Узел редуктора электромеханического привода

http://

Узел редуктора электромеханического привода

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ привод редуктор электромеханический Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью минимизации габаритов редуктора в результате рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.

Привод состоит из:

— электродвигателя,

— клиноременной передачи,

— двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу)

— зубчатой муфты на выходном валу редуктора.

Характер производства крупносерийный.

Привод реверсивный.

1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им = 300 Нм;

2. Частота вращения выходного вала редуктора: n_им = 62 об/мин;

3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя: n_с = 1500 об/мин;

4. Расчётный ресурс: L = 4300 час.

ВВЕДЕНИЕ

Выполнен проект редуктора двухступенчатого цилиндрического с прилагаемым чертежом и пояснительной запиской.

В первой части представлены результаты оценки диаметров входного и выходного вала редуктора с учётом установки на входном валу шкива ременной передачи и установки на выходном валу зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.

Во второй части представлены результаты расчета зубчатых передач: расчет контактных напряжений, выбрано поверхностное и объемное упрочнения и проверочный расчет зубчатых колес, также проверочный расчет зубчатых колес по изгибной прочности. Выбрана марка стали для зубчатых передач. Разработан эскиз редуктора В третей части представлен проверочный расчет узлов и деталей: определены реакции опор и расчет подшипников промежуточного вала, проверка напряженных резьбовых соединений (винтов, болтов, шпилек), выбрана посадка соединения (муфта-выходной вал редуктора), проверен расчет шпоночных соединений.

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА Результат данного этапа работы — выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя Рис. 1. Схема электромеханического привода Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

(1.1)

где щ_им — угловая скорость, рад/с.

Угловая скорость вычисляется по формуле

(1.2)

Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле

(1.3)

где — мощность электродвигателя, Вт; з_пр — коэффициент полезного действия привода.

(1.4)

где — КПД ременной передачи; - КПД подшипников качения вала; - КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; - КПД муфты.

Выбираем: =0,94; =0,97; =0,98; =0,98.

Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой n_c=1500 об/мин.

Технические характеристики двигателя По справочнику:

Выбран электродвигатель марки 100S4;

паспортная мощность Р_ЭД = 3 кВт ;

частота двигателя n_эд= 1434 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному моменту Т_П / Т_Н =2;

диаметр присоединительного участка вала ЭД d_ЭД =28 мм, длина присоединительного участка вала ЭД l_ЭД =60 мм.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

i_пр=n_эд/n_им, (1.5)

где n_эд = n_c(1-s) — номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

i_пр — общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим i_рп =2 и воспользуемся формулой

(1.6)

где i_рд — передаточное отношение редуктора.

Преобразуя (1.6), получим

(1.7)

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

i_рд=i_б· i_т, (1.8)

где i_б и i_т — передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

(1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

(1.10)

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: i_б=4, i_т=3.15 отношение

Уточняем передаточное отношение редуктора и ременной передачи по формуле

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах Угловая скорость входного вала редуктора

_ВВх= _им i_т i_б = 6.493* 3.15*4 = 81.80 1/с;

промежуточного вала

_ПР= _им i_т = 6.493* 4 =20.45 1/с;

Мощность Р_i, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

Р_i = Р_им/ _i, (1.11)

где _i — КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т _i определяются по значению передаваемой мощности Р_i и частотой вращения n_i :

(1.12)

Найдем численные значения частот вращения для входного, промежуточного и выходного валов соответственно

об/мин

об/мин

об/мин Используя формулу (1.11) вычислим значения мощности:

Вт

Вт

Вт Подставляя значения в (1.12) вычислим значения моментов на каждом валу:

Н*м

Н*м Н*м Энерго-кинематические параметры элементов привода.

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М_кр

k T_ИМ М_кр, (1.13)

где k — коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 … 2.

Принимаем к=1,5. Как правило, k < Т_П/ Т_Н. В данном случае М_кр? 1,5*300=450 Нм.

Выбираем ближайшее к данному значение М _кр

М _кр=700 Нм.

Для этого значения также: n_max=6300 об/мин; d_M 40 мм; l_M 55 мм; D_M 55 мм.

Значение диаметра выходного вала редуктора d_В можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение kT_ИМ практически равно М_кр, то принимаем d_В = d_М, где d_М — наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.

Так как у нас k T_ИМ М _кр, то предварительно значение диаметра d_В определяем по формуле

мм (1.14)

Окончательно принимается значение d_В = 35 из ряда нормальных линейных размеров R40 .

1.4.2 Проектировочный расчёт валов На этом этапе разработки проекта известны крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс определяют, исходя из условия

(1.15)

где допускаемое напряжение [] = (0,026 …0,036) _в; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние — для промежуточных, наибольшие — для тихоходных валов.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно _в= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Примем допускаемое напряжение для входного вала [] = 10 МПа; для промежуточного вала входного [] = 15 МПа; для выходного вала [] = 25 МПа Таким образом, диаметры для входного, промежуточного и выходного вала редуктора:

мм

мм

мм Так как значение внутреннего диаметра подшипников качения кратно 5 мм, то предварительно можно принять следующие диаметры участков валов для установки подшипников: d₁ = 25 мм; d₂ = 35 мм; d₃ = 45 мм.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения На данном этапе разработки проекта, определив диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно назначить тип подшипника. Принимаем для быстроходного и промежуточного вала радиально-упорные подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Параметры подшипников

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников Конструктивно межосевое расстояние (рис.3) тихоходной зубчатой пары

a_Т 0,5(D_п3+ D_п2)+ 2g,(1.16)

где D_п3 и D_п2 — наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (3) и промежуточного вала (2);

2g — минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:

Болт М10 М12 М14 М16 М20

2g 32 40 44 48 56 мм.

Диаметр болта должен быть d 1,25 T_ИМ ^1/3 10 мм, где T_ИМ в Нм. Выбираем M10, так как d 1,25*300 ^1/3=8.37 10 мм.

Подставляя значения в формулу (1.16) получим:

a_Т 0,5(100+80)+32=122 мм Рис. 2. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач.

Конструктивно межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары

a_Б 0,5(D_п2+ D_п1)+2g = 0.5(80+62)+32=103 мм где D_п1 — наружный диаметр подшипников качения входного вала.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний округляем по ряду R40 и получаем: a_Т = 150 мм и a_Б = 120 мм Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с_о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев d_а2б) и тихоходным валом (на рис. 2 диаметр d*):

a_т 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о,(1.17)

где с_о = (3 … 5) мм,

d_2б — делительный диаметр зубчатого колеса равный:

d_а2б = d_2б + 2m_б = 2 a_б i_б /(i_б+ 1) + 2m_б = 2*120*4|(4+1) + 3 = 195 мм

m_б — модуль зацепления быстроходной передачи (m_б =1,5 мм).

значение d* принимается равным:

d* = d_п3 + 5 = 45 + 5 = 50 мм Подставляем полученные значения в (1.17):

a_т 0,5*195 + 0,5*50 + 3 = 125.5 мм принятое значение межосевого расстояния a_т удовлетворяет условию

a_т 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о

1.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс Принятые выше значения a_т и a_Б используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач.

Определим параметры косозубой передачи с внешним зацеплением при a_Б = 120 мм, i_б=4

Примем предварительно т = 2 мм и z₁ = 23. Тогда mz₁ = 46 мм; z₂ = i_бz₁ = 4*23 = 92, в этом случае значение i_б = z₂/z₁ = 92/23 = 4 .

Проверка Значение; угол = 1639 '>1230 '. Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим характеристикам косозубой передачи.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cos = 46/0.958 = 48 мм; d₂ = mz₂/cos = 184/0.958 = 192 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(48+192) =120 мм. Ширина зацепления b₁ = _bd d₁ = 0.8*48 = 38.4 мм b₂ = b₁ -4 = 38.4−4 = 34.4 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 38 мм, b₂ = 34 мм.

Определим параметры прямозубой передачи с внешним зацеплением при a_Т = 120 мм, i_т=3.15 cos = 1. Примем предварительно т = 4 мм.

Тогда mz₁ = 72 мм;,, в этом случае значение = z₂/z₁ = 57/18 = 3.15.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cos = 72 /1 = 72 мм; d₂ = mz₂/cos = 226.5/1 = 226.5 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а_т = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(72 +226.5) =149.4 мм. Ширина зацепления b₁ = _bd d₁ = 0.8*72 = 57.6 мм b₂ = b₁ -4 = 72 -4 = 52.6 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 60 мм, b₂ = 53 мм.

Геометрические характеристики зубчатых передач

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

_H [_H], (2.1)

где _H, [_H] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.

Расчётное значение _H передачи с внешним зацеплением определяют по формуле:

(2.2)

где E_пр — приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому

E_пр Е = 2 10 ⁵ МПа;

Т_ш -момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

d_ш — делительный диаметр этой шестерни;

_bd = b / d_ш — коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни d_ш. Так как расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость зубьев колёс и шестерен Н 350 НВ принимаем предварительно _bd = 0.8.

Окружная скорость рассчитывается по формуле:

(2.3)

м/с

м/с Коэффициент К_H учитывает влияние схемы расположения зубчатых колёс редуктора (коэффициент К_Н) и влияние динамических перегрузок из-за неточности изготовления зубчатых колёс (коэффициент Кнv) на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. И рассчитывается по формуле:

(2.4)

Для быстроходной пары по формуле (2.4):

Для тихоходной пары по формуле (2.4):

Коэффициент учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

(2.5)

гдекоэффициент торцового перекрытия:

(2.6)

Для быстроходной пары по формуле (2.6), :

Для тихоходной пары по формуле (2.6), :

Коэффициент для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач. Для быстроходной и тихоходной пары соответственно: .

Для быстроходной пары по формуле (2.5):

Для тихоходной пары по формуле (2.5)

Рассчитаем _H быстроходного и тихоходного валов по формуле (2.2)

Быстроходная передача:

МПа Тихоходная передача:

МПа Параметры проектируемых зубчатых передач

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения Значения предела контактной выносливости зубьев [_{H lim}] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[_{H lim}] _H[s_H],(2.7)

где [s_H] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности. Примем [s_H] = 1,2 .

Тогда по формуле (2.7)

[_{H lim}]_т 370.5*1,2=444.6 МПа,

[_{H lim}]_б 369.9*1,2=443.9 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 195 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х

_{H lim т}=2HВ +70= 460 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 190 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

_{H lim б} =2HВ +70 = 450 МПа.

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ.

3.1 Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев.

[_F],(2.8)

где Т — момент, передаваемый данной шестерней.

Y_FS — коэффициент формы зуба назначается в зависимости эквивалентного число зубьев шестерни ;

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

(2.9)

Для быстроходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Для тихоходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Y_F — коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

(3.0)

где — коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; для расчёта примем

(3.1)

— коэффициент влияния наклона контактной линии

(3.2)

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Подставляем значения в (3.0):

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

К_F — коэффициент расчётной нагрузки

(3.3)

— коэффициент концентрации нагрузки. К_F для расчёта можно принять:

(3.4)

Для быстроходной передачи по формуле (3.4):

Для тихоходной передачи по формуле (3.4):

— коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходной передачи примем К_Fv=1.01, а для быстроходной К_Fv =1.06.

Подставим значения в (3.3) и вычислим К_F

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

Вычислим _F с помощью формулы (2.8):

Быстроходная передача:

МПа Тихоходная передача:

МПа Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[_F] = _{F lim} / [s_F], (3.5)

где _{F lim} — предел выносливости зубьев при изгибе; [s_F] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе; Примем [s_F] = 1,75

Быстроходная передача:

_{F lim} = 1.8*190= 342 МПа

[_F] = 342 / 1.75 = 195 Мпа Тихоходная передача:

_{F lim} = 1.8*195 = 351 МПа

[_F] = 351 / 1.75 = 200 МПа Условие _F? [_F] выполняется.

3.2 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

— тангенциальная (окружная) сила

(3.6)

— осевая сила

(3.7)

— радиальная силы

(3.8)

Н

Н

H

H

H

Рис. 3 Схема нагружения в аксонометрии.

Составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости x0z.

Подставляя значения, , найдем, :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

1 участок

При x=39

Hм

2 участок

При x=39

Hм

При x=93

Hм

3 участок

Нм Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости х0у.

Подставляя значения, , найдем, :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

1 участок

При x=39

Hм

2 участок

При x=39

Hм При x=93

Hм

3 участок

Нм Определяем радиальные реакции опоры, а и b:

H

H

3.3 Проверочный расчёт роликовых подшипников опор Проверочный расчёт роликовых подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид С С _п (3.9)

где С — расчётная динамическая грузоподъёмность, С _п — паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника (С_п=42 600 Н).

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости С = Р [L/ (a₁ a₂)] ^1/p, (4.0)

где Р — эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L — ресурс час,; примем

L = a₁a₂(C_п/P) ^1/p., (4.1)

р — показатель степени, р =3 для роликовых подшипников;

a₁ — коэффициент надёжности:

Надёжность … 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициент a₁…1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a₂— коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a₂ =0,6. 0,7 и для и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a₂ = 1,1 .1,3.

Примем a₁ =1 и a₂ =0,7.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется для a — опоры

P _A= (X F_rA +YF_xА)K _б K _т, (4.2)

для b — опоры

P _В= (X F_rВ +YF_xВ)K _б K _т, (4.3)

где F_rA и F_rВ — радиальные силы, действующие на a — опору и b — опору; F_xА и F_xВ— осевые силы, действующие на aопору и b — опору;

X и Y — коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K _б — коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K _б =1, при умеренных толчках K _б =1,2 …1,5, при ударах K _б =2,5 …3;примем K_б =1,3.

K_т — температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем K_т =1 при рабочей температуре до 100С.

Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге подшипников, e = 0,68

S₁ = e•F _rА = 0,68•2,35=1,598 кН

S₂ = e•F _rВ = 0,68•1,621 =1,102кН

Схема осевых сил, действующих на подшипники.

Предположим, что на левую опору действует только внутренняя сила S₁, поэтому F_ax= S₁.

Из ураванения равновесия вала определим силу:

кН Следовательно вал сместится в сторону правой опоры.

Определяем

.

Так как выбираем X=0.41, Y=0.87; выбираем X=1, Y=0.

Подставив найденные значения в формулы (4.2) и (4.3), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор a и b:

P _a = (0.41*2.35 +0.87*1.598)1.3*1 = 3.06 кН,

P _b= 1*1.621*1.3*1 = 2.107 кН Определяем расчетный ресурс подшипника (4.1) и статическую грузоподъёмность по формуле (4.0):

L_а = 0.9*0.7(42 600/3060) ^1/3=1700 час С_а = 3060 [1700/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42 600 Н

L_b = 0.9*0.7(42 600/2107) ^1/3=5200 час С_b = 2107 [5200/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42 600 Н Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Проверка шпоночного соединения на смятие узких граней шпонки.

Параметры шпонки применяемой на выходном валу: l=50 мм, h=8 мм, t₁=5 мм. Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т. е. должно выполняться условие:

Где T-передаваемый момент (Т=300 Нм), Нм; d-диаметр вала в месте установки шпонки (d=40 мм); - допускаемое напряжение; принимаем 100 МПа.

Подставляя значения получим:

МПа Условие на напряжение смятия выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А100S4

2. Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HВ и использовать нормализацию в качестве термообработки. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HB и использовать нормализацию в качестве термообработки.

3. На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 46 306.

4. Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М10 для тихоходной и быстроходной передач.

5. Для соединения выходной вал — муфта необходимо использовать шпоночное соединение.

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г. П. Голованов, К. К. Гомоюнов, В. А. Дьяченко, С. П. Некрасов, В. В. Румянцев, Т. У. Тихомирова; Под ред. В. В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — м.: Высш. шк., 2012. 447 с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие… / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 2008. 418 с., ил.

4. Справочник металлиста /Под ред. С. А. Чернавского и В. Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 2009 В 5-ти т. Т.1.768 с.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В. А. Финогенова. М.: Высш. шк., 2010. 383 с., ил.

6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю. Н. Макаров, В. И. Егоров, А. А. Ашейчик, Р. Д. Макарова, 2011. 75 с.

7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В. И. Егоров, Е. В. Заборский, В. И. Корнилов и др., 2009. 40 с.