Обоснование выбора и расчёт посадок

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость новой

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

1. Обоснование выбора и расчёт посадок

Методы выбора посадок

Выбор посадок для подвижных и неподвижных соединений проводят на основании расчетов, аналогичных данным соединениям которые апробированы на практике, и экспериментальными следованиями в конкретных условиях работы соединения.

В большинстве случаев используют комплексный метод, учитывающий достоинства каждого. Посадки с зазором используют для подвижных и неподвижных соединений. В подвижных соединениях устанавливают гарантированный зазор, обеспечивающий взаимное перемещение сопрягаемых деталей, для размещения слоя смазки с учетом конкретных условий силовых и кинематических параметров работы сопряжения, теплового режима, требований к точности параметров геометрической формы, расположения и шероховатости поверхностей. Для ответственных поверхностей, работающих в условиях жидкостного трения, расчет гарантированных зазоров проводят на основании гидродинамической теории смазки. При работе сопряжения в условиях полужидкостного, полусухого и сухого трения выбор посадок проводят по аналогии с посадками, хорошо оправдавшими себя на практике. Выбор посадки для неподвижного соединения проводят так, чтобы наименьший зазор обеспечивал свободную сборку деталей и учитывал компенсацию допусков формы и расположения. Наибольший зазор в таких посадках рассчитывают из допусков эксцентриситета (е) для цилиндрических деталей или из допусков смещения осей для плоских деталей.

Требуемая неподвижность рассматриваемых посадок с зазором обеспечивается дополнительными крепежными средствами (шпонками, шлицами, болтами, штифтами и др.).

Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъемных соединений. К таким сопряжениям предъявляют высокие требования к центрированию деталей. Переходные посадки характерны тем, что образуют как зазоры, так и натяги.

Для обеспечения неподвижности соединения необходимо применять дополнительные крепежные средства. Натяги в переходных посадках имеют сравнительно небольшую величину и обычно не требуют расчета на прочность, за исключением тонкостенных деталей. Чем больше вероятность получения натягов, тем более прочной является посадка. Поэтому переходные посадки применяют для более точного центрирования деталей при ударных и вибрационных нагрузках, а иногда обходятся без дополнительного крепления. Стандартные поля допусков для переходных посадок находят широкое применение для посадочных поверхностей подшипников качения с посадочными поверхностями валов и корпусов изделия. Переходные посадки в основном используют в относительно точных квалитетах: в сопряжениях валов по 4−7-му и отверстий по 5−6-му. Выбор переходных посадок чаще всего производят по аналогии с хорошо работающими соединениями.

Посадки с натягом, как правило, применяют для неподвижных неразборных в процессе эксплуатации соединений без дополнительных крепежных средств. Неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в поверхностных слоях сопряженных деталей.

В большинстве посадок с натягом действуют упругие деформации контактных поверхностных слоев. В этих посадках даже незначительные колебания величин натягов оказывают большое влияние на прочность соединения, характеризуемое усилием запрессовки или передающим крутящий момент. Поэтому при сборке соединений с натягом часто производят их сортировку на две или три группы по действительным размерам исходя из среднего натяга, который и принят за основную характеристику этих посадок. С этой же целью для неподвижных посадок используют квалитеты высокой точности, так же как и для переходных посадок.

При использовании посадок с натягом необходимо проводить их расчет и опытную проверку. В зависимости от конструктивных особенностей и эксплуатационных требований к сборке соединения деталей по посадке с натягом выполняют следующими способами: механическим — запрессовкой вала во втулку; термическим — разогревом втулки и охлаждением вала в средах с низкой температурой.

Полученные расчетом значения температуры должны быть уточнены с учетом интенсивности охлаждения втулки и повышения температуры вала в начальный момент надвигания втулки на вал.

В некоторых случаях используют комбинированный способ со сниженной температурой разогрева втулки, компенсируемой в виде дополнительной подпрессовки.

В нашем случае подходит посадка с натягом, т. к. способ сборки детали: сборка с предварительным разогревом охватывающей детали (отверстия) до определенной температуры (способ термических деформаций или поперечная запрессовка).

1.1 Расчет и выбор посадок с натягом

При наименьшем натяге должна обеспечиваться прочность соединения, т. е. не должно быть относительного поворота деталей от действия внешнего крутящего момента или осевого усилия, или совместного действия. Это условия выполняется, если, где — наибольший прикладываемый к одной детали момент кручения; -момент трения зависящий от натяга, размеров соединяемых деталей, шероховатости поверхностей и других факторов.

При наибольшем натяге должна обеспечиваться прочность соединяемых деталей, т. е. наибольшее напряжение, возникающее в материалах деталей, не должно превышать допустимого значения. /7, стр. 32 — 40/

Рис. 1. Запрессовка труб

1.1 Исходные данные

d — Номинальный размер соединений — 65 мм — 0,065 м

d1 — Номинальный размер отверстия вала — 0 мм — 0 м

d2 — Номинальный размер наружный поверхности втулки — 160 мм — 0,16 м

l — Номинальный размер соединения — 65 мм — 0,065 м

М — момент кручения — 180Н*м

Материал вала — Сталь 45

Материал Втулки — Сталь 40Х

Метод сборки соединения — механическая без смазки

Параметр шероховатости Rz, мкм — 3,2

Определения наименьшего предельного натяга

, — Модули упругости материалов соединяемых деталей.

µВ= 0,3, µА=0,3 — коэффициенты Пуассона для материалов охватываемой и охватывающей детали.

Св, Са — геометрические параметры.

— удельное эксплуатационное давление по поверхности контакта

n=1,5 ~2 — коэффициент запаса прочности соединения на возможные перегрузки и воздействия вибрации

f = 0. 15 — коэффициент трения (сцепления)

Определения наибольшего расчетного натяга

— условный предел текучести или предел прочности мопрягаемых отверстий вала.

— коэффициент, зависящий от отношения и выбираемой по графику

Расчет компенсации влияния на микронеровностей на прочность соединений.

Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25 347–82, при этом должны быть выполнены условия

Стандартная посадка — - рекомендуется на соединение оси (4) со втулкой (11).

1.2 Обоснование выбора и расчет посадок подшипников качения на валы и отверстий корпусов

ГОСТ 520–89 «Подшипники шариковые и роликовые. Технические требования» устанавливают пять классов точности подшипников: 0,6,5,4,3. Точность размера подшипника определяется допускаемыми отклонениями диаметра цилиндрического отверстия и ширины кольца для внутреннего кольца, отклонениями наружного диаметра и ширины кольца для наружного кольца, отклонениями формы и расположения колец и тел вращения. Нормируется также шероховатость посадочных и торцовых поверхностей колец подшипника.

Основное отклонение посадочных мест колец подшипников обозначается буквой L для диаметра отверстия внутреннего кольца и буквой l обозначается основное отклонение наружного кольца. Для среднего диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника установлены поля допусков L0, L6, L5, L4, L2. Для среднего диаметра кольца установлены поля допусков l0, l6, l5, l4, l2.

Посадки колец подшипников качения (шариковых, роликовых) на валы и в корпусы выбирают по ГОСТ 3325–85. При установке подшипников качения используются все три вида посадок по характеру сопряжения, т. е. посадки с зазором, с натягом и переходные. Выбор характера сопряжения зависит от вида нагружения, скорости вращения, характера смазки, типа, размеров, класса точности и режима работы подшипника. Определяющим является вид нагружения кольца подшипника. Кольцо подшипника во время работы испытывают различные виды нагружений в виде концентрированной или распределенной нагрузки.

Различают местное, циркуляционное и колебательное нагружения, зависящие от того, какое кольцо подшипника неподвижно, какое вращается и как при этом воспринимается радиальная нагрузка.

Местное нагружения — такой вид нагружения, при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка постоянно воспринимается одним и тем же ограниченным участком дорожки кольца и передается соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса.

Рекомендуемые поля допусков валов и отверстий корпусов под подшипники качения с местно нагруженными кольцами приведены в табл. 13 в методичке.

Циркуляционными нагружением колец называется такой вид нагружения, при котором действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка воспринимается и передается телами качения в процессе вращения последовательно по всей длине, а следовательно, и всей посадочной поверхности вала или корпуса. Такой вид нагружения возникает, когда кольцо вращается относительно постоянной по направлению радиальной нагрузки или когда нагрузка вращается относительно неподвижного или подвижного кольца. Циркуляционно-нагруженые кольца должно иметь неподвижное соединение с сопрягаемой деталью, для того, чтобы оно не поворачивалось в процессе работы и износ происходил равномерно, так как нагрузка происходит переменно по сопрягаемой поверхности.

При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки на вал и в корпус выбирают по величине — интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.

Где — радиальная реакция опоры на подшипник, b — рабочая ширина посадочного места, (b=B-2r, B — ширина подшипника, r — радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника);

— динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при нагрузки до 150%, умеренных толчках и вибрации =1; при нагрузки до 300%, сильных ударах и вибрации =1. 8); - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (=1 по табл. 14); - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки м/у рядами роликов в 2-х рядных конических роликоподшипниках или м/у сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору принимается [3, табл. 4. 91]. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом =1.

Наибольший натяг выбранной посадки не должен превышать допустимого значения [N], определенного из условий прочности циркуляционно-нагруженного кольца:

Где d — диаметр циркуляционно-нагруженного кольца, мм; - допускаемое напряжение при растяжении, МПа (для подшипников стали = 400 МПа); К — коэффициент принимаемый приближенно для подшипников легкой серии — 2,8, средней — 2,3, тяжелой -2.

Колебательным нагружением кольца наз-ся такой вид нагружения, при котором неподвижное кольцо подшипника подвергается одновременно воздействию радиальных нагру-зок: постоянной по направлению и вращающейся меньшей или равной по значению. /7, стр. 57 — 69/

Исходные данные

Номер подшипника: 305

Серия подшипника: средняя

Внутренний диаметр внутреннего кольца d = 60 мм

Наружный диаметр наружного кольца D = 130 мм

Ширина колец подшипника В = 31 мм

Радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника r = 3,5 мм

Радиальная нагрузка F= 3500 Н

Характер нагрузки: спокойная нагрузка, толчки отсутствуют.

Так как вращается шлицевой вал (2), внутреннее кольцо подшипника (11) вращается и действует постоянная по направлению радиальная нагрузка, то внутреннее кольцо нагружено — циркуляционно, а наружное кольцо испытывает местное нагружение.

Для выбора посадки на внутреннее циркуляционно — нагруженное кольцо определяем интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности вала по формуле:

;

Где Fr — это радиальная нагрузка на опору, кН;

k1 — динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки.

k2 — коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале и тонкостенном корпусе.

k3 — коэффициент неравномерности расширения радиальной нагрузки Fr между рядами роликов;

b — рабочая ширина посадочного места,

;

где В-ширина колец подшипника;

r — радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника;

k1=1, т. к. нагрузка спокойная и толчки отсутствуют;

k2=1, т. к. вал и корпус нормальной конструкции;

k3=1, т. к. нет осевой нагрузки на опору Fa;

b=B-2r = 31−2*3,5 = 24 м

Согласно таблице 15 для интервала диаметров d=18…80 мм заданным условиям соответствует поле допуска вала — js5. Определяем предельные отклонения вала .

Определяем предельные отклонения для колец подшипника: внутреннее кольцо; наружное кольцо.

Определяем наибольшие и наименьшие натяги посадки внутреннего кольца на вал

Во избежание разрыва внутреннего кольца определяем допустимое значение [N].

;

K=2,3, т. к. средняя серия;

d=60 мм;

=400 МПа, для подшипниковой стали;

, условие обеспечено.

Посадку наружного кольца подшипника в корпус выбираем по табл. 13. Для спокойной нагрузки без толчков, при неразъёмном корпусе выбираем на отверстие корпуса поле допуска — G6. Определяем предельные отклонения для отверстия корпуса по ГОСТ 25 346–89.

Посадка наружного кольца подшипника в корпус характеризуется предельными зазорами:

Соединение с небольшим зазором, что позволяет постепенно проворачивается наружному кольцу в корпусе. Радиальное усилие при этом воспринимается новыми участками дорожки качения кольца, что приводит к равномерному изнашиванию дорожки кольца.

Соединение с натягом, что исключает возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала и удовлетворяет эксплуатационным требованиям.

Определяем допуск формы и шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов.

Так как класс точности подшипника качения о:

Для вала:

Для отверстия:

Строим схему расположения полей допусков для соединения с подшипниками качения. Выполняем чертеж подшипникового узла, рабочие чертежи вала и корпуса, указываем обозначение посадок на чертежах, допуски формы и расположения поверхностей, шероховатость посадочных поверхностей вала и отверстия корпуса.

2. Обоснование выбора посадок шпоночных соединений

Для соединении деталей машин (зубчатых колес, шкивов, муфт, роликов, дисков, кулачков, рукояток и др.) с валами при невысоких требованиях к точности центрирования соединяемых деталей применяют шпоночные соединения.

Шпонки служат для передачи крутящего момента, предотвращения проворачивания втулки на валу, обеспечения перемещения втулки вдоль вала или фиксации взаимного положения деталей в узле. С их помощью достигается сравнительно легкая разборка и сборка узла.

Особенностью шпоночных соединений является то, что в сопряжении участвуют три элемента: поверхность паза на валу, поверхность паза, но втулке и поверхность шпонки.

Основными недостатками шпоночных соединений является малая несущая способность; ослабление валов шпоночными пазами; концентрация напряжений из-за неблагоприятной формы шпоночных патов. В связи с ним шпонки используются, как правило, в малонагруженных соединениях.

В машиностроении получили распространение шпоночные соединения с призматическими, сегментными, клиновыми и тангенциальными шпонками.

Наибольшее применение получили призматические и сегментные шпонки.

Призматические шпонки

Размеры шпонок и сечений пазов, допуски и посадки регламентируются ГОСТ 23 360 «Основные нормы взаимозаменяемости Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки».

ГОСТ предусматривает три исполнения шпонок.

ГОСТом регламентируются размеры сечений пазов и их предельные отклонения. Работоспособность шпоночных соединений определяется в основном точностью посадок по ширине шпонки Ь. Остальные размеры задают так, чтобы исключить возможность защемления шпонки по высоте или чрезмерное снижение поверхностей соприкосновения боковых сторон.

По ширине для призматических шпонок предусмотрены три варианта соединения: свободное, нормальное и плотное. Предельные отклонения, но ширине b шпоночных соединений с призматическими шпонками (по ГОС1 26 360) привечены в табл. 4.1.

В качестве материала для шпонок используется чистотянутая сталь по ГОСТ 8787. Допускается применение других сталей с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.

В ответственных шпоночных соединениях сопряжения дна пат с боковыми сторонами выполняется по радиусу, величина которого указывается на рабочем чертеже.

К несопрягаемым размерам призматических шпонок относятся высота шпонки h и длина шпонки l.

Высоту призматических шпонок выполняют по h11 (при высоте 2−6 мм — по h9), длину l-по h14, длину пазов — по H15. Отклонения, но указанным элементам всегда направлены «в тело» что гарантирует собираемость соединения.

Для шпоночных пазов втулок на чертежах проставляют размер d+t2, как единственно удобный для контроля; на валах предпочтительно указывать t1, но допускается указывать и размер d-t1. Предельные отклонения размеров по глубине пазов в зависимости от высоты шпонки h приведены в табл. П4.2.

Условное обозначение призматических шпонок исполнения 1 состоит из номинальных размеров шпонки bхhхl и номера ГОСТа. Например, шпонка исполнения l с размерами bхhхl=6×10×80:

Шпонка 16*10*80 ГОСТ 23 360.

Для 2 и 3 исполнения:

Шпонка 2 (3) — 16×10×80 ГОСТ 23 360

2. 1 Определим размеры призматической шпонки

Размеры сечения шпонки bхh найдем по табл. П4. 1, результаты сведем в таблицу.

Диаметр валов, d, мм

Размеры сечения шпонки

Глубина вала

вала

втулки

b

h

t1

t2

Св. 58 до 65

18

11

7

4,4

2. 2 Определим допуски шпонки

Для размеров шпонок установлены следующие поля допусков:

— по ширине b-h9. В нашем случае 18h9.

— по высоте b-h9 для h от 2 до 6 мм и h11 для h свыше 6 мм. В нашем случае h=11>6 мм, т. е. имеем 11h11.

— по длине шпонки l установлено поле допуска по h14, т. е. имеем 30h14.

Для размеров пазов для плотных соединений установлены следующие поля допусков:

— для ширины паза на валу — N9. В нашем случаи b=18, т. е. имеем 18 N9

— для ширины паза во втулке — js9. В нашем случае b=18, т. е. имеем 18js9

Определим предельные отклонения размеров шпонки по табл. П1.1 верхнее отклонение для основного отклонения по h es=0. Поля допусков для размеров 18h9, 11h11,30h14 определим по табл. П1.8. Поле допуски для размера 18 по 9-у квалитету равно 52 мкм; для размера 11 по 11-у квалитету — 110 мкм и и для размера 30 по14-у квалитету — 520 мкм. Нижние предельные отклонения определим по формуле 1. 32 — ei=es-IT:

для размера 18h9 (ширина шпонки)

ei = es — IT = 0 — 49 = -49 мкм

для размера 11h11 (высота шпонки)

ei = es — IT = 0 — 110 = -110 мкм

для размера 30h14 (длина шпонки)

ei = es — IT = 0 — 520 = -520 мкм

3. Обоснование и выбор посадки резьбового соединения

Резьбовым соединением называется соединение двух деталей с помощью резьбы, т. е. элементов деталей, имеющих один или несколько равномерно расположенных винтов выступов резьбы постоянного сечения, образованных на боковой поверхности цилиндра или конуса.

Номинальные размеры рассматриваемых параметров резьбы являются одинаковыми для болта (шпильки, винта и т. д.) и гайки (резьбового гнезда).

Этими параметрами являются наружный диаметр болта d и гайки D, внутренний диаметр болта d1 и гайки D1, средний диаметр болта d2 и гайки D2, шаг резьбы Р и угол профиля резьбы б.

Резьбовые соединения применяются для сопряжения деталей. Соединяются детали: вал (2) и гайка (10), необходимая для создания затяжки.

3.1 Исходные данные

— резьба метрическая, с номинальным размером 12 мм, шаг (Р=1,25) мелкий, резьба правая. Выполнена в системе отверстия, так как, основное отклонение отверстия «H», посадка с зазором. 7H — условное обозначение поля допуска на средний (D2) и внутренний (D1) диаметр резьбы 7 — степень точности H — основное отклонение, 8g6g — условное обозначение поля допуска на средний (d2) и наружный d) диаметр резьбы 8 — степень точности g — основное отклонение, длина свинчивания нормальная, поэтому не указывается.

3.2 Определяем номинальные значения диаметров

D (d)=12 мм;

D2 (d2)=11,19 мм;

D1 (d1)=10,646 мм.

3.3 Определяем Н — высоту профиля

прочность подшипник посадка шпоночный

H = 0. 866 025 * P = 0. 866 025 * 1,25 = 1. 0825 мм

Н1 = Н 5/8 = 1. 0825 * 2/5 = 0. 433 мм

R = H/6 = 1. 0825/6 = 0. 18 041 мм

3.4 Определение предельных размеров и предельных отклонений резьбового соединения

Номинальный размер, мм

Поле допуска

Предельные отклонения, мкм

Предельные размеры, мм

Допуск, мм

es (ES)

ei (EI)

Dmax (dmax)

Dmin (dmin)

Наружная резььа

d=12

6g

-28

-240

11,972

11,76

0. 212

d2=11,19

7g

-28

-198

11,192

10,992

0. 17

d1=10,646

-

-28

Не огов.

-

-

Не огов.

Внутренняя резьба

D=12

-

Не огов.

0

Не огов.

12

-

D2=11,19

7H

+224

0

11,414

11,19

0,224

3.5 Определяем предельные зазоры

Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения. На схеме указываем номинальный профиль метрической резьбы и ее основные параметры:; предельные отклонения резьбы, которые задаются от номинального профиля перпендикулярно оси резьбы. Указываем половины допусков нормируемых элементов, поскольку изображена не вся резьба, а только одна ее половина. На перпендикуляре к оси резьбы, проходящем через точку пересечения среднего диаметра с боковой стороной профиля указываем предельные зазоры и натяги.

Список литературы

1. Артемьев Б. Г., Голубев С. М. Справочное пособие для работников метрологических служб. Кн. 1 — М; Изд-во стандартов, 1990. — 428 с.

2. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. Ч. 1 /В.Д. Мягков, М. А. Палей, А. Н. Романов, В. А. Ирагинскый. — 6-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение: Ленингр. отд-ние, 1982. — 542 с.

3. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. Ч, 2 / И. Д Мягков, М. А. Палей А.Б. Романов, В. А. Брагинскии, — 6-е изд., перераб. и доп, — Л.: Машиностроение: Ленимгр. отд-ние, 1982. — 448 с.

4. Якушев А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. — М: Машиностроение, 1979. — 343 с.

5. Тищенко О. Ф., Валединский A.C. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. — М.: Машиностроение. 977. — 357 с.

6. Марков Н. Н. Взаимозаменяемость и технические измерения, — М. ,; Издательство стандартов, 1983. — 288 с.

7. Болдин Л. А. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении, — М.: Машиностроении 1984. — 272 с

8. Шляхт ер JIM. Взаимозаменяемость, метрология, стандартизация на предприя тиях бытового обслуживания. — М.: Легпромбытиздат. 1990. ~ 288 с.

9. Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении: Справочник. В 2-х т. — 2-е изд. — М.: Издательство стандартов, 1989. ТЛ, — 263 с.

10. Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении; Справочник; В 2-х т. -2-е изд. — М.: Издательство стандартов, 1989, Т.2. — 208 с.

11. Дунин-Парковскии ИВ. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. — М: Машиностроение*11 975. — 352 е. ;

12. Ганевский Г. М., Голицын И И Допуски, посадки и технические измерения § машиностроении. — М.: Высшая школа, 1987.270 с.

13. Суслов А. Г. Технологическое обеспечение параметров состояния поверхностного слоя деталей. — М.: Машиностроение" 1987. — 208 с.

14. Орлов П И Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. В 2-х кн. Кн. 1 / Под ред. И. Н. Учаева. — 3-е изд. М.: Машиностроение. 1988. 560 с.

15. Орлов П И Основы конструирования: Справочно — методическое пособие. В 2-х кн. Кн. 2 / Под ред. П. Н. Учаева — 3-е изд. — М.: Машиностроение 1988. — 544 с.

16. Солод Г И Основы квалиметрии: Учебное пособие. — М.: МГГУ, * 1991; 84 с. ;

17. Солод Г. И. Радкевич Я.М. Управление качеством горных машин: Учебное пособие. — М.: МП У, 1985. 94 с.

18. Лактионов Б. И. Радкевич ЯМ. Метрология и взаимозаменяемость: Учебное пособие. — М.: Издательство Московского государственного горного университета, 1995. — 216 с.

19. Амиров Ю. Д Основы конструирования: Творчество — стандартизация-экономика: Справочное пособие. — М.: Издательство стандартов, 1991, — 392 с.

20. Международные и региональные организации по стандартизации и качеству продукции. — М.: Издательство стандартов, 1990. — 216 с.

21. Медведев А. М. Международная стандартизация: Учебное пособие. — М.: Издательство стандартов, 1988. — 232 с.

22. Белкин И М. Средства линейно-угловых измерений: Справочник. — М.: Машиностроение, 1987. — 368 с.

23. Государственная система стандартизации: Сб. стандартов. М.: Госстандарт России, 1994. — 134 е.

Показать Свернуть
Заполнить форму текущей работой