Расчет и выбор посадок для стандартных соединений

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Курсовая работа

По дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

На тему: «Расчет и выбор посадок для стандартных соединений»

Введение

Взаимозаменяемыми могут быть детали, сборочные единицы и изделия в целом. В первую очередь такими должны быть детали и сборочные единицы, от которых зависят надежность и другие эксплуатационные показатели изделий. Это требование, естественно, распространяется и на запасные части.

Взаимозаменяемость имеет огромное народнохозяйственное значение и обеспечивается единством научно-технических, экономических и организационных мероприятий. Она является одной из важнейших предпосылок организации серийного и массового производства, способствует широкому кооперированию производств, основанных на изготовлении многочисленных комплектующих элементов изделий машиностроения на различных специализированных предприятиях. Взаимозаменяемость позволяет не только лучше организовать производство изделий, но и сократить сроки и повысить качество их ремонта в процессе эксплуатации. Обеспечение взаимозаменяемости в заводском изготовлении дешевле, чем при монтаже в полевых условиях; в эксплуатации бывает дешевле заменить, чем ремонтировать.

Взаимозаменяемость -- одно из средств достижения окончательного результата в повышении качества изделий. Она предполагает с большей стоимостью изготовления деталей достичь наименьшей стоимости сборки и монтажа, снижая общие затраты на производство изделий.

1) Выбор и расчёт посадок для гладких цилиндрических соединений

1. 1) Аналитический расчёт посадки с натягом

Рассчитаем и выберем посадку с натягом в соединении, в котором:

l=45 (мм) Po=1200 (Н)

Мкр=300(Н*м) d=60 (мм)

d1=45(мм) d2=75 (мм)

f=0,08(мм) t=20?C

?T1=12·107 (H/м2) ?T2=36·107 (H/м2)

Rad=2,5 (мкм) RaD=2,5 (мкм)

?1=0,25 ?2=0,3

Е1=1,05·1011 (H/м2) Е2=2,1·1011 (H/м2)

а) По известным значениям внешней нагрузки (Mкр) и размерам соединения (d и ?) определяем требуемое эксплуатационное удельное давление (Па) на контактных поверхностях соединения из условия обеспечения прочности соединения по формуле

где P0 — осевая сила.

б) По полученному значению p min определяем необходимую величину наименьшего расчётного натяга N?min (м) по формуле

N?min=[p min]· d·(c1/E1+c2/E2) (2)

Предварительно определяем коэффициенты Ляме (c1и c2) по формуле

(3)

(4)

/

в) Определяем с учётом поправок наименьший допустимый натяг по формуле

[Nmin]= N ?min+?ш (5)

предварительно определяем ?ш? поправку на снятие микронеровностей деталей при образовании соединения по формуле

?ш=5(RаА+RаВ) (6)

?ш=5(2,5+2,5)=25 (мкм)

[Nmin]=54,39+25=79,39 (мкм)

г) Определяем наибольшее допустимое удельное давление [pдоп] на поверхности вала и втулки при котором отсутствует пластическая деформация деталей, для этого определяем значения p1и p2 по формулам

pдоп 1=0,58·?T1· [1?(d1/d)2] - для поверхности вала (7)

pдоп 2=0,58· ?T2·[1?(d/d2)2] - для поверхности втулки (8)

pдоп 1=0,58·12· 107 0,4375=3,4 5107 (H/м?)

pдоп 2=0,58·36·107·0,36=7,5·107 (H/м?)

в качестве [pдоп] выбираем наименьшее из двух значений:

[pдоп]= 3,045·107 (H/м?)

д) Определяем величину наибольшего расчётного натяга N ?max

N ?max=[pдоп]· d·(c1/E1+c2/E2) (9)

N ?max=3,045·107·60·10-3·6,109·10-11=111,61 (мкм)

е) Определяем с учётом поправок величину максимального допустимого натяга по формуле

[Nmax]= N ?max ?уд +?ш +?t (10)

[Nmax]=111,610,9+25=125,45 (мкм)

ж) По таблице 1. 49 стр. 153 [1] выбираем посадку O 52

Следующие условия

Nmax?[Nmax] и Nmin> [Nmin]

117< [125,45] 87?[79,39]

Заданное условие выполняется, значит посадка выбрана верно.

з) Рассчитаем усилие запрессовки по формуле

Rn=fпPmax?dl (11)

fп- коэффициент трения при запрессовке

Pmax- удельное давление при максимальном натяге

Rn=0,9 625,091063,146 010-3 4510-3 = 20,4 (кН)

fп =(1,15…1,2)f (12)

fп =1,20,08=0,096

(13)

?ш — поправка на снятие микронеровностей деталей

Nmax — величину максимального допустимого натяга

1. 2). Выбор и расчет посадки с зазором

Дано:

D=125 мм

Была выбрана посадка с зазором H8/е8, т.к. она применяется при большой длине соединения и имеет широкие допуски, облегчающие изготовление деталей.

а) Определяем предельные отклонения по таблицам 1. 27,1. 28 стр. 79,84

для отверстия 125Н8:

верхнее отклонение: ES= 63 (мкм)= 0,063 (мм)

нижнее отклонение: EI=0 (мкм) =0 (мм)

для вала 125е8:

верхнее отклонение: es= -85 (мкм)= -0,085 (мм)

нижнее отклонение: ei= -145 (мкм)= -0,145 (мм).

б) Определяем предельные размеры:

для отверстия:

Dmax=D+ES=125+0,063 =125,063 (мм)

Dmin=D+EI=125+0 =125 (мм)

для вала:

dmax=d+es=125+(-0,085) =124,915 (мм)

dmin=d+ei=125+(-0,046) =124,855 (мм)

в) Определяем допуски:

для отверстия:

TD=Dmax-Dmin=125,063−125 =0,063 (мм)

для вала:

Td=dmax-dmin=124,915−124,855 =0,06 (мм)

г) Определяем предельный зазор:

Smax=Dmax-dmin=125,063−124,855 =0,208 (мм)

Smin=Dmin-dmax=125−124,915 =0,085 (мм)

д) Определяем допуск посадки:

TS=Smax-Smin=0,208−0,085 =0,123 (мм)

е) Изображаем графически на чертеже расположение полей допуска вала и отверстия.

1. 3). Выбор и расчет переходной посадки

Дано:

D=40 мм

Была выбрана переходная посадка Н7/к6, т.к. она является предпочтительной для зубчатых колес на валах редукторов, рычагах на валах и т. д., а также т.к. она обеспечивает хорошее центрирование соединяемых деталей.

а) Определяем предельные отклонения по таблицам 1. 29,1. 37 стр. 79,91:

для отверстия 40Н7:

верхнее отклонение: ES= 25 (мкм) = 0,025 (мм)

нижнее отклонение: EI= 0 (мкм) = 0 (мм)

для вала 40к6:

верхнее отклонение: es= 18 (мкм) = 0,018 (мм)

нижнее отклонение: ei= 2 (мкм) = 0,002 (мм).

б) Определяем предельные размеры:

для отверстия:

Dmax=D+ES=40+0,025= 40,025 (мм)

Dmin=D+EI=40+0= 40 (мм)

для вала:

dmax=d+es=40+0,018= 40,018 (мм)

dmin=d+ei=40+0,002=40,002 (мм)

в) Определяем допуски:

для отверстия:

TD=Dmax-Dmin=40,025−40= 0,025 (мм)

для вала:

Td=dmax-dmin=40,018−40,002= 0,016 (мм)

г) Определяем предельный зазор:

Smax=Dmax-dmin=40,025−40,002= 0,023 (мм)

Определяем предельный натяг:

Nmax=dmax-Dmin=40,018−40= 0,018 (мм)

д) Определяем допуск посадки:

TS=Smax+Nmax=0,023+0,018=0,041 (мм)

е) Изображаем графически на чертеже расположение полей допуска вала и отверстия.

1. 4). Выбор и расчет посадки с натягом

Дано:

D=60 мм

Была выбрана посадка с натягом Н7/u6, т. к. это посадка с умеренным гарантированным натягом и она применяется в соединениях без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т. д.

а) Определяем предельные отклонения по таблицам 1. 27,1. 30 стр. 79,92:

для отверстия 60H7:

верхнее отклонение: ES= 30 (мкм) = 0,030 (мм)

нижнее отклонение: EI= 0 (мкм) = 0 (мм)

Определяем предельные отклонения по таблице 1. 30 стр. 90 [1]:

для вала 60u6:

верхнее отклонение: es= 117 (мкм) = 0,117 (мм)

нижнее отклонение: ei= 87 (мкм)= 0,087 (мм).

б) Определяем предельные размеры:

для отверстия:

Dmax=D+ES= 60 + 0,030 = 60,030 (мм)

Dmin=D+EI=60 + 0 = 60 (мм)

для вала:

dmax= d + es = 60 + 0,117 = 60,117 (мм)

dmin= d + ei=35 + 0,087 = 60,087 (мм)

в) Определяем допуски:

для отверстия:

TD = Dmax — Dmin = 60,030 — 60 = 0,030 (мм)

для вала:

Td = dmax — dmin = 60,117 — 60,087 = 0,030 (мм)

г) Определяем предельный натяг

Nmax = dmax-Dmin= 60,117 — 60 = 0,117 (мм)

Nmin = dmin-Dmax= 60,087 — 60,030 = 0,057 (мм)

д) Определяем допуск посадки:

TN = Nmax-Nmin = 0,117−0,057=0,06 (мм)

е) Изображаем графически на чертеже расположение полей допуска вала и отверстия.

2) Выбор и расчёт посадки резьбового соединения

Дана резьба:

М10−6Н/6g

а) Определяем внутренний и средний диаметры резьбы по формулам из таблицы 4. 12 стр. 677 [2], учитывая, что шаг резьбы Р=1,5:

D2=d2=d-1+0,376=10−1+0,026= 9,026 (мм)

D1=d1=d-2+0,026=10−2+0,376= 8,376 (мм)

б) Определяем предельные отклонения по таблице 4. 17 стр. 686−700[2]:

d2 (6g): es2=-0,032 (мм)

ei2=-0,164 (мм)

d1 (6g): es1=-0,032 (мм)

ei1-не нормируется

d (6g): es=-0,032 (мм)

ei=-0,268 (мм)

D2 (6H): ES2=0,180 (мм)

EI2=0 (мм)

D1 (6H): ES1=0,300 (мм)

EI1=0 (мм)

D (6H): ES-не нормируется

EI=0 (мм)

в) Определяем предельные размеры гайки (внутренние диаметры):

D2max=D2+ES2= 9,026+0,180= 9,206 (мкм)

D2min=D2+EI2=9,026+0= 9,026 (мкм)

D1max=D1+ES1=8,376+0,3= 8,676 (мкм)

D1min=D1+EI1=8,376+0= 8,376 (мкм)

Dmax — не нормируется

Dmin=D+EI=10+0 =10 (мкм)

г) Определяем предельные размеры для болта (наружный диаметр):

d2max=d2+es2=9,026+(-0,032)= 8,994 (мкм)

d2min=d2 +ei2=9,026+(-0,164)= 8,862 (мкм)

d1max=d1+es1=8,376+(-0,032)= 8,344 (мкм)

d1min— не нормируется

dmax=d+es=10+(-0,032)= 9,968 (мкм)

dmin=d+ei=10+(-0,268)= 9,732 (мкм)

3) Выбор посадок для шпоночного соединения

а) Определяем номинальные размеры шпонки по табл. 4. 52 стр. 773 [2] для d=40 мм:

ширина шпонки b= 12 (мм);

высота шпонки: h= 8 (мм);

длина шпонки: l= 20 (мм).

предельные размеры фаски: Smax= 0,60 (мм)

Smin= 0,40 (мм)

глубина паза на валу: t1= 5 (мм)

глубина паза на втулке: t2= 3,3 (мм)

радиус закругления для шпоночных пазов: rmax= 0,4 (мм)

rmin= 0,25 (мм)

б) Вычисляем размеры с учётом диаметра вала: d-t1=40−5= 35 (мм)

d+t2=40+3,3= 43,3 (мм)

в) Определяем посадки для шпоночного соединения:

1) по табл. 4. 53 стр. 774 [2]:

поле допуска на ширину шпонки — h9;

поле допуска на ширину паза на валу — N9;

поле допуска на ширину паза во втулке — Js9;

2) по табл. 4. 54 стр. 776 [2]:

поле допуска на высоту шпонки — h11;

поле допуска на длину шпонки — h14.

г) Определяем предельные отклонения для размеров d-t1, d+t2 по табл. 4. 54 стр. 776 [2]: 35-0,2 (мм)

43,3+0,2 (мм)

Принимаем для шпонки исполнение А.

д) Изображаем схему расположения полей допусков для шпоночного соединения на чертеже.

4) Выбор посадок для шлицевого соединения

Дано

8?32?38

Принимаем, что шлицевое соединение является прямобочным. Определяем размеры прямобочного шлицевого соединения по таблице 4. 58 стр. 781[2]:

число зубьев: z=8

внутренний диаметр: d=32 (мм)

наружный диаметр: D=38 (мм)

ширина зуба: b=6,0 (мм)

фаска: f=0,4+0,2 (мм)

радиус закругления: r=0,3 (мм)

Данное шлицевое соединение относится к тяжелой серии. Выбираем способ центрирования по внутреннему диаметру (d), т.к. данный вид центрирования применяется в случаях повышенных требований к совпадению геометрических осей, т.к. твёрдость втулки не позволяет обрабатывать деталь протяжкой.

Выбираем посадки по таблице 4. 60 стр. 785[2]:

d -- 32 H7/f7

b -- 6 D9/h9

Определяем поля допусков для нецентрирующего диаметра D по таблице 4. 62 стр. 786[2]:

D -- 38 H12/a11

Записываем обозначение шлицевого соединения с учётом найденных посадок

5) Расчёт и выбор посадок для соединений с подшипником качения

Задание

Выбрать посадку циркуляционно нагруженного внутреннего радиального однорядового подшипника:

d = 45 мм;

D = 75 мм;

B = 15 мм;

r = 1,5 мм;

радиальная реакция опоры на подшипник: R = 8000 Н = 8 кН.

а) Определяем интенсивность нагрузки по формуле

где R — радиальная реакция опоры на подшипник,

b — рабочая ширина посадочного места (в мм),

b = B-2r = 15−1,52 = 12 мм = 1210-3 м,

B — ширина подшипника,

r — ширина фаски,

Kп — коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки.

Принимаем Kп = 1, т.к. наблюдаются умеренные толчки и вибрация, нагрузка достигает до 150%.

F — коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом или тонкостенном корпусе.

Т.к. вал является сплошным, то F = 1

FA — коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки, А на опору:

FA =

где, А — осевая нагрузка,

— угол контакта тел качения с дорожкой качения наружного кольца.

Для радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA = 1, тогда:

PR =

По табл. 4. 92 стр. 287 [2] для заданных условий определяем поле допуска на вал —.

б) Определяем минимальное и максимальное значение натяга:

Nmax= EI2+ es2 =0. 010+0. 021=0. 037 мм

Nmin= EI2+ ei2 =0+0. 008=0. 009 мм

в) Определяем средний натяг по формуле 1. 31 стр. 19 [1]:

мм (16)

г) Проверяем выбор поля допуска по наименьшему натягу, используя формулу

— коэффициент, принимаемый приближенно для подшипников средней серии — 2,3.

Nmin=(мкм)

д) Проверяем допустимость посадки из условий прочности внутреннего кольца подшипника на разрыв

0. 023>0. 1 933

Выбираем поле допуска для отверстия стакана подшипника, который соприкасается с наружным кольцом:

Н7.

е) Определяем верхние и нижние придельные отклонения:

Для внешнего диаметра (D=75мм):

Для внутреннего диаметра (d=30мм):

ж) Изображаем подшипник и поля допусков на чертеже.

6) Определение комплекса контрольных параметров зубчатого колеса по требованиям к точности его изготовления

Выбираем степень точности: 8-В

8-В — условное обозначение, где допуски показателей, характеризующие кинематическую точность принимают по 8 степени точности; показатели (и их допуски), характеризующие плавность работы должны соответствовать 8 степени точности; допуски для показателей, характеризующие полноту контактов зубьев должны приниматься по 8 степени точности; В — вид сопряжения, характеризующий величину бокового зазора.

Модуль зубчатого колеса равен

m=2

Диаметр делительной окружности равен:

d=70 мм.

Определяем число зубьев по формуле 5.1 стр. 831[2]:

z==70/2= 35 (18)

Определяем показатели, характеризующие кинематическую точность колеса. Для этого выбираем комплекс III по таблице 2 стр. 426[Б]:

FVWr — колебание длины общей нормали;

Frr — радиальное биение зубчатого венца.

Определяем допуск на радиальное биение зубчатого венца и колебание длины общей нормали по таблице 5 стр. 431[3]:

FVW=28 (мкм)

Fr=45 (мкм)

Определяем показатели, характеризующие плавность работы по таблице 7 стр. 435−436[Б], принимаем VII комплекс:

fPbr — отношение шага зацепления

fPtr — отклонение шага.

Предельное отклонение шага и шага зацепления определяем по таблице 10 стр. 439[Б]:

fPt=±20 (мкм)

fPb=±19 (мкм)

Определяем показатели, характеризующие полноту контакта зубьев: суммарное пятно контакта по высоте зуба на менее 40%, а по длине зуба не менее 50% согласно таблицы 17 стр. 449[3].

Определяем величину гарантированного бокового зазора по таблице 17 стр. 451[Б]:

jn min=120 (мкм),

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура определяем по таблице 19 стр. 454[Б]:

EHs=?140 (мкм)

Допуск на смещение исходного контура определяем по таблице 21 стр. 455[Б]:

TH=140 (мкм)

Наименьшее отклонение длины общей нормали определяется по таблице 23 стр. 457[Б] (I слагаемое):

EW=?95 (мкм)

Определяем II слагаемое по таблице 27 стр. 461[Б]:

EWII= -11 (мкм)

Определяем наименьшее отклонение средней длины общей нормали:

EWm=EWmI+EWmII=?(95+11)=?106 (мкм) (19)

Определяем допуск на среднюю длину общей нормали по таблице 28 стр. 462[Б]:

TWm=70 (мкм)

Определяем допуск на длину общей нормали по таблице 25 стр. 459[Б]:

TW=100 (мкм)

Наименьшее отклонение толщины зуба определяем по таблице 29 стр. 463[Б]:

ECs=?100 (мкм)

Определяем допуск на толщину зуба из таблицы 30 стр. 464[Б]:

TC=100 (мкм)

Определяем радиальное биение наружного цилиндра заготовки по таблице 5. 26 стр. 878[2]:

Fda=0,6·Fr=0,6·45=27 (мкм) (20)

Биение базового торца определяем по таблице 5. 27 стр. 879[2]:

FT=24·=20·(70/100)= 14 (мкм) (21)

Определяем длину общей нормали по формуле:

W=W1·m (22)

где m- модуль зубчатого колеса.

выбираем из таблицы 5. 30 стр. 884?885[2]:

W1=10,82 264 (мм)

W=10,82 264·2=21,6 452 821,645 (мм)

7) Расчёт размерной цепи методом максимум — минимум

Дано:

?А =1000,8 (мм)

А1=45 (мм)

А2=142(мм)

А3=10 (мм)

А4=12 (мм)

А5=1+0,4 (мм)

а) Строим схему размерной цепи. Определяем увеличивающие и уменьшающие размеры

Рисунок 1

А5, А4, А2 — увеличивающие размеры

А1, А3 — уменьшающий размер.

б) Определяем номинальный размер замыкающего звена:

?А=?Аjувел-?Аjуменьш25431 (23)

где ?Аjувел — сумма увеличивающих размеров

где ?Аjуменьш— сумма уменьшающих размеров

?А =А25431=142+12+1−45−10=100 (мм)

в) Определяем допуск звена А2:

TА?=А?max-А?min=1,6 мм (24)

г) Определяем координату середины:

ЕСА? = 0 мм

д) Определяем количество единиц допуска:

арасч

— сумма допусков известных звеньев

— сумма единиц допуска

арасч =

выбираем 12 квалитет

а) определяем допуск звена А2:

2=TА?-TА3-TА1-TА4-TА5=1600−400−250−180−150=620 (мкм)

б) Определяем координату середины:

ЕСА?=?ЕСВАjув??ЕСАjум (26)

ЕСА2= ЕСА?+ЕСА1СА3СА5сА4

ЕСА2 =-200−75= -275 (мкм)

в) Определяем предельное отклонение

ESA=-275+310 =35 (мкм)

EIA= -275−310= -585 (мкм)

г) Определяем стандартный допуск:

A5=142h12(-0,4) (мм)

TA2= 400 (мкм)

EIA2= 0 (мкм)

ESA2= 400 (мкм)

Проверочный расчёт.

а) Определяем номинальный размер звена ?:

?А =А25431=142+12+1−45−10=100 (мм)

б) Определяем допуск замыкающего звена:

TА?=TА2+TА3+TА1+TА4+TА5=400+400+250+180+150=1380 (мкм)

в) Определяем координаты замыкающего звена:

ЕСА?= ЕСА2СА1СА3СА5сА4 = -800+200+75= 75 (мкм)

г) Определение предельные отклонение замыкающего звена:

ESA=-25+1380/2 =765 (мкм)

EIA= -25−1380/2= -615 (мкм)

д) Определить предельные размеры замыкающего звена:

A?max= A?+ESA=100+0,765= 100,765 (мм)

A?min= A?+EIA= 100−0,615= 99,385 (мм)

Производим проверку:

A?maxзам A?maxисх A?minзам A?minисх

100,765 100,8 99,385 99,8

Неравенства верны, следовательно расчёт произведён верно.

8) Выбор средств измерения

А3= 10 h12;

ТА= 150

?= 0,2*150= 30 (мкм)

Для измерения размера 10h12 выбираем микрометр с предметами измерения от 25 до 50 мкм, типа МК, класса точности 2, и у которого пределы допускаемой погрешности равны ?=0,004 мм. ГОСТ 6507–78

40Н7;

ТА= 250

?= 0,2*250= 50 (мкм)

Для измерения размера 40Н7 выбираем штангенциркуль ШЦ-2 с пределами измерения от 0 до 160 мм и с отчётом по нониусу 0,05 мм, ?= 50 мкм. ГОСТ 166–80

9) Обработка результатов измерения размеров

Определяем среднее арифметическое

(27)

Определяем среднее квадратичное отклонение

Определение закона распределения или случайной погрешности:

Не исключённой погрешностью пренебрегаем.

Определение доверительной погрешности

(28)

где tp — коэффициент Стьюдента

(29)

Таблица 1. Условные обозначения

Обозначение

Наименование

D

Номинальный размер отверстия

Dmax

Наибольший предельный размер отверстия

Dmin

Наименьший предельный размер отверстия

ES

Верхнее отклонение отверстия

EI

Нижнее отклонение отверстия

TD

Допуск для отверстия

Ec

Координата середины поля допуска отверстия

d

Номинальный размер вала

dmax

Наибольший предельный размер вала

dmin

Наименьший предельный размер вала

es

Верхнее отклонение вала

ei

Нижнее отклонение вала

Td

Допуск для вала

ec

Координата середины поля допуска вала

Smax

Наибольший зазор

Smin

Наименьший зазор

Nmax

Наибольший натяг

Nmin

Наименьший натяг

IT

Обозначение допуска

TS

Допуск зазора посадки с зазором

TN

Допуск натяга посадки с натягом

Заключение

В ходе выполнения данной курсовой работы мы научились выбирать и рассчитывать посадки для стандартных соединений в зависимости от их назначения и нагрузки на них.

Также мы рассмотрели и изучили следующие разделы: «Допуски и посадки цилиндрических и плоских соединений», «Шероховатость поверхностей», «Размерные цепи», «Допуски зубчатых передач».

Кроме того, в ходе выполнения работы нами были затронуты вопросы нормирования точности элементов деталей в машиностроении, приобретены навыки работы с нормативно-технической и справочной документацией. Мы изучили условные обозначения предельных отклонений и допусков, параметров шероховатости, резьбового и шлицевого соединений.

цилиндрический колесо измерение подшипник посадка

Библиографический список

1 «Допуски и посадки», справочник под ред. В. Д. Мягкова, в 2 томах, том 1, Ленинградское отделение, 1979 г.

2 «Допуски и посадки», справочник под ред. В. Д. Мягкова, в 2 томах, том 2, Ленинградское отделение, 1979 г.

3 «Допуски и посадки», учеб. пособие, И. М. Белкин, Москва, 1992 г.

4 «Курсовое проектирование деталей машин», учеб. пособие, С. А. Чернавский, Москва, 1988 г.

5 «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения», А.И. Якушев- М: Машиностроение, 1974 г.

6 «Нормирование точности в машиностроении», Н. Н. Марков, В. В. Осипов, М. Б. Шабалина, Москва, 2001 г.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой