Конструирование одноступенчатого цилиндрического редуктора

Спецификация.spw

КР.07.ВХТ03.05.42.00
КР.07.ВХТ03.05.42.01
КР.07.ВХТ03.05.42.02
КР.07.ВХТ03.05.42.03
КР.07.ВХТ03.05.42.04
КР.07.ВХТ03.05.42.05
КР.07.ВХТ03.05.42.06
КР.07.ВХТ03.05.42.07
КР.07.ВХТ03.05.42.08
КР.07.ВХТ03.05.42.09
КР.07.ВХТ03.05.42.10
КР.07.ВХТ03.05.42.11
КР.07.ВХТ03.05.42.12
КР.07.ВХТ03.05.42.13
КР.07.ВХТ03.05.42.14
КР.07.ВХТ03.05.42.15
КР.07.ВХТ03.05.42.16
КР.07.ВХТ03.05.42.17
КР.07.ВХТ03.05.42.18
Гайка М10 ГОСТ5915-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 8х30 ГОСТ3129-70

Чертеж редуктора.cdw

КР.07.ВХТ03.05.42.00
Техническая характеристика:
Передаточное отношение редуктора
Межосевое расстояние
Максимальный крутящий момент
Передаваемая мощность
Технические требования:
Плоскость разъема покрыть герметиком.
В корпус редуктора залить 2
После сборки редуктор обкатать без нагрузки в течении 6

Пояснительная записка.doc

Федеральное агентство по образованию
Волгоградский государственный технический университет (филиал)
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по деталям машин
на тему: «Конструирование одноступенчатого
цилиндрического редуктора»
Кинематическая схема привода 3 стр.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт .. 3 стр.
Расчёт зубчатых передач редуктора .. 4 стр.
Проектный расчёт валов на прочность . 10 стр.
Конструктивные расчёты зубчатых колёс 12 стр.
Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Эскизная компоновка 13 стр.
Подбор и проверка прочности шпонок 16 стр.
Подбор подшипников качения 18 стр.
Уточнённый расчёт валов на выносливость 20 стр.
Посадки зубчатых колес подшипников и т. д. 23 стр.
Система смазки редуктора . 23 стр.
Выбор муфты и проверка её деталей на прочность 24 стр.
Библиографический список . 26 стр.
Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим прямозубым редуктором по следующим данным:
мощность на ведомом валу Р2 = 42 кВт;
частота вращения ведомого вала n2 = 680 мин -1;
срок службы Lh = 28000 ч.
Кинематическая схема привода
Рис. 1 1-электродвигатель; 2-муфта; 3-редуктор.
Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода
Требуемая мощность электродвигателя [1 с.89] кВт
где – общий КПД редуктора [1 с.89].
Здесь [6 с.96] – КПД одной закрытой цилиндрической зубчатой пары;
[6 с.96] – КПД одной пары подшипников качения.
По этой величине с учётом возможности одноступенчатого зубчатого редуктора (U = 1 ÷ 5) из табл. [5с.93] Принимаем электродвигатель 4АМ112М4УЗ мощностью 55 кВт частотой вращения вала n1=1445 обмин.
Передаточное число редуктора определяется отношением номинальной частоты вращения электродвигателя n1 к частоте вращения ведомого вала при номинальной нагрузке:
Передаточное число одноступенчатого редуктора принимаем согласно ГОСТ 21426 - 75 (табл. 1.4) Up =224 .
Угловая скорость каждого из валов редуктора с-1:
Расчёт зубчатых передач
1. Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки
Принимаем материал колеса сталь 40 – улучшенная для шестерни сталь 40Х – улучшенная по табл.2.1 определяем:
Для колеса – НВ=200; в=700 МПа; т=400 МПа; -1=300 МПа;
Для шестерни – НВ=250; в=790 МПа; т=640 МПа; -1=375 МПа;
2. Допускаемые напряжения
2.1. Контактные напряжения [9с8]МПа
Расчет на контактную прочность ведется по зубьям колеса как менее прочным (твердым)[9с.8] МПа.
где – предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;
SH – коэффициент безопасности;
KHL – коэффициент долговечности в расчёте на контактную прочность.
Для улучшенных материалов принимают:
H0= 2НВ + 70=2·200+70=470 (2.2)
где НВ - твердость колеса в единицах Бринелля SH = 11- коэффициент безопасности;
Коэффициент долговечности
где NHO =107 - базовое число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости; N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
N=60 Lh ni =60·28000·680=114·109(2.4)
где Lh - срок работы передачи (ресурс) ч т.к. N>NH0 принимаем KHL = 1.
2.2. Напряжение изгиба [9 с.9] MПа
Допускаемые напряжения изгиба определяются для шестерни и для колеса:
КFL - коэффициент долговечности; KFC - коэффициент реверсивности учитывающий характер изменения напряжений для нереверсивных передач КFC =1 для реверсивных передач KFC = 075; SF = 175 - коэффициент безопасности.
где NF0= 5 106 — базовое число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости.
Примем что привод реверсивный - KFC = 075.
Рассчитаем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни:
F01= 18 HB=18·250=450
Рассчитаем допускаемые напряжения на изгиб для колеса:
F02= 18 HB=18·200=360
3.1.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности [9 с.10] мм
Межосевое расстояние определяют из условия контактной прочности мм
где (Н-мм) - крутящий момент на ведомом валу
одноступенчатого редуктора n=2 для одноступенчатого редуктора; Р2 = Р1 0 - мощность на ведомом валу кВт; Кн - коэффициент расчетной нагрузки предварительно принимают Кн =12 16; а = 032 – коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию
Определяем aw для одноступенчатого редуктора:
вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения: aw =125.
3.1.2. Модуль зацепления мм
m = (001 002) aw =(001 002)125=125 25(2.9)
Полученное значение модуля m округляем до стандартной величины (табл. 2.2.) Назначаем m = 25 мм.
Суммарное число зубьев пары шестерня - колесо:
Значение z1 округлим до ближайшего целого числа. z1=31.
z2=z - z1 =100 - 31=69
3.1.4. Фактическое передаточное число
Отклонение фактического передаточного числа от номинальной величины
3.1.5. Геометрические параметры зацепления [9 с.11] мм
Диаметры делительных (начальных) окружностей
d1 = т·z=25 · 31=775d2 = т·z=25 · 69=1725
Диаметры окружностей выступов
da1 = d1+2m=775+5=825da2 = d2+2m=1725+5=1775
Диаметры окружностей впадин
df1=d1 - 25m=775-5625=71875df2=d2 - 25m=1725-5625=166875
Ширина колесаb2 = а aw= 032 · 125 = 40 - принимаем b2=40
ширина шестерни b2=b1+5=40+5=45
Фактическое межосевое расстояние одноступенчатого редуктора
4.1. Проверочный расчет
4.1.1. Окружная скорость мс
По окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи по табл. 2.3.
По степени точности и окружной скорости определяем коэффициенты динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям KHV=123 и напряжениям изгиба KFV =155 (табл. 2.4).
4.1.2. Фактическая величина коэффициента расчетной нагрузки
Проверку прочности зубьев по контактным напряжениям осуществляют по формуле:
(128 ≤ 42727 МПа)(2.16)
где КH = КHB КHV - коэффициент расчетной нагрузки; КHB - коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся зубьев КHB =1.
Т.к. величина КH не превышает принятую ранее (в проектном расчёте КH=155) проверка зубьев на контактную прочность не требуется.
4.1.3. Силы действующие в зацеплении
где Т2 - крутящий момент на ведущем валу Нмм.
Радиальная сила Fr = Ft·tgα=8257·03639=3005 (Н) где α= 20° - угол зацепления.
Нормальная (полная) сила (Н)
4.1.4. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба [9 с.13]
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба:
где KF=KFv KFB - коэффициент расчетной нагрузки KFB =1- коэффициент концентрации нагрузки при расчете по напряжениям изгиба; YF YF2=3615.
Проверку производим по зубьям колеса т.к. у него меньше значение.
что меньше чем [F]=625 (МПа).
Выбранные параметры зубчатого зацепления соответствуют заданным нагрузкам.
Проектный расчёт валов на прочность
Рекомендуется применять валы из термически обработанных среднеуглеродистых или низколегированных качественных сталей 35 40 45 или низколегированных сталей 40Х 40ХН 45Х.
В качестве материала валов назначаем СТАЛЬ45; улучшение; 230 v=780 МПа; T=540 МПа; -1=335 МПа [9с.9].
В рассматриваемой методике проектный расчет валов выполняют только по напряжениям кручения поэтому для компенсации приближений проектного расчета допускаемые напряжения кручения принимают пониженными
3. Геометрические параметры
Геометрические размеры ступеней валов
Расчетный диаметр соответствующего участка вала определяется по формуле
где Т крутящий момент на рассматриваемом валу
Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на вал зубчатых колёс подшипников и т.д. (ГОСТ 6636).
Диаметр выходного конца вала d1 (под полумуфту) находят по формуле
(3.1) где ; [к] = 25 МПа.
Полученный диаметр округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69. Принимаем d1=24 мм.
Длину первой ступени под полумуфту принимаем по длине полумуфты l1=36 мм (табл. 11.2). Длины остальных ступеней и всего вала получаем из эскизной компоновки. Диаметр под уплотнение крышки с отверстием: d1’ = d1+(1 4) мм в проектируемом редукторе применяем манжетные (резиновые) уплотнения поэтому полученное значение диаметра d1’ необходимо округлить до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра манжеты d1’ =24+4=28 мм (см. табл.П.1 П.2).
Диаметр под подшипник:
d1’’ = d1’+(1 4) (мм) полученное значение необходимо округляю до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d1’’ = 28+2=30 мм (см. табл.П.З).
Диаметр под шестерню:
d1’’’ = d1’’+(1 4)=30+2=32 (мм). Диаметр буртика d1’’’’ = d1’’’+(4 8)=
=32+8=40 (мм) ширина буртика 1б=10 15 (мм).
Определение размеров и разработка конструкции ведомого (тихоходного) вала осуществляется по аналогии с ведущим валом при Т=Т2 и допускаемых
напряжениях [к]=25 МПа.
Полученный диаметр округляем до ближайшего большего стандартного значения из ряда Ra 40 ГОСТ 6636-69. Принимаем d2=30 мм.
Длину выходного конца 12 принимаем по длине полумуфты l2=58 мм (табл. П.2.). Длины остальных ступеней и всего вала получаем из эскизной компоновки. Диаметр под уплотнение крышки с отверстием: d2’ = d2+(1 6) мм в проектируемом редукторе применяем манжетные (резиновые) уплотнения поэтому полученное значение диаметра d2’ необходимо округлить до ближайшего стандартного значения внутреннего диаметра манжеты d2’ =30+64=36 мм (см. табл.П.1 П.2).
d2’’ = d2’+(1 4) (мм) полученное значение необходимо округлить до ближайшего стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника d2’’ = 36+4=40 мм (см. табл.П.З).
d2’’’ = d2’’+(1 4)=40+2=42 (мм). Диаметр буртика d2’’’’ = d2’’’+(4 6)=
=42+6=48 (мм) ширина буртика 1б=10 15 (мм).
Конструктивные размеры зубчатых колёс [1с.198]
Конструкция зубчатого колеса зависит от проектных размеров материала способа получения заготовки и масштаба производства.
Основные конструктивные элементы колеса - обод ступица и диск.
В проектируемом редукторе зубчатые колеса получаются относительно небольших диаметров поэтому их целесообразно изготавливать из круглого проката. Ступицу зубчатых колес цилиндрических редукторов обычно распо-лагают симметрично относительно обода.
Рис. 4 Конструкция цилиндрического колеса
o=(25 4)m=4·25=10 (мм).
dст = 1.6d=1642=68(мм); (4.1)
Lст = 15d=1542=60; (4.2)
С = 025b2=02540=10 (мм); (4.3)
n = 2m=225=5 (мм). (4.5)
Диаметр по осям отверстий в диске а также количество и диаметр этих отверстий назначаю по конструктивным соображениям.
Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Эскизная компоновка
Размеры элементов корпуса и крышки редуктора [9с.18]
Корпус и крышку редуктора предполагаю отливать из серого чугуна марки не ниже СЧ15.
Форма корпуса и крышки определяется технологическими эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом прочности и жесткости.
Габаритные размеры корпусных деталей (корпуса и крышки) определяются размерами находящейся в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
Вертикальные стенки корпуса редуктора перпендикулярны а верхняя плоскость разъема параллельна основанию. Для повышения жесткости при одновременном снижении массы корпус снабжается рёбрами жесткости.
Расположение рёбер согласовывают с направлением усилий деформирующих корпус.
Размеры основных элементов чугунного литого корпуса и крышки цилиндрического редуктора (рис.5.1).
Размеры основных элементов чугунного литого корпуса и крышки цилиндрического редуктора.
где – толщина стенки корпуса.
= 0025125+ 1 = 4125 (мм)
Принимаем толщину стенки корпуса равной 8 мм.
где 1 - толщина стенки крышки редуктора.
= 002125+ 1 = 35 (мм).
Принимаем толщину стенки крышки редуктора равной 7 мм.
Толщина верхнего фланца корпуса равна:
Толщина нижнего фланца крышки равна:
b1 = 157 = 105 (мм).
Толщина нижнего фланца корпуса:
Толщина ребер жесткости:
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = 003 а + 12 (5.7)
d1 = 003 125 + 12 = 1575 (мм)
Принимаем четыре болта М16.
Ширина опорной поверхности:
А = 24d1 + 15 (5.8)
А = 2420 + 158 = 60 (мм)
Высота: h = 05 (5.9)
Диаметр болтов крепящих крышку корпуса:
Принимаем болты 8 х М12
Диаметр винтов крепящих смотровую крышку:
d3 = 0.316 = 48 (мм)
Принимаем четыре винта М6
lш = b + b1 +5 (5.14)
lш = 12 + 12 +5 = 29 30 (мм)
Штифт: 8h10х30 ГОСТ 3129-70 .
Ширина нижнего и верхнего фланца корпуса мм
К1 = 43 (мм); К2 = 32 (мм);
Расстояние от наружной поверхности корпуса до оси болтов d1 мм С1 = 19 мм болтов d2 С2 = 14 мм.
Размер Е проверяю графически на отсутствие пересечений с отверстиями винтов d4 торцевой крышки.
Назначаю радиальные и осевые зазоры между вращающими деталями и внутренними поверхностями корпуса и крышки редуктора расстояние между днищем корпуса и выступами зубьев колеса второй ступени y = 20 мм.
Расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса редуктора L по ширине и M по длине (размеры масляной ванны в плане).
Расстояние между опорами валов
где B – ширина подшипника которую предварительно принимаю равной 15 мм:
Эскизная компоновка выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 карандашом в тонких линиях на формате А1.
Проводим осевые линии;
Вычерчиваем габариты зубчатой пары;
Прочерчиваем контуры внутренних стенок корпуса;
Вычерчивание валов начиная с ведущего вала;
Вычерчиваем подшипники.
Рис. 5 Пример эскизной компоновки одноступенчатого редуктора
Подбор и проверка прочности шпонок
Размеры поперечного сечения шпонки b h мм а также глубину паза на валу t1 и в ступице t2 назначают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.
Номинальную длину l шпонки выбирают из стандартного ряда в соответствии с длиной ступицы (шириной) сидящей на валу детали.
Проверочным расчетом на прочность является расчет по напряжениям смятия
где T – крутящий момент на рассматриваемом валу Н*мм; z – число шпонок в рассматриваемом месте;
l – рабочая длина шпонки.
При стальных вале и ступице [] = 150 МПа.
1.1. Шпонка на выходном конце
По d = d1 = 25 мм назначаю b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 35 мм; t2 = 28 мм [9с.25]. Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 50 мм из табл. [6 с.397] получаю l=40 мм.
lP= 40 – 6 = 340 мм.
1.2. Шпонка под шестерней
По d1 = d1```=32 мм: назначаю b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 43 мм; t2 = 30 мм по b1 = 45 мм назначаю l = 40 мм.
lP = 40 – 6 = 34 мм.
3.1. Шпонка на выходном конце
По d = d3 = 40 мм: b = 12 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; t2 = 33 мм.
Ориентируясь на длину выходного конца вала L = 80 [6 с. 397] назначаю l = 70 мм [9 с. 25].
lP = 70 – 12 = 58 мм.
Проверка на прочность выполняется.
3.2. Шпонка под колесом
По d3 = d3```= 48 мм назначаю b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5.5 мм; t2 = 38 мм [9 с. 25]. По длине ступицы = 88мм назначаю l = 80 мм.
lP = 80 – 14 = 66 мм
Проверка на прочность не требуется.
Выбранные шпонки работоспособны.
Подбор подшипников качения
При частоте вращения подшипников n > 1000 обмин их подбирают по динамической грузоподъёмности. Подбор осуществляется сравнением расчетной динамической грузоподъемности Cр с базовой C по условию:
Под базовой динамической грузоподъемностью подшипника C понимается постоянная радиальная нагрузка которую подшипник может воспринять при базовой долговечности составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.
Расчетная динамическая грузоподъемность подшипника Cр определяется по формуле
где Q – эквивалентная динамическая нагрузка Н; n – число оборотов вала обмин; Lh– долговечность (ресурс) привода ч; m – показатель степени (для шариковых подшипников m = 3).
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник:
где Fr Fa – радиальная и осевая силы соответственно;H X Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; V – коэффициент вращения при вращающемся внутреннем кольце; КБ – коэффициент безопасности; КТ – температурный коэффициент.
Проверка: RA +RB-Fn1=0. 664.1+187.6-849=0; 0=0
Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре А
где V=10 [9с.26]; kБ=13 [9с.27]; kT=10 [9с.27] (t100C).
Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника
По этой величине и диаметру вала подшипник d = d1``= 30 мм подбираю подшипники средней серии № 306 имеющие С = 281 кH и размеры
d x D x B = 30 x 72 x 19 мм [9с75].
Эквивалентная нагрузка на более нагруженной опоре Б
Требуемая динамическая нагрузка
По этой величине и диаметру вала d = d3``= 45 мм подбираю подшипники средней серии № 309 имеющие С = 300 кH и размеры d x D x B = 45 x 100 x 25 мм.
Уточнённый расчёт валов на выносливость
Уточненный расчет валов на выносливость выполняется при учете совместного действия кручения и изгиба. В расчете учитываются разновидности циклов напряжений изгиба и кручения усталостные характеристики материалов размеры форма и состояние поверхности вала. Целью расчета является определить общие коэффициенты запаса усталостной прочности для опасных сечений и сравнить их с допускаемыми. В практике расчетные коэффициенты запаса выносливости определяются для всех опасных сечений каждого вала.
Ниже приводится расчет общего коэффициента запаса выносливости для опасного сечения под серединой шестерни нагруженного максимальным изгибающим и крутящим моментом и расслабленным шпоночным пазом.
1.1. Данные для расчета
RA = 6614 Н; b = 40мм;
RB = 1876 Н; c = 141мм.[п. 9.1.]
T1 = 23830 Н[п. 5.3.1.];
b = 6 мм; t1 = 35 мм; d = d1``` = 30 мм;
Суммарный изгибающий момент
Общий коэффициент запаса выносливости
где [n] – рекомендуемая величина коэффициента запаса для редукторов общего назначения принимают [n] ≥15 ÷ 5 [9с.31].
Коэффициент запаса выносливости по нормальным n и касательным n напряжениям
Где и - пределы выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба и кручения соответственно МПа; K K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно и – коэффициенты учитывающие масштабный фактор; KF – коэффициент учитывающий влияние качества поверхности – коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла.
Нормальные напряжения в поперечных сечениях вала изменяются по симметричному циклу тогда среднее напряжение m аамплитуда напряжений a равна расчетным напряжениям изгиба:
где M - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Нмм; Wнетто – осевой момент сопротивления мм3.
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу при котором среднее напряжение m равно амплитуде цикла a.
где Wнетто – полярный момент сопротивления мм3.
K = 175[6c.289]; = 092; КF=1 (шлифованный вал) = 020 (для стали 45) [9 c.34]; m=0.
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу.
Осевой момент сопротивления
= 01 (для стали 45) [6с.290].
Напряжения кручения изменяются по пульсирующему циклу.
Выносливость вала обеспечена.
Посадки зубчатых колёс и подшипников
Для соединения валов с деталями передающими крутящие моменты (колёсами муфтами) применяют посадки с натягом.
для цилиндрических прямозубых передач ;
внутренние кольца подшипников на валы сажаю по ;
наружные кольца подшипников в корпус для обеспечения равномерного износа сажают по .
Система смазки редуктора
В настоящее время для смазки элементов передач в редукторах общего назначения широко применяют картерную систему смазки. Для осуществления такого способа смазки в корпус редуктора заливают масло так чтобы в него был погружен венец зубчатого колеса. При вращении колеса масло увлекается зубьями разбрызгивается попадает на внутренние стенки корпуса откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Глубина корпуса редуктора
Площадь корпуса редуктора в плане
Требуемый объем масла
При окружной скорости v1 = 88 мс требуется масло марки И-Г-A-32 ГОСТ 17479 [9с.35].
Выбор муфты и проверка её деталей на прочность
В качестве моторной муфты назначают муфту упругую втулочно-пальцевую типа МУВП ГОСТ 21424.
Типоразмер муфты выбираю по расчётному крутящему моменту
где – коэффициент режима нагрузки;
Ориентируясь на величину [9 с. 42] получаю
По этой величине выбираю муфту способную передавать Т = 315 Нм[9c43].
У этой муфты D0=58 мм; dП=10 мм; lП=19 мм.
Количество пальцев z=4; dB = 19 мм; lB = 15 мм [9с44].
Пальцы проверяю на изгиб
Втулки проверяю на смятие
Выбранная муфта работоспособна.
Библиографический список
Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. Альбом. Изд. 3-е перераб. и доп. М. «Машиностроение»1972.
Гжиров Р.И. Краткий справочник конструктора: Справочник – Л.: «Машиностроение» 1983.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для технических специальностей вузов. – 7-е изд. испр. – М.: Высшая школа 2001.
Левицкий В.С. Машиностроительное черчение: Учебник для втузов – 2-е изд. испр. и доп. – М.: Высшая школа 1994.
Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет проектирование и обслуживание опор: Справочник. – М.: Машиностроение 1983.
Расчеты деталей машин И.М.Чернин А.В. Кузьмин Г.М. Ицкович. 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа 1978.
Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. – М.: Высшая школа 1980.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. – М.: Высшая школа 1991.
Костин В.Е. Щеглов Н.Д. Курсовое проектирование по деталям машин (расчет и конструирование цилиндрических зубчатых передач): Учебное пособие ВолгГТУ Волгоград 2004.