Расчет и проектирование червячного редуктора

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Шуйский государственный педагогический университет»

Кафедра технологии

КурсовОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали машин»

Тема:

Расчет и проектирование

червячного редуктора

Работу выполнил:
студент 4 курса МТФ ФТО (ОЗО) Иванов И.И.

Научный руководитель:

Петров П.П.

г.Шуя

2006 год

Содержание.

1. Введение 3

2. Задание на проектирование 4

3. Предварительный расчет привода:

а) Выбор двигателя 5

б) Определение передаточного числа привода и его ступеней 5

в) Определение силовых и кинематических

параметров привода 6

4. Расчет червячной передачи 7

а) Силы, действующие в зацеплении червячной передачи 12

б) Проверка червяка на прочность и жесткость 13

в) Предварительный расчет валов 15

г) Эскизная компоновка и предварительные размеры 18

д) Подбор подшипников 19

е) Подбор шпонок 21

5. Конструирование корпуса

а) Выбор арматуры. Компоновка редуктора 23

б) Компоновка узла червячного колеса 25

в) Смазка зацепления и подшипников 26

г) Тепловой расчет редуктора 26

д) Посадки основных деталей 26

6. Список использованной литературы 27

Введение.

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещиваю-щимися осями. Обычно червячная передача состоит из чер-вяка 1 и сопряженного с ним червячного колеса 2. Угол скрещива-ния осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червяч-ные передачи относятся к передачам с заце-плением, в которых движение осуществля-ется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные пе-редачи относят к категории зубчато-винтовых.

Обычно ведущее звено червячной передачи -- червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повы-шенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).

Червячные передачи находят широкое применение, например, в ме-таллорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транс-портных машинах, а также в приборостроении.



№/зачетки: хххх97

№/задания: табл.7; вар.9

Задание на проектирование.

Разработать рабочие чертежи деталей редуктора - основания корпуса, червяка и червячного колеса.

1 - электродвигатель, 2 - упругая муфта, 3- червячный редуктор, 4 - цепная передача, 5 - ведущий барабан конвейера.

Исходные данные: Ррм =14кВт. - мощность на валу рабочей машины.

10*/=10 => 3= (1/c) -угловая скорость вращения барабана.

Предварительный расчет привода.

Выбор двигателя.

Дополнительно примем: нагрузка постоянная, нереверсивная, технический ресурс передачи Lh =20000 ч.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з _обш= з _ч * з_п * з _м* з _ц , где

з _ч = 0,83 - КПД червячной передачи (среднее значение), [№1, табл 1.1]

з _п = 0,99 - КПД подшипников качения ( 2 пары), [№1, табл 1.1]

з _м = 0,99 - КПД муфты, [№2, с.346 ]

з _ц = 0,98 - КПД цепной передачи. [№1, табл 1.1]

з = 0,83 * 0,99² * 0,99 * 0,98 = 0,7892412066

Определим требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм / з [№2 с.113]

Р_дв = 14 / 0,7892412066 = 17,73855683526кВт.=17,74кВт.

Выбираем тип двигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], с учетом Р _ном Р_дв , Р_ном = 22 кВт.

Двигатель асинхронный короткозамкнутый трехфазный общепромышленного применения, закрытый, обдуваемый, степень защиты IP54, типа 5A200L8, с частотой вращения 750 об/мин,

n _ном. = 735 об/ мин. [№2 с.113]

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

Частота вращения выходного вала редуктора:

3= (1/c) (по условию) - частота вращения рабочего вала машины, тогда

Общее передаточное число привода:

U = n_ном1/n_рм = 735/30 =24,5

Примем Uч=20, тогда Uц=24,5/20=1,225.

По рекомендации $9 [№2, c.201] принимаем число заходов червяка Z1=2

Определение силовых и кинематических параметров привода.

Из имеющихся данных:

Ррм =14кВт; Р_дв =17,74кВт; 3= (1/c);

Находим вращающий момент Т по формулам:

T=P/ или Т2=Т1*U* з [№2, c.113]

Для 1-ого вала: T1= Р_дв /, где Р_дв - расчетная мощность двигателя, Вт.

T1=18000/76,93= 233,98(Н*м)

Для 2-ого вала: Т2=Т1*Uч* зред, где зред - КПД редуктора

зред=0,83* 0,99² =0,813

Т2=233,98*20*0,813= 3804,52(Н*м)

2=1 / Uч=76.93/20= 3,8465 (1/c);

Для 3-ого вала (транспортера):

Т3=Т2* Uч* з _ц=3804,52*1,225*0,9=4194,48(Н*м)

3=2 / Uч =3,8465/1,225=3,14(1/c)-соответствует заданному.

В результате предварительных расчетов получили:

T1= 233,98(Н*м), 1=76,93(1/c);

Т2=3804,52(Н*м), 2=3,8465 (1/c);

Т3=4194,48(Н*м), 3=3,14(1/c)

Расчет червячной передачи.

Число зубьев червячного колеса Z2 = U*Z1 [№4 ф.1.1, с.8]

Z2 = 2*20 =40

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.

В первом приближении оцениваем скорость скольжения:

Us=[№2 с.211]

Us=

По рекомендации [№2 $9.7 и т.9.4] примем для червячного колеса алюминиевую бронзу БрАЖ9 - 4 (отливка в песок).

Для червяка принимаем сталь 45х, закаленную до твердости Н=45HRCэ, с последующим шлифованием рабочих поверхностей витков.

По таблице 8.6 [№3] находим допускаемое контактное напряжение

_н =140МПа и вычисляем предварительное межосевое расстояние, приняв коэффициент нагрузки К=1 (нагрузка постоянная):

а= [№3 с.185]

а==0,3532(м)=353,2(мм)

Определяем модуль зацепления:

m=2a/(q*Z2) [№3 с.185]

где q - коэффициент диаметра червяка

q=Z2/4 [№3 с.192]

q=40/4=10 - соответствует стандартному значению [№3 таб.8.2]

m=2*353,2/(10+40)=14,128(мм)

По ГОСТу 2144-66 [№1 с.83] ближайшее стандартное значение m=14,

тогда уточненное межосевое расстояние:

a=0,5*m*(q+Z2) [№3 с.179]

а=0,5*14*(10+40)=350(мм)

Т.к. рассчитываемый редуктор не предназначен для серийного производства и по рекомендации [№1 с.88] оставляем окончательное межосевое расстояние = 350мм.

Определим делительный угол подъема линии витка:

tgy=Z1/q [№3 с.177]

tgy=2/10=0,2

тогда

Т.к. делительный диаметр червяка:

d1 =m*q [№3 с.177]

d1 =14*10=140(мм)=0,14(м), то скорость скольжения в зацеплении

[№3 с.193]

- что близко к расчетному значению.

По рекомендации [№6 стр.97] назначаем для передачи 8-ю степень точности.

Проверим КПД передачи, приняв по табл.8.3 [№3 с.181] приведенный угол трения для безоловянной бронзы:

.

Тогда [№3 с.183]

что достаточно близко к предварительно принятому значению.

Проверим прочность зубьев колеса на изгиб.

Определяем эквивалентное число зубьев колеса:

[№3 с.186]

=42,5

По табл.8.4 [№3 с.186] находим коэффициент формы зуба

По табл.8.7 [№3 с.192] находим допускаемое напряжение изгиба при нереверсивном нагружении и базе испытаний

[]=78МПа

Определяем заданное число циклов нагружений [№3 с.190] колеса при частоте вращения

Вычислим коэффициент долговечности

[№3 с.190]

- условие выполняется.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

- [№3 с.191]

(МПа)

Проверим напряжение изгиба

- [№3 с185]

Т.к. =7,72(МПа) << =51,22(МПа) - прочность колеса обеспечена.

Определим другие основные размеры червяка и червячного колеса.

а) Червяк:

Диаметр внешних витков: [№3 с.178]

(мм.)

Диаметр впадин: [№3 с.178]

(мм.)

Длина нарезанной части червяка (при числе заходов Z1=2):

(№3 с.178)

(мм.)

Т.к. червяк шлифованный принимаем b1=187,6+35=222,6(мм.) [№3 с.178]

b) Червячное колесо:

Делительный диаметр [№3 с.178]

(мм.)

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:

[№3 с.178]

(мм.)

Диаметр впадин в среднем сечении:

[№3 с.178]

(мм.)

Наибольший диаметр червячного колеса:

[№3 с.178]

(мм.)

Ширина венца:

[№3 с.179]

(мм.)

Окончательно проверим зубья колеса на контактную усталость по условию:

[№3 с185] (т.е значение должно лежать в интервале 126…147(МПа) )

и формуле:

(№3 с.185)

(Па)=141,3(Мпа)

Т.к. - прочность зубьев на контактную усталость обеспечена.

По рекомендации [№1 с.251] выполним червячное колесо составным. Венец и центр литые: венец - бронза, центр - чугун СЧ15-32.

Соединение венца с центром осуществляется отливкой венца в литейную форму, в которой заранее установлен чугунный центр колеса.

Силы, действующие в зацеплении червячной передачи.

Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент на червяке, Т2 - вращающий момент на червячном колесе.

Окружная сила на червяке (Ft1) , численно равная осевой силе на червячном колесе (Fa2):

(№3 с.182)

(Н)

Осевая сила на червяке(Fa1), численно равная окружной силе на червячном колесе(Ft2):

(№3 с182)

(Н)

Радиальная сила(Fr), раздвигающая червяк и червячное колесо:

[№3 182] , где a - угол профиля витка червяка в осевом сечении: [№3 с.178]

(Н)

Проверка червяка на прочность и жесткость.

При проверочном расчете тело червяка рассматривают как цилиндрический брус круглого сечения, лежащий на двух опорах и работающий на изгиб и кручение:

Где: Fа - осевая сила, Ft - окружная сила, Fr - радиальная сила, Т1 - вращающий момент, - расстояние между опорами, по рекомендации [№3 с.187] принимаем = (0,8…1,0)d2 , тогда =560мм.

[№3 с.187]

(Нм)

[№3 с.187] (Нм)

[№3 с.187] (Нм)

Из эпюр изгибающих моментов видно, что опасным будет сечение в середине пролета, и что результирующий изгибающий момент в этом сечении равен:

[№3 с.186]

(Нм)

Максимальные напряжения изгиба:

[№3 с186] (Па) = 10,53 МПа

Максимальные напряжения кручения:

[№3 с.186] (Па) =1,03(МПа)

Условие прочности:

[№3 с186], где = 45…60(МПа) - допускаемое напряжение изгиба для стального червяка [№3 с.186]

(МПа)

Т.к. =45…60 (МПа) >=10,68(МПа) - условие выполняется.

Максимальный изгиб (стрела прогиба): [№3 с.187],

где - равнодействующая окружной и радиальной силы [№3 с.187],

(Н)

- осевой момент инерции червяка [№3 с.187]

(Н*мм)

Е - модуль продольной упругости материала червяка, для стали 45х, закаленной до твердости Н=45HRCэ (МПа) [№1 с.87].

(мм)

Условие жесткости червяка:

[№4 ф. 1.56]

(мм)

Т.к. - условие выполняется.

Предварительный расчет валов.

а) Тихоходный вал.

По рекомендации $12.2 [№3 с.225], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:

[№4 с.53 ф.3.22], где Т - крутящий момент на валу,

- допускаемое напряжение на кручение.

По рекомендации [№3 с.225] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда

(МПа) [№4 с.53]

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда Rа40 [№3 с.226] , тогда

(мм) - диаметр вала в месте посадки подшипника,

(мм) - диаметр вала в месте посадки шестерни,

(мм) - диаметр вала в месте посадки звездочки.

Определим длину ступицы:

[№4 с.53]

(мм),

принимаем (мм)

По рекомендации [№4 с.53] предварительно принимаем длину выходного конца тихоходного вала

(мм),

расстояние между точками приложения реакции подшипников тихоходного вала

(мм).

Выполним упрощенный проверочный расчет(рекомендации [№3 с.229]) по формулам:

[№3 с.228]

[№3 с.228]

[№3 с.227]

[№3 с.228]

Из предыдущих расчетов имеем:

окружная сила - (H)

осевая сила - (H)

радиальная сила - (H)

Т2=3804,52 (Н*м)

a1=а2=120 (мм)

d2=560(мм)

(Н*м)

(Н*м)

(Н*м)

Приняв по табл.12.1 [№3 с.229] допускаемое напряжение (МПа)

Т.к. в вместе посадки шестерни на валу будет шпоночный паз то увеличив расчетный диаметр на 10% , в результате получим dp=95(мм).

Сравнивая расчетный диаметр вала с принятым:

видим, что сопротивление усталости вала обеспечено со значительным запасом.

б) Определим размеры быстроходного вала (червяка).

Из предыдущих расчетов имеем:

расстояние между центрами приложения реакции опор подшипников

диаметр впадин

Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом [№3 с.232].

Т.о. ,

диаметр вала вместе посадки подшипников

По рекомендации [№4 с.54] принимаем диаметр выходного вала червяка равным 0,8…1,2 диаметра вала электродвигателя [№5, табл. 22.4, стр.38], т.е.

Длину выходного вала примем .

По табл. 9.2 [№2 с.203] назначаем 8 - ю степень точности.

Эскизная компоновка и предварительные размеры.

После определения размеров основных деталей выполним эскизную компоновку редуктора. Червяк и червячное колесо располагаем симметрично относительно опор и определяем соответствующие длины.

; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .

По рекомендации [№1 с.380] :

1) принимаем диаметр вала под уплотнения для подшипников:

быстроходного - ; тихоходного - ;

2) зазор между колесом (и другими деталями) и корпусом:

[№1 с.380] , принимаем

3) ширину подшипников предварительно принимаем равной их диаметру [№1 с.380], т.е. и .

Подбор подшипников.

Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 - 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

[№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].

Определим коэффициент [№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим

Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:

коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до ).

Тогда (Н)

Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червячного колеса.

Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 - 71 с размерами:

; ; ; ; ; ; [№4 табл.5.34], рабочая температура

Из предыдущих расчетов имеем:

(H), (H), (H), , , .

По рекомендации $13.4 [№3 с.246] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию , где - требуемая величина грузоподъёмности; - динамическая грузоподъемность подшипника (из таблицы).

[№3 с.246], где Р - эквивалентная динамическая нагрузка: [№3 с.247].

Определим коэффициент [№2 т.16.5].

При коэффициенте вращения V=1 [№2 прим. к ф.16.29] получим

Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: ;

По рекомендации к формуле 16,29 [№2 с.335]:

коэффициент безопасности (умеренные толчки);

температурный коэффициент (до ).

Тогда (Н)

Т.к. - обеспечен значительный запас прочности подшипниковых узлов вала червяка.

Подбор шпонок и проверочный расчет

шпоночного соединения.

Для выходного конца быстроходного вала d1вых =70(мм), передающего вращающий момент Т1=246,98(Н*м).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=20(мм) - ширина шпонки,

h=12(мм) - высота шпонки,

t1=7,5(мм) - глубина паза на валу,

t2=4,9(мм) - глубина паза на муфте.

Радиус закругления пазов 0,3<r<0,5(мм) (интерполяция)

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы муфты = 130(мм), принимаем по СТ СЭВ 189 - 75 [№4 с.78] длину шпонки (мм).

Расчетная длина шпонки [№3 с.55]

(мм)

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести [№3 с.57], а допускаемый коэффициент запаса прочности [s]=2,3 (нагрузка постоянная нереверсивная) [№3 с.56],

определим допускаемое напряжение [№3 с.57],

(МПа)

Проверим соединение на смятие:

[№3 с.56],

(МПа).

Т.к. [№3 с.55] - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Напряжение среза [№3 с.55], где - площадь среза шпонки:

(МПа)

Т.к. [№3 с.57] - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для вала под ступицу червячного колеса d2ш =100 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м), (мм).

По табл. 4.1 [№4 с.78] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (исполнение А):

b=28(мм); h=16(мм); t1=10(мм); t2=6,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

(мм)

(МПа).

Т.к. - условие выполняется.

(МПа)

Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Для выходного конца тихоходного вала d2ЗВ =90 (мм), передающего вращающий момент Т2=3804,52(Н*м).

Учитывая длину вала и предполагаемую длину ступицы ведущей звездочки = 130(мм): шпонка призматическая со скрученными концами, исполнение А:

b=25(мм); h=14(мм); t1=9(мм); t2=5,4(мм); 0,4<r<0,6(мм); (мм);

(мм)

(МПа).

Т.к. - условие выполняется.

(МПа)

Т.к. - прочность шпоночного соединения обеспечена.

Конструирование корпуса. Выбор арматуры. Компоновка редуктора.

1. Для удобства сборки редуктора корпус выполняем разъем-ным; плоскость разъема совмещена со средней плоскостью колеса. Корпус и крышка литые из серого чугуна СЧ 15-32. При несущих корпусе и крышке корпуса толщины их стенок одинаковые. Расчетная толщина стенки

[№1 с.384]

(мм)

Принимаем (мм)

2. Диаметр фундаментных болтов

[№1 с.384]

(мм)

Принимаем (мм)

Для уменьшения габаритов и веса редуктора крышку и корпус соединяем шпильками, ввернутыми в корпус. Диаметры шпилек:

у подшипников

[№1 с.384]

(мм)

для соединения крышки с корпусом

[№1 с.384]

(мм)

Крышки подшипников при диаметрах гнезд 180 и 170 мм прикре-плены каждая шестью болтами диаметром (мм)[№4 с.167].

Для сня-тия крышки корпуса предусмотрен отжимной болт.

Болты, шпильки и установочные штифты располагаем так, чтобы между ними (или соответствующими отверстиями для них) и ближайшей свободной поверхностью или отверстием оставалось тело толщиной не менее

[№1 с.384] где -- диаметр соответствующей детали;



оси этих деталей должны располагаться на расстояниях [№1 с.384] от ближайшего от-верстия или поверхности. Кроме того, должна быть обеспечена воз-можность поворота гаечного ключа.

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

(мм)

3. В принятой схеме редуктора подшипники червячного колеса и червяка находятся в верхнем положении.

При такой конструкции редуктора под-шипники смазываются консистентной смазкой через пресс-масленки, а так же масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348].

4. При небольших габаритах редуктора для контроля уровня масла применен жезловой маслоуказатель, ввернутый в стенку корпуса.

5. Компоновку и недостающие размеры рассчитываем по рекомендациям [№1 с.261].

Компоновка узла червячного колеса.

1. Определяем все конструктивные размеры зубчатого венца и ступицы колеса и наносим их на чертеж по рекомендации [№1 с.261].

2. Вычерчиваем подшипники вала колеса.

3. Определяем размеры подшипниковых гнезд, крышек подшип-ников, уплотнений и наносим эти детали на чертеж.

4. Определяем толщину поясов, высоту бобышек для шпилек и проводим наружный контур корпуса.

Форму и размеры основания корпуса определяем конструктивно в зависимости от положения редуктора и способа его крепления к фундаменту.

Компоновка узла червячного вала.

1. Размещаем подшипники в соответствии с выбранным рассто-янием между ними.

2. Определяем размеры гнезд под подшипники, крышек подшипников и уплотнений и все эти детали наносим на чертеж.

3. Обводим внутренний контур корпуса.

4. Проводим наружный контур корпуса на проекции.

Смазка зацепления и подшипников.

1. Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания - 1/3 радиуса колеса [№6 с.349]. При скорости скольжения (м/сек) по табл. 11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).

По табл. 11.11 [№1 с.275]выби-раем масло автотракторное АК - 15

2. Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом, образующимся в процессе работы [№6 с.348]. Для конических роликоподшипни-ков при рабочей температуре < 110° С по табл. 11.11[№1 с.277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.

Тепловой расчет редуктора.

Получив предварительно размеры корпуса, производим теп-ловой расчет редуктора. Для увеличения поверхности охлаждения корпус редук-тора сделан ребристым. При данной конструкции корпуса обес-печивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и можно при-нять коэффициент теплопередачи [№1 с.386]. Площадь поверхности ребер Fр Общая площадь поверхности охлаждения редуктора F' = F + 0,5* Fр[№1 с.387]. Площадь поверхности редуктора (без учета днища) F. Тогда F'=3,1+0,5*0,5=3,35(кв.м). При тем-пературе окружающей среды , температура масла:

[№1 с.386]

- что допустимо.

Посадки основных деталей.

1. Согласно табл. 11.13 [№1 с.279] выбираем легкопрессовую посадку червячного колеса на вал

2. При вращающихся валах и неподвижном корпусе, в соот-ветствии с табл. 9.7 и 9.8 [№1 с.206-207], выбираем посадки подшипников: на валы -- напряженную подшипниковую (Нп), в корпус -- сколь-зящую подшипниковую (Сп).

Список использованной литературы.

1. Г.М. Ицкович и др. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: «Машиностроение», -1970г.

2. М.Н.Иванов и др. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 1991г.

3. А.А.Эрдели, Н.А.Эрдели. Детали машин. - М.: Высшая школа,- 2002г.

4. А.В. Кузьмин и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Мн.: «Вышэйшая школа»,-1982г.

5. Владимирский электромоторный завод: технический каталог - 2003г.,www.vemp.ru

6. В.Н. Кудрявцев и др. Курсовое проектирование деталей машин. - Ленинград.: «Машиностроение», - 1984г.