Одноступенчатая коробка передач с передачей Новикова

VAL.dwg

KOLESO.dwg

Shkivcl.dwg

шків із шпицями.dwg

СК2.dwg

Редуктор перероблений.dwg

DM Новікова.doc

Міністерство освіти і науки України
Національний технічний університет України
«Київський політехнічний інститут»
Кафедра лазерної техніки та фізично-технічної технології
Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту
з дисципліни «Деталі машин»
Технічне завдання. 2
Вибір електродвигуна. Кінематичний та силовий розрахунки
механічного приводу 4
Розрахунок клинопасової передачі. 8
1.Розрахунок веденого та ведучого шківа 12
Розрахунок редуктора 15
1.Розрахунок циліндричної зубчастої передачі із зачепленням Новікова 16
2.Розрахунок валів 21
2.1.Розрахунок тихохідного вала 21
2.2.Розрахунок швидкохідного вала 26
3.Вибір підшипників 31
3.1.Вибір підшипників для тихохідного вала 31
3.2.Вибір підшипників для швидкохідного вала 32
4.Розрахунок шпонок. . 34
4.1.Розрахунок шпонок для тихохідного вала 34
4.2.Розрахунок шпонок для швидкохідного вала.. 34
5.Мастило для зубчастих коліс та підшипників.. 35
6.Проектування корпуса редуктора.. .36
Розрахунок відцентрової муфти 38
Список використаної літератури 39
Технічний рівень всіх галузей народного господарства в значній мірі визначається рівнем розвитку машинобудування. На основі розвитку машинобудування здійснюється комплексна механізація та автоматизація виробничих процесів у промисловості будівництві сільському господарстві на транспорті.
Державою перед машинобудуванням поставлена задача значного підвищення експлуатаційних і якісних показників при безперервному рості об’єму її випуску.
Одним із направлень рішення цієї задачі являється удосконалення конструкторської підготовки студентів вищих навчальних закладів.
Виконання курсової роботи по «Деталям машин» завершує загальний технічний цикл підготовки студентів. При виконані моєї роботи активно використовуються знання із ряду пройдених предметів: механіки опору матеріалів матеріалознавства та ін.
Об’єктом курсової роботи являється привід з циліндричним одноступінчастим редуктором із зачепленням Новікова.
Вибір електродвигуна. Кінематичний та силовий
розрахунки механічного приводу
Електродвигун для приводу вибирають за споживаною потужністю на вихідному валу приводу з урахуванням усіх втрат в кінематичних ланцюгах приводу. В загальному вигляді потужність що споживається від електродвигуна з урахуванням цих втрат визначають за формулою
де – кількість потоків потужності; – потужність і-го потоку на виході приводу кВт; – загальний ККД кінематичного ланцюга приводу і-го потоку потужності який визначають за формулою
де – ККД окремих ланок кінематичного ланцюга приводу і-го потоку потужності; – кількість окремих ланок кінематичного ланцюга (окремих передач муфт).
Кінематична схема приводу однопотокова а тому . При цьому формула для розрахунку споживчої потужності від електродвигуна набере вигляду
де – потужність на виході валу приводу кВт; – загальний ККД приводу.
Загальний ККД визначають як добуток ККД усіх кінематичних пар що входять до приводу.
де – ККД пасової передачі ; – ККД циліндричної зубчастої передачі ; – ККД відцентрової муфти .
Вибираємо тип двигуна з номінальною потужністю кВт. Степінь перевантаження .
Спочатку визначимо загальне (приблизне) значення передаточного числа для кожного з чотирьох двигунів серії 4А:
Загальне передатне число приводу дорівнює добуткові передатних чисел усіх передач що входять в кінематичну схему. В цьому разі маємо дві передачі:
де – передатні числа відповідно клинопасової та зубчастої передач.
Рекомендовані інтервали передатних чисел для проектування клинопасової передачі для зубчастої циліндричної . Тоді для даного приводу мінімальне та максимальне передатні числа дорівнюють:
Порівнюючи загальне (приблизне) значення передатних чисел приводу для кожного з чотирьох електродвигунів з мінімальним та максимальним передатними числами при цьому має виконуватись умова з'ясовуємо що в результаті аналізу залишилося лише одне загальне (приблизне) передатне число що знаходиться в даному інтервалі. Вибираємо електродвигун з частотою обертання обхв.
Технічні характеристики електродвигуна:
Рис.1 Ескіз електродвигуна
Знаходимо загальне дійсне число приводу:
Рівняння має дві невідомі. Для визначення передатного числа клинопасової передачі призначаємо передаточне число зубчастої передачі . Тоді передатне число клинопасової передачі:
Знаходимо частоту обертання швидкохідного валу редуктора:
Силовий розрахунок приводу полягає у визначенні обертальних моментів на валах . У загальному випадку обертальний момент (Н·м) визначають за формулою
де – вихідна потужність валу кВт; – частота обертання вала хв-1.
Для однопотокового приводу визначаємо три обертальні моменти:
– на валу електродвигуна:
де – потужність споживана від електродвигуна; – частота обертання двигуна хв-1;
– на швидкохідному валу редуктора:
де – обертальний момент на валу електродвигуна; – передатне число клинопасової передачі; – ККД клинопасової передачі; – ККД відцентрової муфти.
– на тихохідному валу редуктора:
де – обертальний момент на швидкохідному валу редуктора; – передатне число циліндричної зубчастої передачі (одноступінчастого редуктора); – ККД циліндричної зубчастої передачі; – ККД відцентрової муфти.
Результати обчислень
Розрахунок клинопасової передачі
Вибираємо переріз паса за номограмою ГОСТ 1284.3-80 залежно від споживчої потужності на валу ведучого шківу і частоти його обертання категорії Б.
Рис. 1. Переріз клинового паса категорії Б
Для прийнятого перерізу паса визначаємо діаметр ведучого шківа. При цьому користуємось рекомендацією з метою підвищення строку служби паса. Приймаємо мм.
Визначаємо колову швидкість (мс) та порівнюємо її з допустимою для цього типу паса
де – діаметр ведучого шківа мм; – частота обертання ведучого шківа хв.-1
Визначаємо орієнтовно діаметр веденого шківа . Коефіцієнт пружного ковзання паса вибираємо рівним :
де – попереднє передатне число передачі.
Значення округлюємо до найближчого стандартного значення згідно з ГОСТ 20898-75: мм яке буде розрахунковим діаметром веденого шківа мм.
Уточнюємо передатне число:
Визначаємо відносну похибку передатного числа за формулою
Знаходимо фактичну частоту обертання веденого шківа:
Визначаємо орієнтовну міжосьову відстань:
Визначаємо розрахункову довжину паса:
Розраховане значення округляємо до найближчого стандартного згідно з ГОСТ 1284.1-89: мм.
Визначаємо число пробігів паса:
Уточнюємо міжосьову відстань відповідно до прийнятої довжини паса:
Визначаємо кут обхвату ведучого шківа:
Визначаємо потрібну кількість пасів:
де – потужність на ведучому шківі кВт; – допустима потужність для одного клинового паса залежно від перерізу діаметра ведучого шківа та ; – коефіцієнт динамічності ; – коефіцієнт кута обхвату ; – коефіцієнт що враховує вплив на довговічність довжини паса залежно від відношення розрахункової довжини паса до базової :
– коефіцієнт що враховує кількість пасів у комплекті клинопасової передачі .
Визначаємо колову силу:
де – потужність передаваєма шківом кВт; – швидкість паса мс.
Визначаємо силу початкового натягу одного паса:
де – маса одного метра паса кгм.
Знаходимо сили що діють на вал та підшипники:
Визначаємо напруження у ведучій гілці паса:
де – напруження від початкового натягу паса; для клинових пасів беруть середнє значення МПа; – прийнята кількість пасів; – площа перерізу паса.
Визначають напруження згину у пасі на дузі обхвату ведучого шківа:
де – модуль пружності для кордтканевих пасів беремо МПа; – відстань від нейтральної лінії до найбільш напружених волокон.
Розрахуємо напруження які виникають у пасі від дії відцентрових сил:
де – питома маса паса беремо кгм3; – швидкість паса мс.
Знаходимо максимальні напруження у перерізі ведучої гілки паса в місці набігання його на ведучий шків:
Розрахункова довговічність:
де – границя витривалості беремо МПА; – показник степеня (для клинових пасів ); – коефіцієнт що враховує вплив передатного числа для ; – коефіцієнтщо враховує непостійність навантаження ; – число пробігів паса за секунду.
Рис. 2. Схема клинопасової передачі
1. Розрахунок веденого та ведучого шківа
Для визначення основних конструктивних розмірів ескіз шківа показано на рис. 3.
Вибір матеріалу шківа залежить від колової швидкості мс тому обираємо сірий чавун марки СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Визначаємо параметри канавок шківів залежно від перерізу паса (табл. 2).
Таблиця 2. Параметри канавок шківів
Параметри канавок мм
Визначаємо основні конструктивні елементи шківів (табл. 3).
Таблиця 3. Основні конструктивні елементи шківів
Параметри конструктивних елементів
Розрахункові діаметри шківів мм
Шків виконують зі спицями
Внутрішній діаметр маточини мм
Зовнішній діаметр маточини мм
Внутрішній діаметр обода мм
Зовнішній діаметр шківів мм
Діаметр отворів диска шківа мм
Довжина великої осі еліпса спиці біля маточини мм
Довжина малої осі еліпса біля маточини мм
Розміри осей еліпса у місці з’єднання спиці з ободом мм
Розрахунок редуктора
1. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі із зачепленням Новікова
Вважаючи що редуктор індивідуального виготовлення приймаємо в якості матеріалу для шестерні та зубчастого колеса леговану сталь 40Х (поковка). Назначаємо для них термообробку-покращення (загартовування з високим відпуском). Приймаємо твердість після термообробки для шестерні НВ1269 302 для колеса – НВ2235 262.
Попередньо знаходимо допустиме контактне напруження
де – границя контактної витривалості яка відповідає базовому числу циклів змін напружень; – коефіцієнт довговічності; – коефіцієнт що враховує шорсткість контактуючих поверхонь; – попереднє значення коефіцієнта що враховує число зубів шестерні та колеса приймаємо ; – попереднє значення коефіцієнта що враховує модуль зубчастих колес приймаємо ; – попереднє значення коефіцієнта що враховує розмір зубчастого колеса приймаємо ;– коефіцієнт безпеки рекомендовано .
При термічній обробці – покращенні Для шестерні МПа для колеса МПа.
Коефіцієнт довговічності знаходимо по емпіричній формулі в залежності від еквівалентного числа циклів змін напружень . Останнє знаходимо по залежності де – крутний момент на і-му ступені; – максимально довготривалий діючий момент; – частота обертання на і-му ступені хв.-1; – час роботи на і-му ступені год. Для шестерні для колеса . Тут – попереднє значення передаточного числа .
Для шестерні для колеса .
Приймаємо параметр шорсткості робочих поверхонь зубів мкм тому .
Попередньо допустиме контактне напруження МПа:
При кількості зубів шестерні розрахункове допустиме напруження прирівнюється меншому із двох значень і . Приймаємо тому МПа.
Міжосьова відстань із умови контактної витривалості зубів де – крутний момент на колесі що розраховується по залежності Н·м; – попереднє значення коефіцієнта що враховує розподіл навантаження серед зон торкання по ширині зубчастого вінця приймаємо попередньо коефіцієнт ширини тоді ; – попереднє значення коефіцієнта що враховує динамічне навантаження в зачепленні приймаємо ; – попереднє значення коефіцієнта що враховує кут нахилу зуба та передаточне число знаходиться по залежності де попереднє значення кута нахилу зуба а коефіцієнт осьового перекриття рекомендовано приймати із інтервалів : 115 125; 215 225; 32 33; приймаємо тоді і ; – коефіцієнт що враховує осьове перекриття при . Таким чином мм. Округлюємо до найближчого кратного 5 мм приймаємо мм.
Модуль мм. Тут попереднє число зубів колеса . Приймаємо по ГОСТ 14186-69 мм.
Кут нахилу лінії зуба що відповідає рекомендованому тому приймаємо .
Коефіцієнт що враховує розподіл навантаження серед зон дотику по ширині зубчастого вінця .
Колова швидкість зубчастих коліс мс. Приймаємо 8-му степінь точності по нормам плавності по ГОСТ 1643-81.
Коефіцієнт що враховує динамічне навантаження в зачеплені . При мс .
Коефіцієнт що враховує кут нахилу зуба та передаточне число .
Контактне напруження МПа недовантаження .
Коефіцієнт що враховує число зубів шестерні та колеса де і – коефіцієнт числа зубів відповідно шестерні та колеса. х знаходимо по емпіричній формулі в залежності від .
Еквівалентні числа зубів:
Коефіцієнт числа зубів:
Коефіцієнт довговічності колеса залишається без змін у зв’язку не змінювання передаточного числа .
Коефіцієнт що враховує модуль зубчастих коліс .
Коефіцієнт що враховує розмір зубчастого колеса . При мм приймаємо . Маємо: мм мм.
Допустиме напруження витривалість зубів при згину де – границя витривалості зубів при згину що відповідає базовому числу циклів змін напружень; – коефіцієнт довговічності; – коефіцієнт що враховує розмір зубчастого колеса; – коефіцієнт безпеки приймаємо .
При термічній обробці-покращання .
Коефіцієнт довговічності де – еквівалентне число циклів змін напружень знаходиться по залежності .
Для колеса що більше . Таким чином . Коефіцієнт визначають по формулі . При мм приймаємо . В даному випадку мм тому . Отримуємо:
Розраховуємо коефіцієнт форми зуба по графіку:
Порівняльна оцінка міцності зубів МПа:
Слабша шестерня тому що МПа МПа.
Розрахунок напружень згину в зубах шестерні
де – коефіцієнт що враховує розподіл навантаження серед зон доторкання по ширині зубчастого вінця ; – коефіцієнт що враховує динамічне навантаження в зачеплені знаходиться по залежності при мсмс ; – коефіцієнт що враховує модуль зачеплення ; – коефіцієнт що враховує вплив геометрії місць доторкання профілів зубів на міцність при згині розраховують по емпіричній формулі в залежності від співвідношення останнє обчислюють наступним чином:
; . Звідки МПа що менше МПа.
Геометричні розміри колеса:
діаметр ділильного кола мм; діаметр вершин зубів мм; діаметр впадин зубів мм; ширина зубчастого вінця мм.
Приймаємо що відповідає ГОСТ 6636-69; фаска на зубах шестерні та колеса під кутом мм. Приймаємо мм.
Геометричні розміри шестерні:
діаметр ділильного кола мм; діаметр вершин зубів мм; діаметр впадин зубів мм; ширина зубчастого вінця мм. Приймаємо .
Таблиця 4. Результати розрахунку циліндричної зубчастої передачі із
зачепленням Новікова
2.1. Розрахунок тихохідного вала
Визначаємо діючі на вал навантаження:
Тангенціальна сила Н
В якості матеріалу для виготовлення вала призначаємо середньо вуглецеву сталь 45 по ГОСТ 1050-77. Термообробка – нормалізація. Механічні характеристики: МПа МПа МПа МПа.
Орієнтовно визначаємо діаметр вала під зубчастим колесом. Приймаємо
Виконуємо ескізну компоновку вузла вала конструктивно визначаємо розміри його частин та складаємо розрахункову схему. Попередньо вибираємо в якості опор підшипники шарикові радіальні однорядні. По величині заплічників під підшипники при мм приймаємо підшипники легкої серії 207 у яких мм мм мм. Довжину частини вала під колесом приймаємо менше ширини колеса
Зазор між стінкою редуктора та торцем колеса приймаємо по мм з кожної сторони. Вибираємо для підшипників пластинчасте мастило. Щоб мастило не витікало всередину корпуса передбачимо постановку мастило утримуючих кілець мм.
Розміри кінця вала що виходить із редуктора за СТ СЭВ 537-77 при мм становить мм. Таким чином відстань між опорами мм.
Рис. 4. : a – розрахункова схема
b – епюри згинальних та крутних моментів
Знаходимо розрахунковий діаметр вала в небезпечній зоні. Розраховуємо опорні реакції:
у горизонтальній площині: Н;
у вертикальній площині: звідки Н; ; Н.
Сумарні опорні реакції:
В якості небезпечного розглянемо переріз вала по середині зубчастого колеса. Згинаючі моменти в небезпечному перерізі
Сумарний згинаючий момент
Приведений момент (по третій теорії міцності)
Так як в небезпечному перерізі знаходиться шпонковий паз приймаємо МПа. Розрахунковий діаметр вала
Так як розрахунковий діаметр несуттєво відрізняється від отриманого в орієнтовному розрахунку остаточно приймаємо мм.
Виконуємо розрахунок вала на статичну міцність.
З урахуванням коефіцієнта перевантаження розраховуємо максимальні навантаження у небезпечному перерізі:
Напруження в небезпечному перерізі
Допустиме напруження МПа де при . Оскільки статична міцність вала забезпечена.
Виконуємо розрахунок вала на витривалість.
Визначаємо амплітудні та середні напруження циклів в небезпечному перерізі:
при згинанні (симетричний цикл) мм3
Визначаємо границі витривалості при згинанні та кручені з врахуванням зміни режиму навантаження.
Для колеса що більше . Таким чином .
Розраховуємо коефіцієнт запасу міцності:
Розраховуємо загальний запас циклічної міцності при загальній дії згинання та кручення:
Таким чином в період заданого періоду часу вал руйнуватися не буде.
2.2. Розрахунок швидкохідного вала
Оскільки на вал діють значні сили то в якості матеріалу для виготовлення вала призначаємо леговану сталь 40НХ по ГОСТ 1050-77. Термообробка загартовування. Механічні характеристики: МПа МПа МПа МПа.
Виконуємо ескізну компоновку вузла вала конструктивно визначаємо розміри його частин та складаємо розрахункову схему. Попередньо вибираємо в якості опор підшипники шарикові радіальні однорядні. По величині заплічників під підшипники при мм приймаємо підшипники легкої серії 205 у яких мм мм мм. Довжину частини вала під колесом приймаємо менше ширини колеса
Рис. 5. : a – розрахункова схема
Так як розрахунковий діаметр суттєво відрізняється від отриманого в орієнтовному розрахунку то приймаємо мм.
Для шестерні що більше . Таким чином .
Таким чином в період заданого періоду часу надійність роботи вала забезпечена.
3. Вибір підшипників
3.1. Вибір підшипників для тихохідного вала
Орієнтовно приймаємо підшипники легкої серії 207 у яких мм мм.
Опорні реакції: Н; Н.
Розраховуємо еквівалентне радіальне навантаження для опор. Знаходимо співвідношення . Для цього відношення по ГОСТ 18855-94 допоміжний коефіцієнт . Оскільки відношення ; то
Оскільки то подальші розрахунки будемо проводити по .
З урахуванням графіка навантаження:
Знаходимо номінальну довговічність підшипника:
Для кожного з режимів навантаження
Розраховуємо еквівалентне динамічне навантаження опори 2 враховуючи перемінність навантаження:
Знаходимо розрахункову динамічну вантажопідйомність підшипника:
В такому випадку остаточно вибираємо підшипники радіальні однорядні важкої серії 407 у яких мм мм.
Знаходимо фактичну довговічність вибраних підшипників:
3.2. Вибір підшипників для швидкохідного вала
Орієнтовно приймаємо підшипники легкої серії 207 у яких мм мм Вантажопідйомність:
4.1.Розрахунок шпонок для тихохідного вала
Для вала з мм вибираємо шпонку мм мм мм.
Виконуємо розрахунок шпонки на зминання. В конструюванні редукторів для шпонок зі сталі 45 за ГОСТ 1070-88 при середньому режимі роботи границя зминання МПа.
Міцність шпонки забезпечена.
Границя витривалості сталі 45 на зріз становить МПа. Виконуємо розрахунок шпонки на зріз:
Міцність шпонкового з'єднання забезпечено.
4.2.Розрахунок шпонок для швидкохідного вала
5.Мастило для зубчастих коліс та підшипників
Для зменшення втрат потужності на тертя та зниження інтенсивності зносу поверхонь що труться а також для захисту їх від корозії та кращого відводу теплоти від деталей потрібне надійне мастило.
В даний час в машинобудуванні для змащування передач широко застосовують картерну систему. В корпус редуктора або коробки передач заливають мастило так щоб вінці колес були в нього занурені. При їх обертанні масло захоплюється зубами розбризкується потрапляє на внутрішні стінки корпусу звідки стікає у внутрішню його частину. Картерне мастило застосовують при колових швидкостях від 03 до 125 мс (у нашому випадку колова швидкість становить 2 45мс).
В наш час широко застосовують пластинчасті змащувальні матеріали ЦИАТИМ-201 і ЛИТОЛ-24 які допускають температуру нагрівання до 130.
Для змащення підшипників редуктора приймаємо густе універсальне мастило ЛИТОЛ-24.
Кількість мастила для змазування двох підшипників:
швидкохідного вала г.
Сумарна кількість мастила гл
Сорт мастила для змащення зубчастих коліс вибирається в залежності від потрібної в’язкості мастила яка в свою чергу залежить від контактних напружень на поверхні зуб’їв.
Потрібна в’язкість мастила при 50º С
де мс – швидкість передачі;
МПа – контактні напруження у зуб’ях передачі.
За отриманим значенням в'язкості призначається масло індустріальне И – 40 А.
Потрібна кількість масла
де кВт – потрібна потужність привода.
5.Проектування корпуса редуктора
Матеріал корпуса та кришки – чавун СЧ15. Товщина стінки корпусу виходячи із потреб технологічного лиття та необхідності жорсткості корпусу: мм приймаємо мм
– момент на тихохідному валу.
Товщина стінки кришки корпуса редуктора: мм.
Товщина верхнього пояса корпуса редуктора: мм приймаємо мм.
Товщина нижнього пояса корпуса редуктора: мм приймаємо мм.
Товщина пояса кришки редуктора: мм.
Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора: мм.
Діаметр фундаментних болтів: мм.
Ширина нижнього пояса корпуса редуктора: мм Приймаємо мм.
Діаметр болтів які з'єднують корпус з кришкою редуктора:
Ширина пояса (ширина фланця) з'єднання корпуса і кришки редуктора
біля підшипників: мм приймаємо мм.
Ширину пояса призначаємо на 2 8 мм меншою від приймаємо мм.
Діаметр болтів які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників:
Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора:
мм – для швидкохідного і тихохідного валів.
Основні габаритні розміри:
Розрахунок відцентрової муфти
Основне призначення муфт – з'єднання валів яке визвано тим що більшість сучасних машин складають із окремих самостійних складальних одиниць наприклад двигунів редукторів варіаторів і т. д.
Відцентрові муфти слугують для автоматичного з'єднання (роз'єднання) валів при досягненні ведучим валом заданої частоти обертання.
Для нашого приводу обираємо відцентрову колодкову муфту фірми «Vulсan» яка вбудована в шків клинопасової передачі за основними розмірами що наведені в табл. 5.
Таблиця 5. Основні розміри колодкової відцентрової муфти фірми «Vulсan»
Рис. 6. Колодкова відцентрова муфта.
Муфта складається із двох напівмуфт між якими розміщені центр обіжні колодки з’єднані з пазами з внутрішньою напівмуфтою. При обертанні внутрішньої напівмуфти в колодках виникає центр обіжна сила яка прижимає колодки до внутрішньої поверхні зовнішньої напівмуфти і силами тертя захоплює її рух.
Розрахунок передбачає знаходження необхідної сили притиснення кожної колодки до внутрішньої поверхні ободу веденої напівмуфти.
де – діаметр поверхні тертя; – кількість колодок; – коефіцієнт тертя приймаємо ; – коефіцієнт безпеки; – крутний момент.
Потім прирівнюючи значенню відцентрової сили знаходимо масу однієї колодки
Де – відстань від осі вала до центру тяжіння колодки приймаємо м; та – номінальна кутова швидкість та швидкість при якій відбувається включення муфти.
Тиск на поверхні тертя для забезпечення для забезпечення нормальної зносостійкості муфти.
де та – відповідно довжина та ширина колодки
Список використаної літератури
М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение» 1991.
П.Ф. Дунаев О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
М.: «Высшая школа» 1985.
В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя т.1.
М.: «Машиностроение» 1980.
В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя т.2.
В.И. Анурьев – Справочник коструктора –машиностроителя т.3.
С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин.
М.: «Машиностроение» 1987.
Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение» 1970.
М.И. Анфимов – Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение» 1972.