Для контроля уровня масла применяется жезловый маслоуказатель.
Для удобства подъема и транспортировки крышки корпуса и редуктора предусмотрены проушины.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ КИНЕМАТИЧЕСКИХ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РЕДУКТОРА
1 Определение КПД редуктора
КПД редуктора определим по формуле:
Подставляя в формулу (1.1) значения КПД 2 таблица 1.1
7 - зубчатая передача цилиндрическая;
- подшипники качения;
2 Определение требуемой мощности электродвигателя
Мощность на выходном валу:
Требуемая частота вращения электродвигателя:
Для двухступенчатого цилиндрического редуктора примем и вычислим предварительную частоту вращения вала электродвигателя:
3 Выбор электродвигателя
Подбираем электродвигатель 2 таблица 24.8 с мощностью и частотой вращения близкой к . Выбираем асинхронный двигатель закрытый обдуваемый АИР 132S41440 мощностью синхронной частотой вращения и асинхронной частотой вращения вала электродвигателя .
4 Определение передаточного числа редуктора
После выбора двигателя становятся известны его мощность и частота вращения при номинальной нагрузке. Определим передаточное число редуктора:
Передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям:
Определим фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от числа посчитанного по формуле (1.2) не должно превышать 4%:
5 Определение частот вращения зубчатых колёс и крутящих моментов на валах редуктора
Частота вращения шестерни быстроходной ступени:
Частота вращения колеса быстроходной ступени:
Частота вращения шестерни тихоходной ступени:
Частота вращения колеса тихоходной ступени:
Определим крутящие моменты действующие на валы редуктора.
Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):
Момент на валу шестерни быстроходной ступени:
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Выбор материала зубчатых колес
Для зубчатых колес проектируемого редуктора принят материал 40Х (одинаковый для всех колес) в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применим термообработку улучшение и закалка ТВЧ. При этом материал будет иметь следующие механические характеристики 1: твердость сердцевины шестерни и колеса: 269 302 HB
твердость поверхности зубьев шестерни и колеса: 48 52 HRC.
2 Определение допускаемых контактных напряжений
Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле 1:
Наименование параметров уравнения (2.1) и рекомендации по определению их значений:
a)предел контактной выносливости соответствующий
базовому числу циклов напряжений:
б) ZN – коэффициент долговечности 1:
где - базовое число циклов перемены напряжений 1:
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений:
в) SH – минимальный коэффициент запаса прочности.
SH =12 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) 1.
По формуле найдем эквивалентное число циклов перемены напряжений:
Для шестерни тихоходной передачи:
Для колеса быстроходной передачи:
Для колеса тихоходной передачи:
Для шестерни быстроходной передачи:
По формуле (2.2) находим коэффициент долговечности:
Для шестерни быстроходной передачи:
Из (2.1) найдем допускаемые контактные напряжения:
За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений:
3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле:
Наименование параметров уравнения и определение их значений:
б) SF – коэффициент запаса прочности:
SF=175 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением)1;
- базовое число циклов напряжений:
(по ГОСТу для всех сталей).
NFE – эквивалентное число циклов напряжений:
Учитывая циклограмму нагружения (рисунок2) и принимая qF=9 1 по формуле найдем эквивалентное число циклов напряжений:
При условии принимаем YN =1.
По формуле находим допускаемое напряжение изгиба:
4 Проектировочный расчет тихоходной передачи
4.1 Определение межосевого расстояния тихоходной передачи
Значение межосевого расстояния:
Наименование параметров уравнения и рекомендации по определению их значений:
а) Ka=495 - для прямозубых колес;
в) - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния.
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца: KHB=106. 3
Подставляем полученные параметры в формулу :
Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего значения из ряда размеров Ra40 по ГОСТ6636-69. Исходя из этого принимаем .
4.2 Назначение модуля передачи
Максимально допустимый модуль определяемый из условия неподрезания зубьев у основания:
Минимально допустимый модуль определяемый из условия прочности:
а) для прямозубых передач;
б) ширина зубчатого колеса;
Подставим имеющиеся значения в формулу :
Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m:
4.3 Определение чисел зубьев колеса и шестерни тихоходной ступени
Суммарное число зубьев:
Полученное значение должно быть целым что позволяет точно выдержать межосевое расстояние без нарезания зубчатых колёс со смещением.
Число зубьев шестерни:
Округляем значение в ближайшую сторону до целого и принимаем z1T=18.
Число зубьев колеса:
4.4 Уточнение передаточного числа
Фактическое передаточное число:
Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3% т.е.:
4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
Межосевое расстояние:
Делительные и начальные диаметры рассчитываются по формуле:
Диаметр окружности вершин зубьев:
Диаметр окружности впадин зубьев:
Определение ширины зубчатого венца колеса:
Определение ширины зубчатого венца шестерни:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Окружная скорость вращения тихоходной передачи:
В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 9 2.
4.6 Определение сил в зацеплении
5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения:
- коэффициент учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес .
- коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий;
для прямозубых передач:
- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
=10 - для прямозубых передач.
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; 3;
- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения ; =103 2.
Полученные параметры подставляем в формулу :
т.к. расчетное значение меньше допускаемого то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
Наименование параметров уравнений и и рекомендации по определению их значений:
в) коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. 2.
г) коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. KFV=103 2.
д) -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:
Подставляя полученные параметры в формулу и получим:
Учитывая выше вычисленные напряжения сравним:
На основании этого можно сделать вывод о том что тихоходная передача удовлетворяет условиям прочности.
7 Проектировочный расчет быстроходной передачи
Методика расчета аналогична ранее рассмотренному проектировочному расчету тихоходной передачи. Все наименования и формулы определения параметров указаны в п.2.4.
7.1 Определение межосевого расстояния
7.2 Назначение модуля быстроходной передачи
- для прямозубых передач;
Коэффициент ширины зубчатых колес:
Максимальное значение модуля:
Минимальное значение модуля:
Подставляя значения в формулу получим:
7.3 Определение чисел зубьев быстроходной передачи
7.4 Уточнение передаточного числа
7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса
Окружная скорость вращения быстроходной передачи
В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 8. 2
7.6 Определение сил в зацеплении
РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА РЕДУКТОРА
Вся методика расчета и обозначения по источнику 1.
1Расчет валов. Подбор подшипников
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяются по формулам:
Для быстроходного (входного) вала:
принимаем по ГОСТ 12080-66
По ГОСТ 8338-75 выбираем для быстроходного вала подшипник 207.
Параметры этого подшипника занесем в таблицу 3.1.1.
Для промежуточного вала:
По ГОСТ 8338-75 выбираем для промежуточного вала подшипник 207.
Параметры этого подшипника занесены в таблицу 3.2.
Для тихоходного вала:
По ГОСТ 8338-75 выбираем для тихоходного вала подшипник 212.
Параметры этого подшипника занесем в таблицу 3.3.
2Расстояние между деталями передач
Расстояние между поверхностями вращающихся колес и стенками корпуса:
принимаем a=11мм 2 расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
3Компоновка редуктора
Основные размеры корпуса и болтов размеры элементов сопряжений литых корпусов размеры элементов фланцев размеры гнёзд подшипников и крышек пробки маслосливного отверстия крышки смотрового отверстия и ручки приведены в таблицах 3.3.1-3.3.5.
Основные размеры корпуса и болтов
Ориентировочное значение
Толщина стенки корпуса редуктора
Толщина стенки крышки редуктора
Толщина верхнего фланца корпуса
Толщина нижнего фланца корпуса
Толщина фланца крышки редуктора
Диаметр фундаментных болтов
Число фундаментных болтов
Диаметр болтов стягивающих корпус и крышку у бобышек
Диаметр болтов стягивающих фланцы корпуса и крышки
Диаметр штифтов для фиксации положения крышки относительно корпуса
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса
Толщина рёбер корпуса
Координата стяжного болта у бобышек
Размеры элементов сопряжений литых корпусов
Внешний радиус сопряжения
Внутренний радиус сопряжения
Размеры элементов фланцев
диаметр отверстия под болт
Размеры пробки маслосливного отверстия
Размеры крышки смотрового отверстия
4Конструкция элементов зубчатых колёс
Рассчитываем размеры отдельных элементов зубчатых колёс:
для быстроходной ступени:
округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 и принимаем ;
по ГОСТ 6636-69 и принимаем ;
для тихоходной ступени:
по ГОСТ6636-69 и принимаем ;
округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 и принимаем .
5Расчёт соединения вал-ступица
Принимая согласно ГОСТ 23360-78 размеры и соответствующие диаметрам соединений вал-ступица рассчитываем длины шпонок:
для колеса быстроходной ступени:
Глубина шпоночного паза на валу
определяем рабочую длину шпонки:
где – допускаемое напряжение на смятие [1] (для всех соединений вал-ступица принимаем значение );
определяем длину шпонки со скруглёнными торцами:
округляем до ближайшего большего по ГОСТ 23360-78 и принимаем ;
назначаем длину ступицы:
проверяем соответствие полученного значения длины ступицы условию:
– поскольку полученное значение находится в пределах данного интервала размеры соединения рассчитаны верно;
для колеса тихоходной ступени:
проверяем соответствие полученного значения длины ступицы условию
для концевого участка быстроходной ступени:
назначаем длину концевого участка: по ГОСТ 12080-66 принимаем ;
для концевого участка тихоходной ступени:
6Выбор способа смазывания трущихся поверхностей редуктора и уплотнений
Смазывание зубчатых передач осуществляем погружением колёс в масло на глубину не менее высоты зуба тихоходной ступени но не более 10мм. Наибольшую допустимую глубину погружения определяем по формуле:
принимаем величину .
Учитывая твёрдость рабочих поверхностей зубьев окружную скорость и контактные напряжения принимаем значение кинематической вязкости и назначаем масло И-Г-А-68. [2]
Для защиты от загрязнения извне и предотвращения вытекания смазочного материала подшипниковые узлы снабжаем уплотняющими устройствами. В качестве уплотняющих устройств применяем манжетные уплотнения обладающие высокой надёжностью и хорошими уплотняющими свойствами. Параметры манжетных уплотнений выбранные из ГОСТ 8752-79 представлены в таблице 3.6.1.
для быстроходного вала
для тихоходного вала
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА
1Исходные данные выбор расчетной схемы вала
Заменяем конструкцию вала расчётной схемой с обозначением всех активных и реактивных сил действующих на вал (рис. 4.1). На схеме показываем силы действующие на вал от цилиндрических колёс и . На ведущем колесе направление силы противоположно направлению вращения на ведомом совпадает с ним.
Силы действующие на вал:
Линейные размеры со сборочного чертежа:
2Определение опорных реакций изгибающих и крутящих моментов
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих моментов в двух плоскостях: вертикальной и горизонтальной . Реакции в опорах ищем из условия и . Если момент действует против движения часовой стрелки то он считается положительным если совпадает с ним – отрицательным.
Проверяем правильность определения реакции:
Строим эпюру изгибающих моментов для чего определяем их значение в характерных точках вала:
Величины изгибающих моментов :
Находим суммарные реакции в опорах:
Находим суммарные изгибающие моменты:
Рис. 4.1. Расчетная схема с обозначением всех активных и реактивных сил действующих на вал.
3Проверка вала на статическую прочность
Так как шестерня и вал выполняются за одно целое материал вала тот же что и у шестерни – 40Х:
где - предел текучести материала вала n – коэффициент запаса прочности (из рекомендуемого материала n=13 18 принимаем n=15).
1.1Для сечения 1 – 1: сечение вала с шпоночным пазом
1.2Для сечения 2 – 2: ступенчатый переход с галтелью
где – момент сопротивления изгибу;
Касательные напряжения:
где – номинальные вращающие моменты – моменты сопротивления кручению.
Оценку статической прочности проводим по энергетической теории прочности:
Допускаемые напряжения зависят от механических характеристик материала и коэффициента запаса прочности:
Условие прочности выполняется.
4 Проверка промежуточного вала на усталостную прочность
Предположительно опасными сечениями являются сечения 1 – 1 и 2 – 2.
Для каждого из предположительно опасных сечений определяем коэффициент:
где и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям определяемые по зависимостям:
где и – амплитуды напряжений цикла; и – средние напряжения цикла; и – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.
В расчётах валов принимаем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и а касательные напряжения – по отнулевому циклу: и .
Пределы выносливости вала в опасном сечении определяем по формулам:
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения.
Значения коэффициентов снижения предела выносливости вычисляем по зависимостям:
1.3Для сечения 1 – 1: сечение вала с шпоночным пазом
Концентраторами напряжения являются шпоночный паз и натяг. Расчёт ведём с использованием табличных данных [2]:
Характеристики материала 40Х:
(при диаметре вала для изгиба и кручения легированной стали 40Х)
(т.к. поверхность вала выполнена без упрочнения).
Для шпоночного паза при выполнении паза концевой фрезой и : .
Для назначенного натяга при диаметре и : ; .
Получаем для шпоночного паза:
Принимаем для данного сечения большие значения коэффициентов снижения предела выносливости от обоих концентраторов напряжений:
Тогда пределы выносливости вала в сечении 1-1 равны:
Напряжения в данном сечении равны:
где – результирующий изгибающий момент; – крутящий момент; и – моменты сопротивления вала при изгибе и кручении.
Таким образом получаем:
Коэффициент запаса прочности S должен быть не меньше 15 – 25 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала. Так как условие прочности для данного сечения выполняется.
1.4Для сечения 2 – 2: ступенчатый переход с галтелью
Концентратором напряжений является ступенчатый переход с галтелью:
(при шероховатости поверхности и )
Для ступенчатого перехода с галтелью :
Значения коэффициентов снижения предела выносливости:
Тогда пределы выносливости вала в сечении 2-2 равны:
РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ПРОМЕЖУТОЧНОГО ВАЛА НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ
) Расчетная схема вала с указанием значения направления нагрузок (см. раздел 4. рис. 4.1);
) Частота вращения вала
) Тип подшипника 207;
) Условие работы подшипникового узла: тип нагрузки - нереверсивная спокойная температура подшипникового узла 100 °C.
) Т.к. для обеих опор принят подшипник одного типа и размера то из двух опорных реакций выбираем наибольшую по которой и будем вести дальнейший расчет. Из расчета (см. п.4.2) следует что более нагруженной является опора B: .
) По каталогу 2 табл. 24.10 для принятого подшипника выписываем значения базовых динамической и статической радиальных грузоподъемностей:
) Определяем соотношение где - осевая нагрузка (для прямозубых цилиндрических колес ); 1
Коэффициент осевого нагружения e=0 при 1
Так как отношение примем X=1; Y=0. 1
) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
где V- коэффициент вращения (V=1); 1 стр. 35
- коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки на долговечность подшипника; =1 - при спокойной нагрузке. 1
- коэффициент учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника; . 1 стр. 36
Определим приведенную эквивалентную динамическую нагрузку:
) Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:
Оцениваем пригодность намеченного подшипника по условию:
Так как расчетное значение данный подшипник лёгкой серии удовлетворяет условию.
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Проектирование цилиндрических редукторов. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т Сост.: В. К. Итбаев Л. Н. Тархов. - Уфа 2003.-36с.;
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. - 8-е изд. перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия». 12004 - 496 с.
Чернавский С. А. Боков К. Н. Чернин И. М. и др.:Курсовое проектирование деталей машин – 2-е изд.перераб. И доп. – М.: Машиностроение 1988 – 416 с.ил.
Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. Пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1Б. А. Богачев А. В. Буланже и др.; Под общ ред. д-ра техн. Наук проф. Д. Н. Решетова.-5-е изд. перераб. и доп. М.: Машиностроение 1992.-352 с: ил.
Устиненко В.Л. Киркач Н.Ф. Основы проектирования деталей машин: Харьков: Высш. Школа 1983 г.

Деталировка_КрышкаПодшипника.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров
по ГОСТ 30833.1-2002