Редуктор

ВВЕДЕНИЕ
Реду́ктор (механический) — механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора — КПД, передаточное отношение, передаваемая мощность, максимальные угловые скорости валов, количество ведущих и ведомых валов, тип и количество передач и ступеней.
Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышая при этом вращающий момент, такой редуктор обычно называют демультипликатором, а редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называютмультипликатором.
Редуктор со ступенчатым изменением передаточного отношения называется коробкой передач, с бесступенчатым — вариатор.
Прежде всего редукторы классифицируются по типам механических передач: цилиндрические, конические, червячные, планетарные, волновые, спироидные и комбинированные.
Также редукторы можно классифицировать по типу корпусов, по способу охлаждения, по типам используемых подшипников, по скоростям вращения, передаточному числу; передаваемой, преобразуемой, распределяемой мощности.
В данной работе мною будут приведены упрощенные расчеты привода, а именно произведен выбор электродвигателя привода, сделан кинематический и силовой расчет привода, расчет открытой ременной передачи, расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора, расчет валов редуктора с указанием их размеров и ступеней.
Будет дано определение реакций в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и произведен расчет подшипников качения на динамическую и статическую грузоподъемность. Будет сделан выбор и расчет шпонок и выбор муфты для соединения валов.

1.Выбор электродвигателя привода
Необходимая мощность
Где – мощность электродвигателя, кВт
QUOTE – мощность на ведомом валу редуктора, кВт
QUOTE –КПД привода
КПД определяется по формуле
Где QUOTE – КПД открытой передачи (в данном случае ременной);
QUOTE КПД муфты;
QUOTE КПД редуктора;
QUOTE КПД в опорах волов, n – число валов
1. Определение КПД

2. Необходимая мощность по формуле
3. передаточное число привода
Где частота вращения вала электродвигателя об/мин
QUOTE частота вращения ведомого вала редуктора об/мин(по заданию)
Расчетные значения позволяет выбрать трехфазовый асинхронный электродвигатель типа А02-81-10 с мощностью кВт и частота вращения вала согласно ГОСТ 13859-68
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ, СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
2.1 Определим частоту вращения и угловую скорость валов привода
- вал электродвигателя
;

-ведущий вал редуктора
QUOTE об/мин-по заданию
Уточняем передаточное число редуктора

- ведущий вал редуктора
Так как шестерня редуктора находится на валу электродвигателя, то принимается


- ведомый вал редуктора

Уточняется передаточное число редуктора

2.2 Силовой расчет
Момент на валу электродвигателя определяется по формуле
Момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле

2.3 Расчет открытой ременной передачи
1. Момент на валу электродвигателя определяется по формуле
н
н
2. Момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле
QUOTE 10,06 QUOTE 0.98 QUOTE н
3. Расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора
3.1. Для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 45 с термообработкой – улучшение.
- шестерни твердости 300 QUOTE , предел текучести - QUOTE
- колеса твердость 270 QUOTE , предел текучести - QUOTE
3.2. Определим допускаемые контактные напряжения по форме (50)
Предварительно, для стали 45, найдем:


Тогда
3.3. Определим допускаемые напряжения изгиба по формуле(51)
Предварительно, для стали 45, найдем:
QUOTE 1,8 HB, н/ QUOTE
H QUOTE 300, н/ QUOTE
H QUOTE 270, н/ QUOTE
Тогда

3.4 определим межосевое расстояние передачи по формуле

3.5. определим ширину зубчатого венца колеса и шестерни по формулам


3.6.определиммодуль зубьев по формуле
m=
3.7. определим число зубьев шестерни и колеса по формулам
- суммарное число зубьев

- число зубьев шестерни

- число зубьев колеса

Принимаем


3.8. Определим основные геометрические размеры передачи (рис.6) по формуле
- делительный диаметр колеса и шестерни:


Принимаем


- диаметр окружностей вершин косела и шестерни


Принимаем


3.9. определим окружную скорость зубчатых колес по формуле
V= QUOTE принимаем V=3,0 м/с
3.10 Определяем силы в зацеплении (рис. 2) по формулам
– окружная сила.

– радикальная сила
QUOTE H
Принимаем

QUOTE
3.11. Определим расчетное контактное напряжение по формуле – проверочный расчет

Контактная прочность зубьев обеспечена, т.к.
3.12. определим напряжение изгиба в основании ножки зуба колес по формуле – проверочный расчет

Прочность зуба на изгиб обеспечена так как, т.к.
QUOTE
4. Расчет валов редуктора с указанием их размеров и ступеней
4.1 Расчет ведущего вала
Конструктивная схема ведущего вала представлена на рисунке 1.

Рис. 1 – Линейные размеры ведущего вала.
Упрощенный расчет линейных размеров быстроходного вала одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:
5.1.1. Определяем диаметр выступающего конца вала (d1)
QUOTE ;
где: M1 – вращающий момент на валу, н м
QUOTE – допускаемое касательное напряжение, н/мм2
Для расчета принимаем:
М1 = 99 н м = 99 х 103 н/мм2
QUOTE мм
Согласно ГОСТ 6636- 80 получаемый результат округляем до значения d1 = 29 мм.
Отметим, что дальнейшие расчеты параметров ведущего вала определяются в зависимости от размеров d1, которые можно изменить исходя из конструктивных соображений.
5.1.2. Определяем длину выступающего конца вала (l1)
l1 = (0,5 QUOTE 1,5)d1;
l1 = 1,5d1 = 1,5 х 30 = 45 мм
Принимаем: l1 = 45 мм
Определяем значения диаметра (d2) и длины (l2) вала, предназначенные
Определяем значения диаметра (d2) и длины (l2) вала, предназначенные для монтажа подшипникового узла.
Значения высоты буртика t, фаски ступицы f, фаски подшипника r определяем из соотношений:
Таблица 1. ..э..
d 17…24 25…30 32…40 42…50 52…60 62…70 71…85
t 2 2,2 2,5 2,8 3 3,3 3,5
r 1,6 2 2,5 3 3 3,5 3,5
f 1 1 1,2 1,6 2 2 2,5
d2 = d1 + 2t ;
d2 = 30 + 2 x2,2= 34,4 мм
Исходя из конструктивных соображений и целесообразности выбора подшипников качения одной серии и размеров принимаемd2 = 34,4 мм.
l2 = 1,5d2;
l2 = 1,5 х34,4 = 51,6 мм
Принимаем: l2 = 51,6 мм.
Учитывая, что шестерня выполняется за одно целое с валом, определяем диаметр (d3) и длину (l3)
d3= d2 + 3,2r ;
d3 = 34,4 + 3,2 х 2= 40,8 мм
Принимаем: d3 = 40,8 мм.
Окончательно устанавливаем, что l3 = d3 = 40,8 мм, а ширина шестерни, определенная по формуле (30), равна B1 = 0,09 м
Определяем значения диаметра (d4) и длины (l4) вала, предназначенные для монтажа подшипникового узла.
d4 = d2 = 40,8 мм
l4 = (0,5 QUOTE 1,5)d4
l4 = 1,5 х 34,4 = 51,6 мм
Принимаем: l4 =51,6 мм.
4.2 Расчет ведомого вала
Конструктивная схема ведомого вала представлена на рисунке 2.

Рис. 2 – Линейные размеры ведомого вала.
Упрощенный расчет линейных размеров тихоходного вала одноступенчатого редуктора осуществляется по аналогии расчета быстроходного вала. Последовательность расчета следующая:
5.2.1.Определяем диаметр выступающего конца вала (d1) по формуле
Для расчета принимаем: М1 = 99 н*м = 99 х 103 н мм, [r]к =20 н/мм2.
Тогда:
QUOTE 54,894 мм
Согласно ГОСТ 6636-80 полученный результат округляем до значения d1 = 29 мм
5.2.2.Остальные параметры ведомого вала определяются по формулам (41 QUOTE 45), т.е.:
l1 = (1,1 QUOTE 1,5)d1 = 1,5 x 55 = 43,5 мм
Принимаем: l1 =82,5мм
d2 = d1 + 2t = 55 + 2 x 3 = 61 мм
Принимаем: d2 = 61 мм, l2 = 91,5 мм
d3 = d2 + 3,2r = 61 + 3,2x 3 = 70,6 мм
Принимаем d3 = 70,6 мм
5.2.3.Определяем длину ступицы зубчатого колеса по формуле
lcм = (1,2 QUOTE 1,5)d3;
lcм = 1,5 х d3 = 1,5 x70,6 =105,9 мм
Принимаем: lcм= 105,9 мм
Окончательно устанавливаем:
d3 = 70,6 мм
d4 = d2 = 61 мм
l4 = 91,5 мм
Учитывая опыт проектирования буксовых узлов быстроходных и тихоходных валов одноступенчатых цилиндрических редукторов средней мощности (до 14 кВт) и значение расчетного диаметра d2= 61 мм, принимаем шариковый радиальный подшипник ГОСТ 831-75.
Принимаем расстояние между точками опор вала равным Lm = 105,9 мм согласно расчетов и с учетом:
зазора (8 - 10 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом зубчатого колеса;
зазора (4 - 8 мм) между внутренней стенкой корпуса и торцом подшипника;- расстояния (8 – 12 мм) для установки маслоудерживающих колец.

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИИ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ И ПОСТРОЕНИЙ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ
Определение реакции в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Основными параметрами, определяющими величины реакций в опорах подшипников и результирующего изгибающего момента сечения вала, являются:
- окружная сила F1,Н
- радиальная сила, F1, Н
- осевая сила, QUOTE , Н
- вращающий момент, передающийся валу от муфты Мк, который одинаков во всех его сечениях.
Общий алгоритм решения поставленной задачи следующий:
Строится расчетная схема и показывается силовое нагружение валов.
Определяются реакции в опорах подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Производится расчет и построение эпюр изгибающих моментов от вертикальных и горизонтальных сил.
Определяется наибольшее значение эквивалентного момента по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)
5.1 Ведущий вал
Рассмотрим ведущий вал редуктора, конструктивная и силовая схемы которого показаны на рисунке 4
Расчетные параметры:
F1 = 6100 Н; Fr = 2196 Н; QUOTE = 2257 Н; Мк= 99 н м;
Fм = 1525 Н; d1W = 80 мм; L = 190 мм (размер выбран исходя из конструктивных соображений)
Рис. 4 – Эпюра расчета ведущего вала.
Последовательность решения:
5.1.1.Горизонтальная плоскость действия сил ( рис.4,а)
определяем реакции сил в опорах подшипников
; QUOTE ;
QUOTE 1573 Н
0; ;
QUOTE 623 Н
Проверка решения:
QUOTE ;
QUOTE 0
QUOTE 0; 0=0
строим эпюры изгибающих моментов
Участок 1
0 QUOTE Z1 QUOTE L/2; 0 <Z1< 0,12 м
QUOTE ; при Z1 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE 110 н м
Участок 2
0 QUOTE Z2 QUOTE L/2; 0 <Z2< 0,12 м
QUOTE ; при Z2 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE 44 н м
Определяем дополнительный момент от силы QUOTE
QUOTE 74 н м
6.1.2.Вертикальная плоскость действия сил (рис. 4,б) – определяем реакции сил в опорах подшипников
QUOTE ; QUOTE = 0;
QUOTE 3812,5 Н
QUOTE ; QUOTE = 0;
QUOTE 762,5 H
Проверка решения:
QUOTE ;
1525 + 762,5 – 6100+ 3812,5 = 0; 0 = 0
строим эпюры изгибающих моментов
Участок 1
0 QUOTE Z1 QUOTE L/2; 0 <Z1< 0,07 м
QUOTE ; при Z1 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE 267 н м
Участок 2
0 QUOTE Z2 QUOTE L/2; 0 <Z2< 0,07 м
QUOTE ; при Z2 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE 107 н м
Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении вала, по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)
QUOTE 305 н м
5.2 Тихоходный вал
Рассмотрим ведомый вал редуктора, конструктивная и силовая схемы которого показаны на рис. 5.
Расчетные параметры:
F1 = 6100 Н; Fr = 2196Н; QUOTE = 2257 Н; Мк = 976 н м
d2w = 320 мм; L = 190 мм ( выбирается из конструктивных соображений).
6.2.1 Горизонтальная плоскость действия сил (рис.5,а)
определяем реакции сил в опорах подшипников
QUOTE ;
QUOTE 0;
2999 Н
QUOTE ;
QUOTE 0;
QUOTE -803 Н
Рис. 5 – Эпюра расчета ведомого вала.
Проверка решения:
QUOTE ;
0;
(-803) + 2196 – 2999 = 0; 0 = 0
строим эпюры изгибающих моментов
Участок 1
0 QUOTE Z1 QUOTE L/2; 0 <Z1< 0,07 м
QUOTE ; при Z1 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE 56 н м
Участок 2
0 QUOTE Z2 QUOTE L/2; 0 <Z2< 0,07 м
QUOTE ; при Z2 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE - 210 н м
Определяем дополнительный момент от силы QUOTE
QUOTE 149н м
5.2.1.Вертикальная плоскость действия сил (Рис. 5,б)
определяем реакции сил в опорах подшипников
QUOTE ;
3050 Н
QUOTE ;

QUOTE 3050H
Проверка решения:
QUOTE ;
- 3050 + 6100 – 3050 = 0; 0 = 0
строим эпюры изгибающих моментов
Участок 1
0 QUOTE Z1 QUOTE L/2; 0 <Z1< 0,07м
QUOTE ; при Z1 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE - 213,5 н м
Участок 2
0 QUOTE Z2 QUOTE L/2; 0 <Z2< 0,07 м
QUOTE ; при Z2 = 0; M1 = 0
QUOTE 0,07 м QUOTE - 231,5 н м
Определяем эквивалентный момент, действующий в опасном сечении вала, по гипотезе касательных напряжений (третья гипотеза прочности)
QUOTE 1010 н м

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ДИНАМИЧЕСКУЮ И СТАТИЧЕСКУЮ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТЬ
6.1 Расчет на динамическую грузоподъемность
6.2 Расчет подшипников качения на статическую грузоподъемность
Пример 8. Рассчитаем шариковый радиально-упорный подшипник.
Выполнение расчета подшипника осуществляется в следующей последовательности:
6.1 Определим радиальную нагрузку, действующую на опоры подшипников, исходя из расчета вала на сложное сопротивление по найденным величинам реакций в опорах


6.2. Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле (69):
P = QUOTE
6.3 из таблицы 13, по значению диаметра вала QUOTE = 35 мм, для подшипников 307находим:C = 25,7 QUOTE (динамическая грузоподъёмность) QUOTE =17,6 QUOTE (статическая грузоподъёмность)Из кинематического и силового расчёта косозубой передачиприменяем: QUOTE 725 об/мин (ведущий вал передачи) QUOTE =2257H(осевая нагрузка)
6.4 определим долговечность подшипников (L) в млн. оборотов по формуле

6.5. Определим долговечность подшипника в часах по формуле

6.6. Определим расчет подшипника на статическую нагрузку по формулам:
где
QUOTE коэффициенты для однорядных подшипников
При расчете подшипник на статическую грузоподъемность должно соблюдаться условие

где
QUOTE – коэффициент надежности при статическомнагружении при высоких требованиях к легкости вращения

QUOTE Условие соблюдено
7. ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОКНаибольшее распространение в машиностроении получили призматические шпонки, обладающие повышенной несущей способностью и позволяющие осуществить закрепление на валу зубчатых колес (шкивов, звездочке) с малой длиной ступицы.
Размеры шпонки (ширину в, высоту h, глубину паза вала t1 и ступицы t2) выбирают в зависимости от диаметра (d’) вала по ГОСТ 23360 -78 (таблица 1).
Таблица2.Параметрыпризматическихшпонок
Диаметр вала d Сечение шпонки Глубина паза
b b вала t1 cтупицы t2
Размеры, мм
22 до 30 8 7 4 3,3
30 до 38 10 8 5 3,3
38 до 44 12 8 5 3,3
44 до 50 14 9 5,5 3,8
50 до 58 16 10 6 4,3
58 до 65 18 11 7 4,4
Примечание. Длины шпонок l выбирают из ряда: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100…, 500.
Длину шпонки конструктивно принимают на (5 QUOTE 10) мм меньше длины ступицы и согласовывают со стандартом.
Прочность выбранной шпонки проверяют по напряжениям на смятие:
;
где: Mк – крутящий момент на валу, н м
d- диаметр вала, мм
h- высота шпонки, мм
t1 –глубина паза вала, мм
lp = l – в – рабочая длина шпонки, мм
l – длина шпонки, мм
в – ширина шпонки, мм
QUOTE - допускаемое напряжение на смятие
Напряжение на срез в сечении шпонки определяют из условия прочности:
; 55
где: QUOTE = 60 н/мм2 – допускаемое напряжение на срез.
Выбор и расчет для соединения зубчатого колеса и тихоходного вала и одноступенчатого редуктора осуществляется в следующей последовательности:
7.1. Определяем основные расчетные данные, к которым относятся:
- крутящий момент на тихоходном валу равный Мк = М2 = 99 н м = 99 х 103 н мм;
- диаметр тихоходного вала равный d = 30 мм;
7.2. Согласно ГОСТ 23360-78 для диаметра находим параметры шпонки:
- Сечение шпонки = b=8; h=7
- Глубина паза: вала t1=4; ступицыt2=3,3
- длина шпонки l = 70 мм
7.3. Определяем прочность шпонки на смятие по формуле (54)
QUOTE н/мм2
Прочность обеспечена.
7.4. Определяем прочность на срез по формуле (55)
3,142 н/мм2
Прочность обеспечена.

8. ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК
Для передачи момента на ведущий вал редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты МУВП (ГОСТ 21424-75)
Сила, с которой муфта давит на ведущий вал редуктора, определяется по формуле:
QUOTE 56
где:FM – окружная сила, действующая на ведущий вал редуктора, Н
F1 –окружная сила, Н
Конструкция муфты представлена на рисунке 6.

Рис. 5 – Муфта МУВП
Таблица 3. Основные размеры муфты
d, мм D, мм lmax, мм Допускаемый
Крутящий
Момент Мк н. м Допускаемое
n, об/мин Остальные праметры
1 2 3 4 5 6
16, 18
20, 22
25, 28
(30), 32 (35), 36, (38)
40, (42), 45
(48), 50, 55
60,(65), 63
70, (75), 71
80, (85), 90, (95)
100, 110, (120)
125, (130), 140, (150) 90
100
120
140
170
190
220
250
320
400
500 81
101
125
165
225
226
226
288
350
432
515 3, 15
6,3
12,5
250
500
710
1000
2000
4000
8000
16000 6350
5700
4600
3800
3600
3000
2350
2300
1800
1450
1150 dcv QUOTE 2d
b = (1 QUOTE 0,8) d
a QUOTE b – (0,2 QUOTE 0,3)d
K QUOTE a/2
dн QUOTE (0,5 QUOTE 0,3)d;
dn QUOTE 2dк;
D QUOTE (3 QUOTE 3,5)d; число пальцев х = 6 QUOTE 10
Выбор муфты осуществляем исходя из следующих соображений:
расчетами установлено, что выступающий конец быстроходного вала редуктора имеет диаметр d1 = 46 мм
крутящий момент на ведущем валу редуктора равен М1 = 377 н м
допускаемый крутящий момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле (57)

Окончательно принимаем муфту МУВП со следующими параметрами:
d = 46 мм
Д = 190 мм
L = 226 мм
в = d = 46 мм
QUOTE = в – 0,2d = 46 – 0,2 x 9 = 31 мм
К = QUOTE = 31/2 = 15,5 мм

9. ВЫБОР МУФТЫ ДЛЯ СОЕДИНЕНИЯ ВАЛОВ
Для передачи момента на ведущий вал редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты МУВП (ГОСТ 21424-75)
Сила, с которой муфта давит на ведущий вал редуктора, определяется по формуле:
QUOTE
где:FM – окружная сила, действующая на ведущий вал редуктора, Н
F1 –окружная сила, Н
Конструкция муфты представлена на рисунке 6.

Рис. 5 – Муфта МУВП
Основные размеры показаны в таблице 2.
Муфту выбираем из таблицы 2 по величине диаметра d1 ведущего вала редуктора. Правильность выбора муфты табличным методом определяется из условия:
QUOTE ;
где: QUOTE – допускаемый крутящийся момент, н м
QUOTE - расчетный крутящийся на ведущем валу редуктора, н м
К = (1,5 – 2) –коэффициент запаса

Таблица 2. Основные размеры муфты
d, мм D, мм lmax, мм Допускаемый
Крутящий
Момент Мк н. м Допускаемое
n, об/мин Остальные праметры
1 2 3 4 5 6
16, 18
20, 22
25, 28
(30), 32 (35), 36, (38)
40, (42), 45
(48), 50, 55
60,(65), 63
70, (75), 71
80, (85), 90, (95)
100, 110, (120)
125, (130), 140, (150) 90
100
120
140
170
190
220
250
320
400
500 81
101
125
165
225
226
226
288
350
432
515 3, 15
6,3
12,5
250
500
710
1000
2000
4000
8000
16000 6350
5700
4600
3800
3600
3000
2350
2300
1800
1450
1150 dcv QUOTE 2d
b = (1 QUOTE 0,8) d
a QUOTE b – (0,2 QUOTE 0,3)d
K QUOTE a/2
dн QUOTE (0,5 QUOTE 0,3)d;
dn QUOTE 2dк;
D QUOTE (3 QUOTE 3,5)d; число пальцев х = 6 QUOTE 10
Выбор муфты осуществляем исходя из следующих соображений:
расчетами установлено, что выступающий конец быстроходного вала редуктора имеет диаметр d1 = 46 мм
крутящий момент на ведущем валу редуктора равен М1 = 377 н м
допускаемый крутящий момент на ведущем валу редуктора определяется по формуле
QUOTE
Окончательно принимаем муфту МУВП со следующими параметрами:
d = 46 мм
Д = 190 мм
L = 226 мм
в = d = 46 мм
QUOTE = в – 0,2d = 46 – 0,2 x 9 = 31 мм
К = QUOTE = 31/2 = 15,5 мм

Заключение
В данной работе я привел приведены упрощенные расчеты привода, а именно произвел выбор электродвигателя привода, сделал кинематический и силовой расчет привода, расчет расчет открытой ременной передачи, расчет передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора с указанием их размеров и ступеней.
Дал определение реакции в опорах подшипников и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов и произвел расчет подшипников качения на динамическую и ступенчатую грузоподъемность. Сделал выбор и расчет шпонок и выбор муфты для соединения валов.

Литература
1. Аркуша А.И. Техническая механика. Теоретическая механика и сопротивление материалов. – М; Высшая школа, 2002.
2. Боков В. Н. и др. Детали машин: Атлас. – М: Машиностроение, 1993.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа, 2001.
4. Цикович Г. М. и др. Руководство к решению задач по сопротивлению материалов. – М.: Высшая школа, 2001.
5. Кудрявцев В. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – СПб: Машиностроение, 1994.
6. Чернавский С.Л. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1999.
7. Чернилевский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высшая школа, 1990.
8. Шейиблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград: Янтарный сказ, 1999.
9. Шашкова Н.А. Шашова Е.Н. Техническая механика. Упрощенные расчеты. Расчеты привода и проектирование цилиндрического одноступенчатого редуктора.// Руководство к выполнению курсового проекта. – СПб: Изд. СПб МРК 2006. – 138 с.