Механізм приводу щокової дробарки

Курсова робота

З дисципліни: «Теорія машин і механізмів»

На тему: «Механізм приводу щокової дробарки»

Зміст

Глава 1. Кінематичне дослідження шарнірно-важільного механізму

1. Структурний аналіз механізму

2. Кінематичне дослідження механізму

Глава 2. Силоведослідження шарнірно-важільного механізму

1. Кінетостатичне дослідження механізму

2. Силове дослідження механізму першого класу

Глава 3. Визначення моменту інерції маховика

1. Побудова графіка зведеного моменту сил опору

2. Побудова графіка робіт сил опору

3. Побудова графіка надлишкової роботи

4. Масштабні коефіцієнти побудови графіків

5. Побудова графіка зведених моментів інерції Ізв.

6. Побудова діаграми Віттенбауера

7. Визначення геометричних розмірів маховика

Глава 4. Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нульового прямозубого зачеплення

1. Визначення геометричних параметрів зубчастого зчеплення

Глава 5. Синтез кулачкового механізму

1. Побудова графіка кутового переміщення штовхача

2. Порядок побудови кулачкового механізму з плоским штовхачем

Література

Глава 1. Кінематичне дослідження механізму

1. Структурний аналіз механізму

привід щокова дробарка штовхач

Зображуємо структурну схему механізму.

Рис. 1

Нумеруємо ланки і позначаємо кінематичні пари.

Складаємо таблицю кінематичних пар.

Знаходимо ступінь рухомості за формулою Чебишева:

W = 3n-2p5-p4 = 3∙5-2∙7 = 1

де n – число рухомих ланок;

р5 – число кінематичних пар пятого класу;

р4 – число кінематичних пар четвертого класу.

Ділимо важільний механізм на групи Ассура.

Виділяємо структурну групу з ланок 4 – 3.

1) n = 2; p5 = 3;

2)W=3×2–2×3=0;

Група Асура 2 класа, 2 порядку, 2 виду.

Рис.2

Виділяємо структурну групу з ланок 2 – 5.

1) n = 2; p5 = 3;

2) W = 3∙2 – 2∙3 = 0;

Група Асура 2 класа, 2 порядку

1 виду.

Рис. 3

Виділяємо механізм першого класу, який складається з ланок 0 – 1.

Рис. 4

В загальному, розглянутий механізм другого класу (за класом вищої групи Аcсура).

Структурна формула даного важільного механізму: І1→ ІІ21→ II22 .

2. Кінематичне дослідження механізму

Задачами кінематичного дослідження є побудова планів положень механізму, траекторій окремих точок, швидкостей і прискорень ланок механізму.

Дані для кінематичного розрахунку ланок механізму.

Розміри ланок важільного механізму :

LOA=0,14 м ; LАВ=1,2 м ; LВС=1,2 м, LО4C=0,8 м ; LО3В=1,1м ;

AS2= 0,5· AB = 0,5·1,2= 0,6 м, BS3= 0,5· BС = 0,5·1,2= 0,6 м,

O4S4= 0,5· O4C = 0,5·0,8= 0,4 м ;

wn-1=25; w1=13,4 c-1 .

Знаходження масштаба плана побудови:

mL = LOA /OA = 0,14/28= 0,00 м/мм .

Побудова плану швидкостей важільного механізму (для полож. № 1).

Для прикладу побудуємо план швидкостей для першого положення механізму.

Знаходимо швидкість точки А.

VA =LOA ×w1 = 0,14×13,4 = 1,88 м/с .

В довільному масштабі з довільної точки відкладаємо відрізокРvа, що зображає швидкість точки А (перпендикулярно до кривошипа ОА в напрямку w1).

Знаходимо масштаб побудови плана швидкостей:

mv = Vа/(Рva) = 1,88/50 = 0,0376 (м/с)/мм .

Для знаходження швидкості точки B запишемо систему векторних рівнянь:

VB = VА + VBA;

VB = VC + VВC .

Точка b буде лежати на перетині лінії, яка проходить через точку a перпендикулярно до ланки OA, з лінією, що проходить через точку Рv перпендикулярно до ланки BC.

Знаходимо дійсне значення швидкості ланок механізму:

VО3В = (Рvb)×mv = 25,04×0,0376 = 0,94 м/с .

VАВ = (ab)×mv = 56,72×0,0376 =2,13м/с .

Знаходимо кутову швидкість обертання ланки O1A :

ω2 = VАB/LВA = 2,13/1,2 =1,78рад/с .

Аналогічно знаходимо кутові швидкості ланок ВС і ВD :

ω 3 = VBC/LВC = 0,5/1,2 = 0,42рад/с .

ω 4 = VС/LО4С = 0,69/0,8 = 086рад/с .

ω 5 = VО3В/LО3В=0,94/1,1 = 0,85рад/с .

Аналогічно будуємо плани швидкостей для інших положень мeханізму.

Будуємо таблицю значень лінійних і кутових швидкостей ланок механізму:

Значення лінійних та кутових швидкостей ланок механізму

Побудова плану прискорення важільного механізму (для положення № 8).

Знаходимо прискорення точки A

aA = w12·lOA = 13,42·0,14 = 25,14 м/с2 .

В довільному масштабі з довільної точки Ра паралельно кривошипу АО в напрямку, який співпадає з напрямком від точки А до т.О (так,як доцентрове прискорення) відкладаємо відрізок Раа, який зображує прискорення точки А.

Знаходимо масштаб плана прискорень:

ma = a/(Paa) = 25,14/100 =0,2514 (м/с2)/мм

Для знаходження прискорення точки B, запишемо систему векторних рівнянь:

aB = aA + aBAt + aBAn ;

аB = aC + aВCn + aВCt .

Для побудови прискорення точки B на плані прискорень виконуємо слідуючі операції :

з точки а відкладаємо відрізок аn2 , що відповідає нормальному рискоренню ланки АВ - aBAn , паралельно АВ в напрмку від В до А, аналогічно з точки Ра відкладаємо відрізок Раn3, паралельно ВО3 в напрямку від В до О; він відповідає нормальному прискоренню ланки ВО3 a BО3n.

Довжини відрізків, що показують нормальні прискорення aBAn і a BО3n обчислюємо користуючись такими виразами :

aАВn = VAB2 / lAВ = 2,482/1,2= 5,12м/с2 ;

аn2 = aАВn /ma = 5,12/0,2514 = 20,37 мм ;

aBО3n = VBО32/l BО3= 2,182 /1,1 = 4,32 м/с2 ;

Раn5 = aВО3n /ma = 4,32/0,2514 = 17,18 мм ;

Точку b на плані прискорень отримуємо на перетині ліній, що показують тангенціальні прискоренн ланок АВ і ВО3, тобто на перетині лінії, що виходить з точки n2 перпендикулрно до АВ і лінії, що виходить з точки n3 перпендикулрнодо ВО3 . Сполучивши точки a і b отримуємо вектор, що зображає прискорення ланки АВ .

aВСn = VBС2 / lВС = 1,182/1,2 =1,16м/с2 ;

аn3 = aВСn /ma = 1,16/0,2514 =4,61 мм ;

aСО3n = VО4С2/l О4С= 1,982/0,8 =4,9м/с2 ;

Раn4 = aО4Сn /ma = 4,9/0,2514 =19,49мм ;

На лініях, що показують прискорення ланок відкладаємо центри ваги ланок, користуючись такими співвідношеннями :

(AS2) = 0,5 AB

(CS3) = 0,5 BC

(BS4) = 0,5 BD

Сполучивши отримані точки з точкою Ра отримуєм вектори, що показують прискорення центрів ваги ланок

Знаходимо дійсні значення прискорень:

Дійсні значення прискорень отримуємо перемноживши довжини відповідних векторів, взятих з креслення, на відповідні масштабні коефіцієнти :

aS2 = (PaS2)×ma = 90,45·0,2514 =22,73м/с2

aS3 = (PaS3)×ma = 73,28·0,2514 =18,42м/с2

aS4 = (PaS4)×ma = 32,36·0,2514 =8,135м/с2

aS5 = (PaS5)×ma = 42,35·0,2514 =10,65м/с2

аАВt =(n2b)×ma= 40,16·0,2514 =10,1м/с2 ;

аВCt=( n3c )×ma= 40,36·0,2514 = 10,15м/с2 .

аО3Вt=( b n1 )×ma= 84,13·0,2514 = 21,15м/с2 .

аО4Сt =( n4c )×ma=85,89·0,2514 =21,6 м/с2 .

Знаходимо кутову швидкість обертання ланки АB:

e2 = аAВt/lAВ = 10,1/1,2 = 8,42 рад/с2 .

Значення прискорень точок і ланок

Визначення радіуса кривизни траєкторії точки S2

Радіус кривизни ρ точки S2 для 8-го положення механізму визначаємо з формули нормального прискорення цієї точки:

,

звідси

= 1,612/13,63 = 0,19 м.

Глава 2. Силове дослідження шарнірно-важільного механізму

1. Кінетостатичне дослідження механізму

Задачі кінетостатичного дослідження:

а) Знаходження зовнішніх сил, які діють на ланки механізму;

б) знаходження реакцій у кінематичних парах, тобто сил взаємодії ланок;

в) знаходження зрівноважуючої сили або момента, прикладених до ведучої ланки механізму.

Вихідні дані.

Маса:

- m1=(LAО1×q)=(0,14×70)= 9,8кг ;

- m2=(LAB×q)=(1,2×70)=84 кг ;

- m3 = (LBС×q)=(1,2×70)=84 кг ;

- m4 =(LО4С×q)=(0,8×70)=56 кг ;

- m5=(LО3В×q)=(1,1×70)=77 кг.

Моменти інерції : кг×м2 ;

Визначаємо зовнішні невідомі сили, реакції в кінематичних парах та зрівноважені сили або моменти. Визначаємо сили, що діють на дану групу.

Визначаємо сили тяжіння:

Момент корисного опору.

Мmах = 1×104Н/м .

Розрахуємо момент корисного опору для 8-го положення механізму.

Розрахуємо силу корисного опору для 8-го положення механізму.

Н

Визначаємо сили інерції і моменти сил інерції.

Розкладемо моменти сил інерції на пари сил

Силове дослідження групи 4-3.

Реакції починаємо визначати з тангенціальної складової , складаємо суму моментів .

Для ланки 4.

Для ланки 3.

Для визначення номінальної складової реакції , запишемо в векторній формі суму всіх сил, що діють на групу Ассура 4-3.

Для визначення невідомої , побудуємо в масштабі силовий багатокутник.

Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб:

З плану сил

4.Силове дослідження групи Ассура, що складається з ланок 5-2.

Визначаємо реакції з тангіціальної складової і складаємо суму моментів .

Для ланки 2.

Для ланки 5.

Для визначення нормальних складових реакцій і запишемо в векторній формі всі сили, що діють на групу Ассура 5-2.

Для визначення невідомих і побудуємо силовий багатокутника.

Для побудови силового багатокутника приймаємо масштаб

З силового багатокутника отримуємо

2. Силове дослідження механізму першого класу

Знайдемо зрівноважену силу.

Оскільки кривошип кріпиться до зубчатого колеса, то знаходиться радіусі зубчатого колеса.

,

Отже

Визначаємо зрівноважену силу методом важеля Жуковського.

Повертаємо план швидкостей на 900, і записуємо суму моментів сил, що діють на важіль Жуковського.

Порівняємо за методом Жуковського і силовим розрахунком.

Глава 3. Визначення моменту інерції маховика

1. Побудова графіка зведеного моменту сил опору

Вихідні дані:

- схема механізму без маховика;

- маси і моменти інерції ланок:

;; .

- середня кутова швидкість ведучої ланки ;

- коефіцієнт нерівномірності руху ;

- графік зведених моментів сил;

- графік зведених моментів інерції.

1. Будуємо графік зведених моментів сил.

Дані для побудови графіка беремо з таблиці

2. Побудова графіка робіт сил опору

Для цього застосуємо метод графічного інтегрування графіка зведених моментів сил.

Послідовність інтегрування:

- вибираємо полюс інтегрування Р на відстані Н=50 мм від осі ординат на продовженні вісі абсцис;

- будуємо ординату, яка відповідає середині інтервалу 0-1, проектуємо її на вісі ординат і з’єднуємо точку 1’ ординати 01’ з полюсом Р;

- теж саме робимо на наступних інтервалах;

- з точки 0’ навої осі координат проводимо відрізок на інтервалі 0’1 паралельно променю Р1’ , з кінця отриманого відрізка проводимо відрізок на інтервалі 12 паралельно променю Р2’ і т.д.;

- з’єднуємо отримані точки плавною кривою.

Отримана крива О’К є графіком робіт сил опору.

Оскільки за цикл усталеного руху робота рушійних сил дорівнює роботі сил опору, та з’єднавши т.О’ з т.К отримаємо графік робіт рушійних сил.

3. Побудова графіка надлишкової роботи

Виконавши алгебраїчне сумування ординат граіфка робіт рушійних сил (беремо зі знаком “+”) та графіка робіт сил корисного опору (беремо зі знаком “-”).

4. Масштабні коефіцієнти побудови графіків

5. Побудова графіка зведених моментів інерції Ізв.

Для цього визначаємо зведений момент інерції для 12-ти положень механізму. Оскільки умовою зведення є рівність кінетичних енергій , та

За цією формулою знаходимо зведені моменти інерції в 12-ти положеннях. Результати заносимо в таблицю 3.1.

Розрахуємо зведений момент інерції для 3-го положення механізму.

Значення зведених моментів інерції

За даними табл. 3.1 будуємо графік зведених моментів інерції, повернений на 900, в масштабі

6. Побудова діаграми Віттенбауера

Для визначення момента інерції маховика необхідно сопчатку визначити максимальний приріст кінетичної енергії , так як.

визначаємо з діаграми Віттенбауера. Спочатку визначаємо кути, під якими будуть проведені дотичні до діаграми.

При відомих значеннях , проводимо дотичні до діаграми Віттенбауера. Там де ці лінії перетнуть ординату , виділяємо відрізок ав.

Визначаємо момент інерції маховика:

.

7. Визначення геометричних розмірів маховика

Оскільки за попередніми розрахунками момент інерції маховика має велике значення і розміри маховика вийдуть великими, доцільно розмістити маховик на валу електродвигуна. Тоді момент інерції маховика буде мати таке значення:

.

Конструктивно приймаємо, що маховик виготовлений в вигдяді диска з масою, зосередженою на ободі, момент інерції якого:

Тоді зовнішній діаметр маховика розраховуємо за формулою:

де- відошення ширини маховика до його діаметра, яке рекомендується приймати в межах (приймаємо ); - густина матеріалу (для чавуна ).

Ширина обода маховика:

Знаходимо масу маховика:

Знаходимо колову швидкість обода маховика:

Така швидкість дрпустима для чавунних маховиків (- допустима колова швидкість обода чавунних маховиків).

Глава 4.Геометричний синтез зовнішнього евольвентного нульового прямозубого зачеплення

Вихідні дані:

мм - модуль;

- число зубців першого колеса;

- число зубців другого колеса;

- коефіцієнт висоти головки зубця;

- коефіцієнт висоти ніжки зубця;

- коефіцієнт радіального зазору;

- коефіцієнт округлення біля ніжки зубця;

- кут профілю.

1. Визначення геометричних параметрів зубчастого зачеплення

Визначаємо крок зачеплення

мм.

Визначаємо радіуси ділильних кіл:

мм;

мм.

Визначаємо радіуси основних кіл:

мм;

мм.

Визначаємо товщини зубців:

мм;

мм.

Визначаємо радіуси западин:

мм;

мм.

Визначаємо міжосьову відстань:

мм.

Визначаємо радіуси початкових кіл:

мм;

мм.

Визначаємо висоту зубців:

мм.

Визначаємо радіуси вершин зубців:

мм;

мм.

На форматі А1 проводимо побудову зовнішнього нульового прямозубого

зчеплення в такій послідовності:

– Проводимо лінію центрів і відкладаємо на ній у масштабі М 2:1 міжосьову відстань центрову відстань = О1О2 = 220,5 мм.

– З точки О1 проводимо початкове коло для 1-го колеса радіусом R1 і З точки О2 – коло, радіусом R2. З метою збільшення масштабу побудови проводимо тільки частину кола. Також проводимо з центрів коліс основні кола, кола виступів і впадин.

– До початкових кіл проводимо дотичну Т1-Т2 через полюс Р (точку дотику початкових кіл коліс) і під кутом зачеплення a=200 проводимо нормаль N1N2 (лінію зачеплення).

– З центрів коліс О1 і О2 опускаємо перпендикуляри О1А і О2В на нормаль N1N2. О1А і О2В являються радіусами кіл R01 і R02. Отриманий відрізок АВ називається теоретичною лінією зачеплення.

– Для побудови евольвенти першого колеса довжиною АР з точки А робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.

– Дугу основного кола А-1 ділимо на три рівні частини. Точки ділення позначаємо 1, 2, 3, 4. Точка співпадає з точкою А. Продовживши ділення за точку А, отримуємо точки 5,6,7.

– Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О1 і проводимо дотичні до основного кола через ці точки.

– З точки А радіусом АР проводимо дугу уверх до найближчої дотичної. Отримаємо точку 3'.

– З точки 3 радіусом 3-3' проводимо дугу до наступної дотичної 2 і так далі до дотичної 1.

– Далі точки А радіусом АР вниз від лінії зачеплення проводимо дугу до найближчої дотичної 5 і т. д., доки ця дуга не перетне коло виступів. Побудована крива буде евольвентою від основного кола до кола виступів.

– Відкладаємо в масштабі по початковому колу від полюсу Р половину товщини зуба =5,995 мм. Отриману точку з'єднуємо з центром колеса. Отримана радіальна пряма буде віссю симетрії зуба.

– Частину профілю зуба, якої не вистачає, замінюємо відрізком радіальної прямої, яка з'єднує початок евольвенти з центром колеса. Після цього виконуємо стикування між прямою і колом впадин радіусом r» 0,3m » 1,8 мм.

– Через полюс зачеплення Р проводимо боковий профіль першого зуба.

– По початковому колу в обидві сторони від осі симетрії відкладаємо відрізки рівні кроку зачеплення р=21,98 мм. Через отримані точки ділення, проводимо осі симетрії ще двох зубів і креслимо їх профілі.

– Для побудови евольвенти другого колеса довжиною ВР з точки В робимо засічку на основному колі. Отримуємо точку 1.

– Дугу основного кола В-1 ділимо на чотири рівні частини. Точки ділення позначаємо 1, 2, 3, 4 . Точка 4 співпадає з точкою В. Продовживши ділення за точку В, отримуємо точки 5, 6, 7.

– Отримані точки 1 – 6 з'єднуємо центром колеса О2 і проводимо дотичні до основного кола через ці точки.

– Далі алгоритм побудови для другого колеса такий самий як і для першого колеса.

– Контурною лінією виділяємо наступні елементи:

практичну частину лінії зачеплення аb;

дугу зачеплення а’b’ по початковому колу, яка обмежена двома точками, які відповідають входу і виходу їх зачеплення профілю даного зуба;

робочі ділянки профілів, які отримаємо перетином кіл, проведених з центрів коліс, через точки а і b практичної лінії зачеплення, з боковими контурами зубів.

Після цього аналітично визначаємо:

довжину практичної частини лінії зачеплення за формулою:

=66,93+42,68-75,41=34,2мм

довжина дуги зачеплення:

= = 36,4 мм

теоретичний коефіцієнт перекриття:

= = 1,656

Визначаємо коефіцієнт перекриття графічно:

=1,656

де ab = 34,24 мм – практична частина лінії зачеплення, яка виміряна на

У таблицю основних параметрів і розмірів зубчатого зачеплення вносимо: m, p, z1, z2, R01, R02, R1, R2, Ra1, Ra2, Rf1, Rf2, Eт, Епр.

Діаграми питомого ковзання. Коефіцієнти відносного ковзання характеризують знос зубів під дією сил тертя, викликанепереміщенням одного профіля зуба по іншому.

Ці коефіцієнти визначаються за формулами:

, .

деl = АВ = 75,41 мм – довжина теоретичної лінії зачеплення;

u = 0,536– передаточне відношення;

x – відстань, що відраховується від точки А в напрямку точки В, з інтервалом

13,63мм,

По даних формулах визначаємо значення коефіцієнтів l1, l2 і результати

Обчислень заносимо до таблиці.

Всі інші значення λ1 і λ2 , наведені в таблиці 1.

Значення коефіцієнтів відносного ковзання

1/мм.

По результатах обчислень в довільному масштабі в прямокутній системі координат будуємо графіки коефіцієнтів питомого ковзання l1 і l2. Після побудови графіків заштриховуємо внутрішню їх область.

Коефіцієнт питомого тиску

Цей коефіцієнт знаходиться при розрахункові зубців коліс на контактну міцність і визначається за формулою:

,

де m - модуль зачеплення, .

Значення коефіцієнтів питомого тиску

1/мм

Глава 5. Синтез кулачкового механізму

Виконуємо синтез механізму, кінематичний і динамічний аналіз кулачкового механізму з штанговим плоским штовхачем за вихідними даними:

1. Побудова графіка кутового переміщення штовхача

Починаємо побудову з графіка аналога прискорень. Далі за методикою інтегруємо графік аналога прискорень і отримуємо криву яка представляє собою графік аналогу швидкостей штовхача. Інтегруючи цей графік, отримаємо криву, яка представляє собою графік кутувого переміщення штовхача.

Визначаємо масштабні коефіцієнти побудови графіків:

Масштабний коефіцієнт осі абсцис діаграм:

Де -- фазові кути кулачка;

(0-250) – відрізок відповідний суммі цих кутів.

Масштабний коефіцієнт діаграми переміщення:

Де максимальне значення переміщення;

довжина відповідного до відрізка на діаграмі у мм.

Масштабний коефіцієнт діаграми швидкостей:

Де довжина відповідного відрізка(від полюса до початку координат)

на діаграмі у мм.

Масштабний коефіцієнт діаграми прискорень:

Де довжина відповідного відрізка(від полюса до початку координат) на діаграмі у мм.

Визначаємо мінімальний радіс кулачка з плоским штовхачем

Визначення проводимо у такій послідовності:

1) будуємо графік залежності переміщення штовхача S як функції прискорення .Для цього ровести взаємно перпендикулярні осі.Вісь ординат позначити через S, вісь абсцис - через .

2) на осі S від початку координат відкласти відрізки 0-1,0-2,0-3,…,які відповідають переміщенню штовхача

3) від точок 1,2,3,… перпендикулярно до осі S відкласти відрізки рівні прискоренню штовхача. Кінці відрізків з’єднати плавною кривою;

4) до від’ємної частини одержаного графіка провести дотичну під кутом 45 до перетину з віссю ординат. Одержимо точку О';

5) вибравши мінімальну величину радіуса кривизни кулачка ρmin рівною 10-15 мм, відкласти її вниз від точки О'. Одержимо точку О1.Тоді О1О'- мінімальний радіус кулачка Rmin

2. Порядок побудови кулачкового механізму з плоским штовхачем

1. Вибираємо масштаб побудови М=0,000215 (м/мм) ;

2. З довільної точки О, як з центру, радіусом описуємо коло;

3. Через центр О проводимо вертикальну вісь руху штовхача.Вона перетне коло в точці,яка відповідає початку віддалення штовхача;

4. Відповідно до графіка, виконуємо розмітку положень штовхача(точки 0,1,2,3,…,n)

5. Від прямої О-0 в сторону,протилежну обертанню кулачка, відкладаємо фазові кути і точки поділу, які відповідають графіку .Точки позначаємо і т.д.

6. Проводимо промені,що з’єднають центр кулачка О з точками і т.д. Промені зображають положення осі штовхача у зворотньому русі.

7. З центру кулачка О радіусом 0-1,0-2,0-3 і т.д. проводимо дуги до перетину з відповідними променями.Точки перетину відображають положення точки А у зворотньому русі;

8. Проводимо через точки і т.д. перпендикуляри до відповідних променів;

9. Вписуємо в одержаний багатокутник обвідну криву,яка і буде шуканим профілем кулачка.

Література

1.Артоболевський И.И. Теория механизмов и машин. – М: Наука,

1988. – 640 с.

2.Теория механизмов и машин / Фролов К.В., Попов С.В.

Мусатов А.К. и др.; Под ред. К.В.Фролова.–М.: Высш. шк., 1987.–496с.

3.Заблонский К.И., Белоконев И.М., Щекин Б.М.

Теория механизмов и машин.–К.: Вища школа, 1989.–370с.

4.Курсовое проектирование по теории механизмов и машин

/ Кореняко А.С., Кременштейн Л.И., Петровский С.Д. и др.; Под ред. А.С. Кореняко.–К: Вища школа, 1970.–330с.

5. Попов С.А., Тимофеев Г.А. Курсовое проектирование по теории механизмов и машин.–М.: Высш. шк., 1998.–351с.

6. Курсове проектування з теорії механізмів і машин: навчальний посібник / Є.І.Крижанівський, Б.Д.Малько, В.М.Сенчішак та ін.–Івано-Франківськ: 1996.–357с.

7. Теорія механізмів і машин. Механічні передачі: Навч. Посібник І.І.Вишенський.–К.: НМКВО, 1992.–356с.

8. Мохнатюк А.І. Синтез кулачкових механізмів на ЕОМ: Навч. посібник.–К.: НМКВО, 1992.–188с.

9. Синтез планетарних передач на ЕОМ. Навчальний посібник до курсового проектування з дисципліни “Теорія механізмів і машин “ / А.І. Мохнатюк.–Вінниця: ВДТУ, 1997.–73с.

10. Кіницький Я.Т. Теорія механізмів і машин. Підручник.–К.: Наукова думка, 2002.–660с.

11. Вірник М.М. Курсове проектування з теорії механізмів і машин.–Вінниця: ВДТУ, 2002.–230с