Проектный расчет привода механизма передвижения мостового крана - курсовой

Спецификация.spw

Шайба уплотнительная
Прокладка регулировочная
Шайба 6.65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 16.65Г ГОСТ 6402-70
Штифт 4х10 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х20 ГОСТ 3128-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник №208 ГОСТ 8338-75
Подшипник №309 ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Полумуфта 250-35-1.1

дм и ок.docx

Глава 1. Кинематический расчет привода 5
1 Подбор электродвигателя 5
2 Расчет значений частот вращения валов привода 7
3 Расчет значений угловых скоростей валов привода 7
4 Расчет значений мощностей на валах привода 8
5 Расчет значений крутящих моментов на валах привода 8
Глава 2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора 9
1 Проектирование закрытой цилиндрической передачи 10
2 Проектный расчет валов 12
3 Подбор подшипников качения для валов редуктора 14
4 Расчет значений зазоров между внутр. элементами редуктора .14
5 Разработка эскизного проекта зубчатого редуктора 14
Глава 3. Подбор соединительной муфты 15
Глава 4. Проектирование открытой цилиндрической передачи 16
Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную выносливость .. . 19
1 Разработка расчетных схем валов редуктора 19
2 Определение значений реактивных сил 20
3 Определение опасных сечений на валах редуктора 21
4 Определение коэффициента запаса усталостной выносливости .. 22
Глава 6. Проверочные расчеты подшипников качения валов редуктора по
динамической нагрузке 24
1 Проверочные расчеты подшипников входного вала 24
2 Проверочные расчеты подшипников выходного вала 24
Глава 7. Проверочные расчеты соединений "Вал-ступица" 26
Глава 8. Проектирование корпуса редуктора и системы смазки 27
Список использованной литературы 29
Проектируемый машинный агрегат служит приводом механизма передвижения мостового крана. Привод состоит из электродвигателя вал которого через упругую муфту соединен с ведущим валом конического редуктора и открытой зубчатой цилиндрической передачи ведомый вал которого является приводным валом к механизму передвижения мостового крана. Проектируемый привод работает в 1 смену в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.
Цель курсового проектирования:
Систематизировать закрепить и расширить теоретические знания.
Знакомство с конструкциями типовых деталей и узлов и привить навыки самостоятельного решения типовых инженерных задач.
Разработкаконструкторскихдокументовнаразличныхстадиях проектирования и конструирования.
Работая над проектом было выполнено следующее: дан анализ назначения и условий в которых находится проектируемая деталь; произведены кинематические расчеты; определены силы действующие на звенья узла; произведены расчеты конструкций на прочность; решены вопросы связанные с выбором материала и наиболее технологических форм деталей
Глава 1. Кинематический расчет привода
Цель: определить ресурс приводного устройства подобрать электромотор определить мощность частоту вращения крутящие моменты и угловые скорости на всех валах двигателя.
Привод к механизму передвижения мостового крана устанавливается непосредственно на мостовом кране и предназначен для передвижения крана по рельсовому пути. Работа в две смены по 8 часов нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный.
Срок службы привода определяется по формуле
где LГ = 3 года – срок службы привода;
КГ – коэффициент годового использования;
где 300 – число рабочих дней в году;
tc = 8 часов – продолжительность смены
Кс = 1 – коэффициент сменного использования.
Lh = 365·3·082·8·2·1 =14367 часа
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса тогда
Lh = 14367·085 = 12211 час
Рабочий ресурс принимаем 12500 часов
Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
1.Подбор электродвигателя
Требуемая мощность рабочей машины :
Ррм = Fv = 35·165 = 578 кВт
Общий коэффициент полезного действия :
где м = 098 – КПД муфты [1c.40]
з.п = 097 – КПД закрытой цилиндрической передачи
о.п = 096 – КПД открытой цилиндрической передачи
пк = 0995 – КПД пары подшипников качения
= 098·097·096·09953= 0894.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = Ррм = 5780894 = 646 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 75 кВт
Определение передаточного числа привода и его ступеней.
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750 1000 1500 и 3000 обмин.
Выбор типа электродвигателя
Синхронная частота вращения обмин
Номинальная частота вращения
Частота вращения колеса
nрм = 6·104v(D) = 6·104·165(500) = 63 обмин
Общее передаточное число привода
где n1 – частота вращения вала электродвигателя.
Принимаем для зубчатой передачи u1 = 5 тогда для открытой передачи
Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A132S4 так как в этом случае передаточное число открытой передачи лучше всего попадает в рекомендуемые границы (3÷7).
2 Расчет значений мощности на валах привода.
Р1=Рдв·м·ппк=6460·098·0995 = 6299 Вт
Р2=Р1·зп·ппк== 6299·097·0995 = 6080 Вт
Ррм=Р2·оп·ппк=6080·096·099 = 5775 Вт
3 Расчет значений частот вращения валов привода.
nдв=nном=1455 обмин;
n1= nном=1455 обмин;
n2=n1uзп = 145550 = 291 обмин
nрм= n2uоп=291462 = 63 обмин;
4 Расчет значений угловых скоростей валов привода.
дв = 145530 = 1524 радс;
=1 uзп=29130 = 305 радс;
5Расчет значений крутящих моментов на валах привода.
Тдв=Рдвдв= 64601524 = 424Н·м;
Т1= Р11 =62991524 = 413 Н·м;
Т2= Р22 =6080305 =1993 Н·м;
Tрм= Р33 = 5775660 = 8750 Н·м;
Результаты расчетов сводим в таблицу 1.4
Силовые и кинематические параметры привода
Вал электродвигателя
Глава 2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора
Цель: выбрать материал твердость и термообработку конической передачи определить допускаемые контактные напряжения и напряжения на изгиб выполнить проектный и проверочный расчет редукторной пары.
Принимаем согласно рекомендациям сталь 45:
шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262
колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.
Средняя твердость зубьев:
НВ1ср = (235+262)2 = 248
НВ2ср = (179+207)2 = 193
Допускаемые контактные напряжения:
где KHL – коэффициент долговечности
N = 573Lh = 573·305·125·103 = 218·107.
Так как N > NH0 то КHL = 1.
[]H1 = 18HB+67 = 18·248+67 = 513 МПа.
[]H2 = 18HB+67 = 18·193+67 = 414 МПа.
[]H = 045([]H1 +[]H2) = 045(513+414) = 417 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба:
где KFL – коэффициент долговечности
Так как N > NF0 = 4·106 то КFL = 1.
[]F01 = 103HB1 = 103·248 = 255 МПа.
[]F02 = 103HB2 = 103·193 = 199 МПа.
[]F1 = 1·255 = 255 МПа.
[]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Рассчитанные параметры занесем в таблицу 2.1
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
1 Проектирование закрытой цилиндрической передачи
Межосевое расстояние:
где Ка = 430 – для косозубых передач [1c.58]
ba = 0315 – коэффициент ширины колеса
КН = 10 – для прирабатывающихся колес.
аw = 430(5+1)[1993·103·10(4172·502·0315)]13 =135 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 аw =140 мм.
где Km = 58 – для косозубых колес
d2 – делительный диаметр колеса
d2 = 2awu(u+1) = 2·140·5(5+1) = 233 мм
b2 = baaw = 0315·140 = 44 мм.
m > 2·58·1993·103233·44·199 = 116 мм
принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 20 мм.
Угол наклона линии зубьев:
min = arcsin(35mb) = arcsin(35·244) =916°
Принимаем предварительно =10º
Число зубьев шестерни:
z1 = 2awcosm(u+1) = 2·140cos10º20(5+1) = 23
Число зубьев колеса:
z2 = uz1 = 5·23 = 115
Действительное значение угла наклона:
cos = zcm2aw = (115+23)·202·140 = 09857 = 970º
Фактическое передаточное число:
u = z2z1 = 11523 = 5.
Фактическое межосевое расстояние:
aw = (z1+z2)m2cos = (115+23)·202·09857 = 140 мм.
делительные диаметры:
d1 = mz1cos = 20·2309857 = 4667 мм
d2 = mz2cos = 20·11509857 = 23333 мм
da1 = d1+2m = 4667+2·20 = 5067 мм
da2 = d2+2m = 23333+2·20 = 23733 мм
df1 = d1 – 24m = 4667 – 25·20 = 4167 мм
df2 = d2– 24m = 23333 – 25·20 = 22833 мм
b2 = baaw = 0315·140 = 44 мм
b1 = b2 + 5 = 44+5 = 49 мм.
Расчетное контактное напряжение:
где К = 376 – для косозубых колес
КНα = 107 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
КН = 10 – для прирабатывающихся зубьев
КНv = 104 – коэффициент динамической нагрузки.
H = 376[1770(5+1)107·10·104(23333·44)]12 = 403 МПа.
Недогрузка (417 – 403)100417 = 34% допустимо 15%.
Расчетные напряжения изгиба:
F2 = YF2YFtKFαKFKFv(mb2)
где YF2 – коэффициент формы зуба
Y - коэффициент учитывающий наклон зуба
KFα = 091 – для косозубых колес при 8-ой степени точности
KF = 1 – для прирабатывающихся зубьев
KFv = 109 – коэффициент динамической нагрузки.
Y = 1 – 140 = 1 – 970140 = 093
Коэффициент формы зуба:
при z1 = 23 zv1 = 23098573 = 240 YF1 = 392
при z2 = 165 zv2 = 115098573 = 1200 YF2 = 360.
F2 = 360·094·1770·093·10·10920·44 = 68 МПа []F2
F1 = F2YF1YF2 = 68·392360 = 74 МПа []F1.
Так как расчетные напряжения 09[H] H 105[H] и F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
2 Проектный расчет валов
Материал быстроходного вала – сталь 45
термообработка – улучшение: в = 780 МПа;
Допускаемое напряжение на кручение []к = 10÷20 МПа
Диаметр быстроходного вала:
где Т – передаваемый момент;
d1 = (413·10310)13 = 27 мм
Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром dдв= 38 мм
d1 = (0812)dдв = (0812)38 = 30445 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 35 мм;
длина выходного конца:
l1 = (1015)d1 = (1015)35 = 3552 мм
принимаем l1 = 40 мм.
Диаметр вала под уплотнением:
d2 = d1+2t = 35+222 = 394 мм
где t = 22 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 40 мм:
длина вала под уплотнением:
l2 15d2 =1540 = 60 мм.
Диаметр вала под подшипник:
Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца вала:
d1 = (1993·10315)13 = 40 мм
принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм;
d2 = d1+2t = 40+225 = 450 мм
где t = 25 мм – высота буртика;
принимаем d2 = 45 мм .
Длина вала под уплотнением:
l2 125d2 =12545 = 56 мм.
Диаметр вала под колесом:
d3 = d2 + 32r = 45+3225 = 530 мм
принимаем d3 = 55 мм.
3 Подбор подшипников качения для валов редуктора
Цель: выбрать тип подшипника
Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и средней серии №309 для тихоходного вала.
4 Расчет значений зазоров между внутренними элементами редуктора
Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проведем с зазором. Согласно рекомендациям из пособия принимаем зазоры равные х=10 мм. Зазор для картера рассчитаем по формуле: 5х=510=50 мм.
5 Разработка эскизного проекта зубчатого редуктора
Эскизный проект редуктора представлен на чертеже « Компоновка».
Глава 3. Подбор соединительной муфты
Цель: выбрать соединительную муфту по крутящему моменту вала.
Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =250 Н·м.
Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой
Тр = kТ1 = 15·413 = 62 Н·м [T]
где k = 15– коэффициент режима нагрузки
Рисунок 3.1. Эскиз муфты упругой со звездочкой
Угловая скорость с-1
Глава 4. Проектирование открытой цилиндрической передачи.
Цель: Выполнить проектный расчет открытой передачи и выполнить ее проверочный расчет
1. Проектный расчет открытой передачи
Выбор материалов передачи
Принимаем те же материалы что и в закрытой передаче.
где Ка = 495 – для прямозубых передач
ba = 020 – коэффициент ширины колеса
аw = 495(462+1)[1993·103·10(4172·4622·020)]13 = 181 мм
принимаем согласно ГОСТ 2185-66 аw = 200 мм.
где Km = 68 – для прямозубых колес
d4 – делительный диаметр колеса
d4 = 2awu(u+1) = 2·200·462(462+1) = 329 мм
b4 = baaw = 020·200 = 40 мм.
m > 2·68·1993·103329·40·199 = 11мм
в открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают на 30% поэтому принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 15 мм.
Основные геометрические размеры передачи
Суммарное число зубьев:
zc = 2awm = 2·20015 = 267
z3 = zc(u+1) = 267(462+1) =48
z4 = zc – z3 = 267 –48 = 219
uф = z4z3 = 21948 = 456.
aw = (z3+z4)m2 = (48+219)·152 = 2003 мм.
d3 = mz3 = 15·48 =72 мм
da3 = d3+2m =72+2·15 =75 мм
da4 = 219+2·15 = 222 мм
df3 = d3 – 24m =72 – 25·15 =68 мм
df4 = 219 – 25·15 = 215 мм
b4 = baaw = 020·200 = 40 мм
b3 = b4 + 5 = 40+5 = 45 мм
Расчетное контактное напряжение
где Ft-окружная сила в зацеплении
К = 436 – для прямозубых колес
КНα = 1 – для прямозубых колес
КНv = 104 – коэффициент динамической нагрузки .
Ft=2Т3d4=2·1993·1000222=1796
H = 436[1796 (456+1)10·10·104(222·40)]12 =509 МПа.
Расчетные напряжения изгиба
F4 = YF4YFtKFαKFKFv(mb4)
Y = 1 – для прямозубых колес
KFα = 10 – для прямозубых колес
KFv = 110 – коэффициент динамической нагрузки .
при z3 = 93 YF3 = 36
при z4 = 427 YF4 = 363.
F4 = 363·10·1796·10·10·11015·40 = 132 МПа []F2
F3 = F4YF3YF4 = 190·36363 = 188 МПа []F1.
Так как расчетные напряжения F []F то можно утверждать что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
Глава 5. Проверочные расчеты валов редуктора на усталостную выносливость.
Цель: определить силы в зацеплении редукторной передачи определить консольные силы построить силовую схему нагружения валов.
1 Разработка расчетных схем валов редуктора
Рис. 5.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора
2 Определение значений реактивных сил
Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал
Fм = 100·Т112 = 100·41312 = 643 Н
Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи:
Ft1 = 2T2d2 = 2·413·1034667 =1770 H
Fr1 = Ft1tgcos =1770tg20º09857 = 654 H
Fa1 = Ft1tg = 1770tg 970° =302 H
Консольные силы от открытой цилиндрической передачи действующие на тихоходный вал:
Ft2 = 2T3d3 = 2·1993·10372= 5536 H
Fr2 = Ft2tg = 5536tg20º =2048 H
3 Определение опасных сечений на валах редуктора
Горизонтальная плоскость
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С:
mС = 80Ft2 – 110DX – 55Ft1 = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
DX = [5536·80 – 1770·55]110 = 3141 H
Реакция опоры А в плоскости XOZ
CX = DX + Ft2 + Ft1 = 3141 +5536 + 1770 =10447 H
Изгибающие моменты в плоскости XOZ
MX1 =3141·55 = 1728Н·м
MX2 =5536·80 =4429 Н·м
Вертикальная плоскость.
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С
mС = 55Fr1 – Fa2d22 – 110DY + 80Fr2 = 0
DY = [80·2048+654·55 –302·233332]110 =1496H
CY = DY + Fr2 – Fr1 = 1496+2048 – 654 =2890 H
MX1 = 1496·55 = 823Н·м
MX2 =2048·80 =1638 Н·м
MX2 =2048·135 –2890·55 = 1175 Н·м
ΣmD =110Cx – 55Ft1 – 190Ft2 =110·10447 – 55·1770– 190·5536 0
Суммарные реакции опор:
C = (104472 + 32712)05 =10 947H
D = (31412 +14962)05 = 3479 H
4 Определение коэффициента запаса усталостной выносливости в опасных сечениях
Рассмотрим сечение проходящее под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.
Суммарный изгибающий момент
Ми = (Мх2+Мy2)12 = 3141 Н·м.
Осевой момент сопротивления
W = d332 = 45332 = 895·103 мм3
Полярный момент сопротивления
Wp = 2W = 2·895·103 =179 мм3
Амплитуда нормальных напряжений
v = MиW = 3141·103895·103 = 351 МПа
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
v = m = T22Wp =1993·1032·179·103 = 56 МПа
k = 38; k = 06 k + 04 = 06·38 + 04 = 268
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
s = -1(kv) = 33538·351 = 25
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
s = -1(kv + m) = 195(268·56 + 01·56) =125
Общий коэффициент запаса прочности
s = ss(s2 + s2)05 = 25·125(252 +1252)05 = 246 > [s] = 20
Глава 6. Проверочные расчеты подшипников качения валов редуктора по динамической нагрузке
Цель: Определить эквивалентную динамическую нагрузку подшипников проверить подшипники по динамической грузоподъемности определить расчетную долговечность подшипников.
Отношение FaCo = 302178103 = 0017 е = 020
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.
Отношение FaB =3021404= 021 > e следовательно Х=056; Y= 22
Re = (XVFr + YFa)KбКТ
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
V = 1 – вращается внутреннее кольцо;
Fr = В – радиальная нагрузка;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
Kб =11– коэффициент безопасности;
КТ = 1 – температурный коэффициент.
Re = (056·1·1404+22·302)11·1 = 1596 Н
Требуемая грузоподъемность подшипника
где m = 30 – для шариковых подшипников
Стр = 1596(573·1524·12500·106)13 =16433 Н C = 320 кН
Расчетная долговечность подшипника:
= 106(320103 1596)3601455= 92329 часов
больше ресурса работы привода равного 12500 часов.
Эквивалентная нагрузка
Отношение Fa Co = 302300103 = 0010 е = 018
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D.
Отношение FaD =3027448= 004 e следовательно Х=10; Y= 0
где Х – коэффициент радиальной нагрузки;
Re = (10·1·7448+0)11·1 = 8193 Н
Стр = Re (573L106)1m
Стр = 8193(573·305·12500·106)13 = 49344 Н C = 527 кН
= 106(527103 8193)360291= 15243 часов
Глава 7. Проверочные расчеты соединений “Вал-ступица”
Цель: Выполнить проверочные расчеты.
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
где h – высота шпонки;
Шпонка на выходном конце вала: 10×8×40. Материал полумуфты – чугун допускаемое напряжение смятия []см = 50 МПа.
см = 2·413·10335(8-50)(40-10) = 262 МПа
Шпонка под колесом 16×10×36. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1993·10355(10-60)(36-16) = 906 МПа
Шпонка на выходном конце вала: 12×8×50. Материал ступицы – сталь допускаемое напряжение смятия []см = 100 МПа.
см = 2·1993·10340(8-50)(50-12) = 874 МПа
Во всех случаях условие см []см выполняется следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.
Глава 8. Проектирование корпуса редуктора и системы смазки
Толщина стенок корпуса и крышки редуктора
= 0025ат + 3 = 0025·140 + 1 = 45 мм принимаем = 8 мм
b = 15 = 15·8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р = 235 = 235·8 = 20 мм
d1 = 0036aт + 12 = 0036·140 + 12 = 171 мм
принимаем болты М20;
- крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2 = 075d1 = 075·20 = 15 мм
принимаем болты М16;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 06d1 = 06·20 = 12 мм
принимаем болты М12.
Смазка зубчатого зацепления
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны
V = (0508)N = (05 08)63 35 л
Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 36 мс и контактном напряжении в=403 МПа =28·10-6 м2с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46
Смазка подшипниковых узлов.
Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 5 мс то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1
Во время работы над курсовым проектом были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей.
В курсовом проекте был выбран электродвигатель. Выполнены проектный и проверочные расчеты зубчатых передач. Все условия прочности выполняются. Были определены форма и размеры элементов корпуса редуктора. Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности. Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам. Проведен расчет на усталостную выносливость для наиболее опасных сечений валов. Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк. 1991.–432 с.
Курсовое проектировании деталей машин. С.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чер- нин и др. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980.
Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.1990.
Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк. 2002.
Альбом деталей машин.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение 1978.
Федоренко В.А. Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение 1988.