Реферат Проектирование зубчатой передачи
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
Федеральное агентство по образованию РФ
Казанский Государственный Технологический Университет
Кафедра машиноведения
Расчётно-пояснительная записка
к курсовой работе по ТММ
ТММ КР 00.059 ПЗ
Вариант 9(5)
Выполнил: студент
гр.
308059
Проверил:
Профессор
Казань 2010
Введение
1. Исследование эвольвентного зацепления…
…………………………….…………………………………………..
4
1.1 Исходные данные………………………………………………………………………………………………………………………….4
1.2Расчет элементов колес и зацепления….……………………………………………………………………….4
1.3 Определение коэффицента перекрытия………………………………………………………………………….6
1.4 Определение скорости скольжения зубьев………………………………………………………………….7
1.5 Вывод………………………………………………………………………………………………………………………………………………….8
2. исследование шарнирно
–
рычажного механизма……………………………………………………………….9
2.1. исходные данные……………………………………………………………………………………………………………………...…9
2.2 построение схемы механизма………………………………………………………………………………………….10
2.3. определение скоростей………………………………………………………………………………………………………..11
2.4. определение ускорений…………………………………………………………………………………………………….…..14
2.5. определение угловых скоростей и ускорений……………………………………………………..….19
2.6. определение сил в кинематических парах……………………………………………………………….20
2.7. Вывод………………………………………………………………………………………………………………………………………….…24
Заключение…………………………………………………………………………………………………………………………………………25.
Список литературы…………………………………………………………………………………………………………………..…..26
Курсовой проект по теории машин и механизмов является первой самостоятельной расчетно-графической работой в процессе обучения в университете.
Цель курсового проектирования
–
научить студентов самостоятельно решать инженерные задачи
,
связанные с анализом и синтезом меха
низмов.
Данный проект состоит из графической части и расчетно-пояснительной записки. Графическая часть проекта выполняется на двух листах формата А2.
Лист 1 формата (А2). Исследование эвольвентного зацепления (проектирование зубчатой передачи из условия получения наименьших её габаритов и определение некоторых характеристик этой передачи).
Лист 2 формата (А2). Исследование шарнирно-рычажного механизма (кинематический и динамический анализ конкретного плоского шарнирно-рычажного механизма).
1. Исследование эвольвентного зацепления.
1.1. Исходные данные:
| Передаточное число U 1/2 = Z 2 / Z 1 | Модуль зацепления m , мм | Масштаб | Вид обработки |
| 1.56 | 5 | 5:1 | Обработка зубьев методом копирования, зацепление внешнее, h a =0.8* m h f = m n 1 =2000 об /мин |
Приступаем к определению основных элементов зубьев, участвующих в зацеплении:
Определяем наименьшее число зубьев второго колеса:
z
1
*
U
1|2
=16*1.56=24.96.
Округляем до ближайшего значения в большую сторону, получаем:
z
2
=25
Высота головки
и ножки зуба
:
Вычисляем диаметры начальных (делительных) окружностей 1-ого и 2-ого колеса:
Вычисляем диаметры окружностей вершин зубьев 1-ого и 2-ого колеса:
Определяем шаг зацепления:
Определение толщины зуба и ширины впадины ведется с учетом плотного зацепления.
Определяем толщину зуба:
Определяем ширину впадины:
Определяем угловой шаг первого и второго колеса:
Определяем основной шаг зубьев колес:
Определяем межосевое расстояние:
Выполнив расчеты главных геометрических параметров колес, приступаем к построению картины эвольвентного зацепления и определения основных её элементов:
а.) Фиксируем на листе межцентровое расстояние
O
1
O
2
. Проводим начальные окружности, окружности вершин и впадин 1-ого и 2-ого колеса. Начальные окружности касаются друг друга в полюсе зацепления Р, который находится на прямой
O
1
O
2
, причем отношение делительных диаметров первого и второго колеса равно их передаточному числу . Через точку Р проводим перпендикуляр
PE
к
O
1
O
2
, а также линию зацепления
LM
через точку Р, под углом
к прямой
PE
.
б)Зафиксировав линию пересечения
LM
из точек
O
1
и
O
2
опускаем перпендикуляры
O
1
N
1
и
O
2
N
2
. на линию зацепления
LM
, и через точки
N
1
и
N
2
проводим основные окружности радиуса
O
1
N
1
и
O
2
N
2
.
в) Приступаем к построению профиля зуба 1-ого колеса. Для этого разбиваем основную окружность возле точки
N
1
на множество дуг с хордами от 10 до
PK
, длинной
N
1
и проводим дугу
K
1
K
1
радиуса
N
1
K
1
до середины соседних областей с точкой К (приблизительно). Оставив карандаш в точке
K
1
, перебросив острие в
n
2
, изменив раствор циркуля, проводим дугу
K
1
K
2
до середины соседней области (приблизительно) радиусом
n
2
K
2
. Оставив карандаш в точке
n
2
, перебрасываем острие циркуля в точку
n
3
и проводим дугу
K
2
K
3
до
n
3
K
3
и т.д. пока не достигнем основной окружности.
г) Одна сторона профиля зуба вычерчивается по эвольвенте от окружности вершин зубьев колеса до основной окружности, от основной окружности до окружности впадин, профиль зуба вычерчивается по радиусу с закруглением у окружности впадин радиусом 0.2
m
:
Тогда с учетом масштаба радиус закругления ножки зуба будет равен:
Для построения полного профиля зуба откладываем по начальной окружности толщину зуба
St
, используя понятие углового шага.
Отложив ширину впадины по начальной окружности, применяя положение центрального угла, наносим еще 3 профиля зуба. Затем строим профиль зуба 2-ого колеса, где К
–
точка касания зубьев
,
отправной считаем точку
N
2
1.3. Определение коэффициента перекрытия
Построив картину эвольвентного зацепления определяем коэффициент перекрытия по формуле:
где
B
1
B
2
- длина зацепления, измеряемая по чертежу (где
B
1
- точка входа зубьев колес в зацепление, т.е. точка пересечения линии зацепления
LM
и окружности вершин 2-ого колеса;
B
2
- точка выхода колес из зацепления, т.е. точка пересечения линии зацепления и окружности вершин 1-ого колеса).
При расчете учтем масштаб чертежа:
Теоретическое значение
. При 1.288 условие зацепления соблюдается.
После фиксации
B
1
B
2
показываем штриховкой активные профили зубьев колес, т.е. те участки зубьев, которые участвуют в зацеплении. Активный профиль 1-ого колеса ограничен окружностью вершин этого колеса и окружностью
O
1
B
1
(окружности показаны пунктиром).
1.4. Определение скорости скольжения зубьев
Строим график относительной скорости скольжения зубьев, для этого выносим
B
1
B
2
с фиксированными на ней точками
P
и
K
.
Вычисляем для точки К скорость скольжения зубьев ( точка К
–
точка касания зубьев
,
располагается внутри отрезка
B
1
B
2
):
Найденную скорость точки К изображаем отрезком 10мм и определяем масштаб скорости:
P
и
K
,
, и находим наибольшую скорость скольжения:
Из двух значении выбираем наибольшее:
Таким образом, наибольшая скорость скольжения зубьев характерна для точки
B
1
в момент начала зацепления.
1.5.Вывод.
В первой части курсовой работы мы ознакомились с практическими методами построения эвольвентных профилей зубчатых передач, а также с основными характеристиками и свойствами эвольвентного зацепления. Такими как скорость скольжения профилей зубьев, боковой и радиальные зазоры,
Толщина зуба и ширина впадины зуба. А также мы ознакомились с понятиями углового и основного шага зубчатой передачи
2.1 исходные данные.
Таблица линейных размеров участков.
| LОА | LAС | LAS2 | LAB | LCS4 | X 1 | X 2 | Y |
| 0,5 | 0,6 | 0,35 | 0,7 | 0,4 | 0, 55 | 0, 4 | 0,75 |
Таблица характеристик звеньев.
| m 2 ,кг | m 3 ,кг | m 4 ,кг | m 5 ,кг | J 2 ,кг*м | J 3 , кг*м | J 4 , кг*м | J 5 ,кг*м |
| 60 | 40 | 40 | 50 | 3,6 | 1,6 | 1,2 | 0 |
Таблица начальных условий
| | |
| 135 | 24 |
2.2. Построение схемы механизма.
Определение размеров звеньев в выбранном масштабе.
К
l
=0,005м/мм.
OA
=
LOA
/К
L
,
OA
=0,25/0,005=50мм;
AB
=
LAB
/К
L
,
AB
=0,
7/0,005=140
мм
;
AC=LAC/
К
L, AC=0,6/0,005=120
мм
;
CS4=LCS
4
/
К
L, CS4=0,4/0,005=80
мм
;
S2=A
С
/2, AS2=120/2=60
мм
;
X1=x1/
К
L, X=0,55/0,005=110
мм
.
.
X
1=
x
1/К
L
,
X
=0,4/0,005=80мм
Y
=
y
/К
L
,
Y
=0,75/0,005=150мм.
CD
=
LCD
* К
L
= 08*0,005=160мм
Построение схемы механизма осуществляется методом засечек. Для этого откладываем на чертеже стационарные точки О и Е, и осевые линии, в нашем случае линия движения точки
D
. После этого из стационарной точки О рисуем дугу радиусом ОА, и с учетом заданного положения первого звена отмечаем на дуге точку А. После рисуем новую дугу из точки А радиусом АВ. Ту же процедуру осуществляем в точке Е. И в точке пересечения её дуги с дугой АВ откладываем точку В, через которую проводим прямую в точку А, таким образом мы нашли положение звена 2. Затем найдя на втором звене положение точки С, откладываем от неё дугу с радиусом С
D
, и на точке пересечения этой дуги с линией оси движения точки
D
отмечаем саму точку
D
, при данном расположении остальных звеньев механизма.
Для определения перемещения ведомого звена вычертим схему механизма в 12 положениях, образованных поворотом кривошипа на 30
°
. Для этого мы повторяем вышеперечисленные действия из каждого из двенадцати положений точки А кривошипа.
Масштаб плана скоростей
Kv
=
Va
|
oa
=0,1 м/с*мм
Определение скорости точки А
V
А
=
ω
1
*
LOA
,
V
А
=24*0,25=6м/с.
Масштаб плана скоростей
KV
=
V
А
/оа,
KV
= 6/50=0,1м/c*мм.
Для определения скорости точки В записываем векторное уравнение, связывающее скорости точек А и В, используя теорему о сложении скоростей в переносном и относительном движениях.
Из произвольно взятой точки о (полюса скоростей плана ), откладывается вектор
скорости точки А перпендикулярно ОА в направлении угловой скорости
ω
1.
Далее, через точку
a
проводится прямая, перпендикулярная АВ, а через точку о
–
перпендикулярная ВЕ. Точка
b
–
пересечение этих прямых
–
определяет длины отрезков
ab
и
ob
, которые изображают на плане скоростей
=
KV
*о
b
,
VB
=0,1*48.85= 4,88м/с;
VB
/А=
KV
*а
b
,
VB
/А= 0,1*48,85=4,88м/с.
ω
2=
VB
/
A
/
LAB
,
ω
2=4,88/0,7=6,97 ед/
c
,
Отложив отрезок
as
2 на плане скоростей по направлению
ab
и соединив точки о и
s
2 , получают отрезок
os
2. Тогда
VS
2
/А/
VB
/А =
AS
2/
AB
, =>
VS
2
/А=
VB
/А*
AS
2/
AB
,
VS
2/
A
=4,88*70/140=2,44м/с,
V
С/А=
VB
/А*
AC
/
AB
,
VC
/А=4,88*120/140=4,18м/
c
Из плана скоростей находим
os
2=50,5мм,
oc
=50.3 мм.
VS
2
= KV*os2,
2
= 0,1*50,5=5,05
м
/c
VC
=
KV
*
oc
,
VC
= 0,1*50.3=5,03 м/
c
.
Скорость точки D и центра масс звена 5 в точке ,
//С
D
CD
графически определяем длину отрезков на плане скоростей
od
=12,81мм, сd=52,22мм.
VD= KV*od,
VD= 0,1*
12,81
=1
,28м
/c
V CD= KV*cd,
V d/c= 0,1*
52,22
=5
,22м
/c.
VS
4
/C=VD/C*CS4/CD,
VS
4
/C=5,22*80/160=2,61м/c,
cs
4=52,22*80/160=26,11мм.
Из плана скоростей определяем длину
os
4=25,79мм,
VS
4
= KV*os4,
VS
4
= 0,1*25,79=2,57м/
c
.
ω
4=
Vd
/
c
/
LCD
,
ω
4=5,22/0,8=6,525 ед/
c
,
2.4. Определение ускорений
Полное ускорение точки во вращательном движении вокруг точки О будет геометрически складываться из нормального и касательного ускорений
Где
аА
N
=
ω
12*L
OA
аА
N
=242*0,25=144м/c2
ε
1+ LOA=0,
т
.
к
.
ω
1=const.
Следовательно ускорение точки А будет состоять только из одного касательного ускорения
аА= аА
N
=144 м/
c
2
Масштаб плана ускорений
Ka
= 2 м/
c
2*мм.
ZA
=
aA
/
Ka
,
ZA
=144/2=72 мм.
Для определения ускорение точки В записывается векторное уравнение , связывающее ускорение точек А и В.
//
ОА
//B
О
//OA //AB
AB
a B/AN=VB/A2/LAB
a B/AN =
4,88
2/0,
8
=
29,829
м/c2,
Z
В
/AN= aB/AN/Ka,
Z
B
/
AN
=29,829/2=14,91мм.
Из плана скоростей графически определяем неизвестные ускорения.
ZB=36,91
мм
, ZB/A=37,58
мм
, ZB/AT=35,44
мм
,
a B/A
Т
=Ka* ZB/AT,
a B/A
Т
=
35,44
*
2
=
70,88 м
/c2,
a B=Ka* ZB,
a B=
36,91
*
2
=
73,82 м
/c2,
a B/A=Ka* ZB/A,
a
B
/
A
=37,58*2=75,16 м/
c
2,
Определение ускорений для точек S2 и С
C
пропорциональны расстояниям до осей вращения
aS2/A= a B/A*AS2 /AB,
aS2/A =
75,16
*
70
/1
40
=
37,85
м/c2,
aC/A= a B/A*AC /AB,
aC/A=
75,16
*
1
20
/1
4
0
=
64,42
м/c2,
ZS2/A= ZB/A*AS2 /AB,
ZS2/A =
37,58
*
70
/1
4
0
=
18,79мм
,
ZC/A= ZB/A*AC /AB,
ZC/A= 37,58*120/140=32,21м
м
,
ZS2=54
мм
, ZC=41,65 мм,
aS2=Ka* ZS2,
5
4*
2
=
108 м
/c2,
aC=Ka* ZC,
aC=
4
1,6
5
*
2
=
83,3 м
/c2.
Определение ускорение точки
D
. Для определения ускорение точки
D
записывается векторное уравнение , связывающее ускорение точек
C
и
D
.
//DC
DC
a D/CN=VD/C2/LDC
a D/CN=
5,22
2/0,
8
=
34,06
м/c2,
ZD/CN=a D/CN /Ka,
ZD/CN=
34,06
/
2
=
17,03
мм,
ZD
=50,5 мм
ZD
/
C
=44,2 мм
ZD
/
CT
=40,79мм,
aD=Ka* ZD,
aD=5
0,5
*
2
=
100,4
м
/c2,
aD/CT=Ka* ZD/CT,
aD/CT=40,79*2=81,6
м
/c2.
aD/C=Ka* ZD/C,
м
/c2.
Определение ускорения для точки
S
4
aS4/C= aD/C*S4C /CD,
aS4/C=
88,4
*80/
160
=
44,2
м/c2,
ZS4/C= ZD/C*S4C /CD,
ZS4/C=29,6*80/
160
=
14,8мм
,
Z S4=
40,67
мм
aS4=Ka* ZS4,
aS
4=40,67*2=81,34 м/
c
2.
2.5 Определение угловых скоростей и ускорений
ω
2=VB/A/LAB,
ω
2=
4,88
/0,
7
=
6,97 ед
/c,
ω
4=VD/C/LDC,
4=
5,22
/0,
8
=
6,525 ед
/c,
ε
2=aB/AT/LAB,
ε
2=
70,88
/0,
7
=
101,25
ед
/c2,
ε
4=aD/CT/LDC,
ε
4=81,6/0,8=102 ед/
c
2,
2.6. Определение сил в кинематических парах.
Главный вектор
R
1=
m
*
aS
,
Главный момент
M
=
J
*
ε
,
где
J
–
момент инерции массы звена,
ε
–
угловое ускорение звена.
Главный момент и главный вектор могут быть заменены одной равнодействующей, которая смещается параллельно главному вектору на плечо
H
=
M
/
R
`*
KL
,
P
05
–
давление станины 0 на направляющую 5, P24
–
давление звена 2 на 4
R
5=50кг*101м/с2 = 5050 Н,
R
41=
m
4*
aS
4,
R4
1
=40*5
0
,
5
=2
020
H;
M4= J4*
ε
4,
M4=1,2*
102
=
122,4
H*
м
,
H4=M4/R4*KL,
H
4=122,4/2020*0.005=12,12 мм.
h
4=
H
4-10
,95
=
1,17
мм
Составим уравнение моментов относительно точки С, используя теорему Вариньона:
R
4*
h
4 =
P
05*
h
05+
P
*
h
P
05 = ( -
R
4*
h
4 +
R
5*
h
5 )/
h
05,
P
05 = (-2020*1,17 + 5050*43,22)/154,9 = 1393
H
.
R
4= Р24+
P
54+
P
45+Р05
Для построения плана задаемся масштабом сил
Kp
=100
H
/мм и находим отрезки, пропорциональные известным силам:
y
4=
R
4/
Kp
,
y
4=2
020
/100=
20,2
мм,
y
05=
P
05/
Kp
,
y
05=
1393
/100=
13,93
мм,
Из плана сил находим
y
24=69 мм.
P
24=
Kp
*
y
24,
P24=69*100=6900
H
.
Определяем силы, приложенные к группе звеньев 2 и 3
P
03
–
давление станины 0 на ползун 3, P12
–
давление звена 1 на 2
R3=m3*as3,
R3=40*36,9=1476 H
R21=m2*aS2,
R2
1
=60*108=6480 H
P= R3/2
P=1476/2=738 H;
M2= J2*
ε
2,
M2=3,6*101,2=364,52 H*
м
,
H2=M2/R21*KL,
H
2=364,52/6480*0.005=11,25мм.
Составим уравнения моментов сил относительно точки
B
для каждого звена отдельно, используя теорему Вариньона:
R3*h3 = -P03*h03 + Pt*BS3 ,
P03=(- R3*h3 +Pt*BS3)/h03,
P103=(-1476*54,88+740*80)/160=-136,2 H.
P12*h12=-R2*h2+P42*h42
P12=(-R2*h2+P42*h42)h12
P
112=(-6420*65,42-67000*20)140=-3957
H
Определение неизвестных сил из плана сил. Для построения которого задаёмся масштабом Кр=50 Н/мм
y2=R2/Kp,
y2=6480/50=129,6
мм
,
y3=R3/Kp,
y3=1476/50=29,52
мм
,
y
=
P
/
Kp
,
y
=740/50=14,8 мм,
у103=
P
03/
K
,
y
03=-136,2/50=2,72 мм,
P
12=
y
12 *
K
P
12=174,68*50=8734
H
Определение силы, приложенной к ведущему звену:
R
1=
P
21+
P
01=0,
P
21=-
P
01,
P
21=
P
01=
P
12=8734
H
.
Определение момента сопротивления, приложенного к ведущему звену:
M
1=
P
21*
h
1*
KL
,
M
1=8734 *23,9*0,005=1043,7
H
*м.
2.7.Вввод
Во второй части курсовой работы мы на практике освоили методы построения плана механизма методом засечек, исходя из всех размеров его звеньев и направления движения ведущего звена. Что в свою очередь позволило нам определить скорости всех точек механизма, на основе которых мы смогли дать силовую характеристику механизма. Так как данная характеристика позволяет описать все явления в кинематических парах, она становится одной из главных задач при синтезе механизмов.
Заключение
На основании исходных данных было построено зубчатое зацепление с эвольвентным профилем зубьев. На основании измерений определено максимальное относительное скольжение, равное 0,684 м/с и коэффициент перекрытия, равный 1,288.
При исследовании шарнирно-рычажного механизма был проведен кинематический и динамический анализ.
В ходе кинематического исследования плоского шарнирно-рычажного механизма определили скорости и ускорения точек A,
B
,
C
,
D
, а также центров масс звеньев 2, 3 и 4. Проведя динамический анализ, определили силы действующие на звенья механизма и момент действующий на ведущее звено равный 1043,7
H
*м.
Список литературы.
1. Иванов, В.А., Замалиев, А.Г. Краткий курс теории механизмов и машин: учебное пособие/В.А. Иванов, А.Г. Замалиев.
–
Казань: Изд-во Казанского государственного технологического университета, 2009.
–
160с.
2. Иванов, В.А. Статика и динамика механизмов: учебное пособие/ В.А. Иванов.
–
Казань; КХТИ, 1992.
–
72с.
3. Иванов В.А., Капотин, Б.В. Анализ и синтез механизмов: учебное пособие/ В.А. Иванов, Б.В. Капотин.
–
Казань; КХТИ, 1996.
–
64с.
4. Шитиков, Б.В. Основы теории механизмов: учебное пособие/ Б.В.Шитиков.
–
Казань; КХТИ, вып.4, 1971. -85с.
y
24=69 мм.
P
24=
Kp
*
y
24,
P24=69*100=6900
H
.
Определяем силы, приложенные к группе звеньев 2 и 3
P
03
–
давление станины 0 на ползун 3, P12
–
давление звена 1 на 2
R3=40*36,9=1476 H
R21=m2*aS2,
R2
1
=60*108=6480 H
P= R3/2
P=1476/2=738 H;
M2= J2*
ε
2,
M2=3,6*101,2=364,52 H*
м
,
H2=M2/R21*KL,
H
2=364,52/6480*0.005=11,25мм.
Составим уравнения моментов сил относительно точки
B
для каждого звена отдельно, используя теорему Вариньона:
R3*h3 = -P03*h03 + Pt*BS3 ,
P03=(- R3*h3 +Pt*BS3)/h03,
P103=(-1476*54,88+740*80)/160=-136,2 H.
P12*h12=-R2*h2+P42*h42
P12=(-R2*h2+P42*h42)h12
P
112=(-6420*65,42-67000*20)140=-3957
H
y2=R2/Kp,
y2=6480/50=129,6
мм
,
y3=R3/Kp,
y3=1476/50=29,52
мм
,
y
=
P
/
Kp
,
y
=740/50=14,8 мм,
у103=
P
03/
K
,
y
03=-136,2/50=2,72 мм,
P
12=
y
12 *
K
P
12=174,68*50=8734
H
Определение силы, приложенной к ведущему звену:
R
1=
P
21+
P
01=0,
P
21=-
P
01,
P
21=
P
01=
P
12=8734
H
.
Определение момента сопротивления, приложенного к ведущему звену:
M
1=
P
21*
h
1*
KL
,
M
1=8734 *23,9*0,005=1043,7
H
*м.
Во второй части курсовой работы мы на практике освоили методы построения плана механизма методом засечек, исходя из всех размеров его звеньев и направления движения ведущего звена. Что в свою очередь позволило нам определить скорости всех точек механизма, на основе которых мы смогли дать силовую характеристику механизма. Так как данная характеристика позволяет описать все явления в кинематических парах, она становится одной из главных задач при синтезе механизмов.
На основании исходных данных было построено зубчатое зацепление с эвольвентным профилем зубьев. На основании измерений определено максимальное относительное скольжение, равное 0,684 м/с и коэффициент перекрытия, равный 1,288.
При исследовании шарнирно-рычажного механизма был проведен кинематический и динамический анализ.
В ходе кинематического исследования плоского шарнирно-рычажного механизма определили скорости и ускорения точек A,
B
,
C
,
D
, а также центров масс звеньев 2, 3 и 4. Проведя динамический анализ, определили силы действующие на звенья механизма и момент действующий на ведущее звено равный 1043,7
H
*м.
1. Иванов, В.А., Замалиев, А.Г. Краткий курс теории механизмов и машин: учебное пособие/В.А. Иванов, А.Г. Замалиев.
–
Казань: Изд-во Казанского государственного технологического университета, 2009.
–
160с.
2. Иванов, В.А. Статика и динамика механизмов: учебное пособие/ В.А. Иванов.
–
Казань; КХТИ, 1992.
–
72с.
3. Иванов В.А., Капотин, Б.В. Анализ и синтез механизмов: учебное пособие/ В.А. Иванов, Б.В. Капотин.
–
Казань; КХТИ, 1996.
–
64с.
4. Шитиков, Б.В. Основы теории механизмов: учебное пособие/ Б.В.Шитиков.
–
Казань; КХТИ, вып.4, 1971. -85с.
