Розрахунок параметрів гладкої циліндричної деталі

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Гладкі циліндричні з'єднання

Задано циліндричне з'єднання ш6,3. Дане з'єднання виконано у системі отвору та відноситься до посадки із зазором.

Знаходимо граничні відхилення отвору та валу:

для валу: es=-0,013 мм; ei=-0,028 мм;

для отвору: ES=+0,015 мм; EI=0 мм.

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для валу:

dmax=d+es=6,3+(-0,013)=6,287 мм;

dmin=d+ei=6,3+(-0,028)=6,272 мм;

Td=dmax-dmin=6,287-6,276=0,015 мм;

для отвору:

Dmax=D+ES=6,3+0,015=6,315 мм;

Dmin=D+EI=6,3+0=6,3 мм;

TD=Dmax-Dmin=6,315-6,3=0,015 мм.

Визначаємо найбільший зазор і найменший зазор, а також допуск посадки:

Smax=ES-ei=0,015-(-0,028)=0,043 мм;

Т(S)=TD+Td=0,015+0,015=0,030 мм.

Будуємо схему посадки та ескізи циліндричного з'єднання і деталей (рис. 1.1, 1.2).

Задано циліндричне з'єднання ш6,3. Дане з'єднання виконано у системі отвору та відноситься до перехідної посадки.

Знаходимо граничні відхилення отвору та валу:

для валу: es=+0,0045 мм; ei=-0,0045 мм;

для отвору: ES=+0,015 мм; EI=0 мм.

Схема посадки циліндричного з'єднання Ш6.3H7/f7.

Рис. 1.1

Ескіз циліндричного з'єднання і деталей Ш6,3H7/f7

Рис. 1.2

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для валу:

dmax=d+es=6,3+0,0045=6,3045 мм;

dmin=d+ei=6,3+(-0,0045)=6,2955 мм;

Td=dmax-dmin=6,3045-6,2955=0,009 мм;

для отвору:

Dmax=D+ES=6,3+0,015=6,315 мм;

Dmin=D+EI=6,3+0=6,3 мм;

TD=Dmax-Dmin=6,315-6,3=0,015 мм.

Визначаємо найбільші зазор та натяг, а також допуск посадки:

Smax=ES-ei=0,015-(-0,0045)=0,0195 мм;

Nmax=es-EI=0,0045-0=0,0045 мм;

Т(S,N)=TD+Td=0,015+0,009=0,024 мм.

Будуємо схему посадки та ескізи циліндричного з'єднання і деталей (рис. 1.3, 1.4).

Визначаємо ймовірність отримання зазорів і натягів. Будуємо криву нормального розсіювання зазорів і натягів (у довільному масштабі). Для розрахунку найбільших зазорів і натягів приймемо такі умови: розсіювання відхилень розмірів отвору і валу, а також зазору (натягу) підпорядковується закону нормального розсіювання (закону Гауса), а допуск деталі Т=6у (у-середнє квадратичне відхилення).

Враховуючи прийняті умови, одержимо:

6уотв=TD

6увалу=Td

Визначаємо середньоквадратичні значення відхилень розмірів отвору та валу:

уk=TD/6=0,015/6=0,0025 мм;

уh=Td/6=0,009/6=0,0015 мм.

Відхилення розмірів отвору та валу є незалежними випадковими величинами, тому для обрахування середньоквадратичних значень посадки використовуємо правило сумування незалежних величин:

упосадки==?0,00292 мм.

Будуємо криву розсіювання зазорів-натягів у довільному масштабі (рис. 1.5).

Схема посадки циліндричного з'єднання Ш6,3 H7/js6.

Рис. 1.3

Ескіз циліндричного з'єднання і деталей Ш6,3 H7/js6



Рис. 1.4

Крива розсіювання зазорів-натягів у посадці Ш6,3H7/js6

Рис. 1.5

Центр групування є величина середнього зазору, оскільки при середніх значеннях валу (0) і отвору (0,0075) отримаємо середній зазор:

Sсер=0,0075-0=0,0075 мм.

Тоді найбільш ймовірний зазор буде рівний:

Spmax=3 упосадки+x=3?0,00292+0,0075?0,0163 мм;

А найбільш ймовірний натяг:

Npmax=3 упосадки-x=3?0,00292-0,0075?0,0013 мм.

Натяг може бути в межах від 0 до Npmax, а зазор може бути в межах від 0 до Spmax. Вірогідність зазорів в межах від 0 до 0,0075 мм можна визначити за допомогою інтегралу Ф(z), де значення аргументу знаходимо зі співвідношення:

z==?2,568.

Знаходимо значення функції Лапласа для z=2,568 (методом інтерполяції): Ф(2,568)?0,4949. Тоді ймовірність отримання зазорів у з'єднанні:

Ps=0,5+ Ф(z);

PS=0,5+0,4949=0,9949 або у відсотках: 99,49%.

Відсоток натягів: PN=100%-99,49%=0,51%.

Даний розрахунок є наближеним, оскільки в ньому не враховані можливі зміщення центра групування відносно середини поля допуску внаслідок систематичних похибок. Схема розподілу зазорів-натягів показана на рис. 1.5.

Задано циліндричне з'єднання ш6,3. Дане з'єднання виконано у системі вала та відноситься до посадки із натягом.

Знаходимо граничні відхилення отвору та валу.

для отвору: ES=-0,009 мм; EI=-0,024 мм.

для валу: es=0 мм; ei=-0,009 мм.

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для валу:

dmax=d+es=6,3+0=6,3 мм;

dmin=d+ei=6,3+(-0,009)=6,291 мм;

Td=dmax-dmin=6,3-6,291=0,009 мм;

для отвору:

Dmax=D+ES=6,3+(-0,009)=6,291 мм;

Dmin=D+EI=6,3+(-0,024)=6,276 мм;

TD=Dmax-Dmin=6,291-6,276=0,015 мм.

Визначаємо найменший і найбільший натяги, а також допуск посадки:

Nmax=es-EI=0-(-0,024)=0,024 мм;

Т(N)=TD+Td=0,015+0,009=0,024 мм.

Будуємо схему посадки та ескізи циліндричного з'єднання і деталей (рис.1.6, 1.7).

Схема посадки циліндричного з'єднання Ш6.3 P7/h6.

Рис. 1.6

Ескіз циліндричного з'єднання і деталей Ш6.3 P7/h6.

Рис. 1.7

2. Розрахунок калібрів для контролю гладких циліндричних деталей

Задано циліндричне з'єднання ш6,3.

Визначаємо розміри калібрів-пробок для контролю отвору ш6,3 мм з полем допуску Н7. Записуємо граничні відхилення отвору:

верхнє відхилення ES=+0,015 мм;

нижнє відхилення EI=0 мм.

Найбільший та найменший діаметри отвору:

Dmax=6,315 мм;

Dmin=6,3 мм.

Вибираємо схему розташування полів допусків та визначаємо необхідні для розрахунку дані.

Z=2 мкм - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отвору відносно найменшого граничного розміру виробу;

Y=1,5 мкм - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отвору за межу поля допуску виробу;

H=2,5 мкм - допуск на виготовлення калібрів для отвору.

За цими даними будуємо схему розташування полів допусків та відхилень калібру-пробки у відповідності з ГОСТ 24853-81 (рис. 2.1).

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів виконується за формулами:

Найбільший та найменший розміри нової прохідної калібр-пробки:

ПРmах=Dmin+Z+ =6,3+0,002+=6,3032 мм;

ПРmin= Dmin+Z-=6,3+0,002-=6,3007 мм.

На кресленні розмір калібру ПР проставляється рівним: 6,3032-0,0025.

Найменший розмір зношеної прохідної калібр-пробки при допуску на зношування Y=1,5 мкм рівний:

ПРзнош.=Dmin-Y=6,3-0,0015=6,2985 мм.

Схема розташування поля допуску калібру-пробки ш6,3Н7.

Рис. 2.1

Найбільший та найменший розміри НЕ нової непрохідної калібр-пробки:

НЕmax=Dmax+=6,315+=6,3162 мм;

НЕmin=Dmax+-H=6,315+-0,0025=6.3137 мм.

Розмір калібру НЕ, що представлений на кресленні, рівний: 6,3162-0,0025.

Визначаємо розміри калібр-скоби для контролю вала ш6,3 і з полем допуску f7.

Вибираємо схему розташування полів допусків та визначаємо необхідні для розрахунку дані:

Н1=2,5 мкм - допуск на виготовлення калібрів для валу;

НР=1 мкм - допуск на виготовлення контрольного калібру для скоби;

Z1=2 мкм - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу відносно найбільшого граничного розміру виробу;

Y1=1,5 мкм - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за межу поля допуску виробу.

Знаходимо граничні відхилення валу:

верхнє: es=-0,013 мм;

нижнє: ei=-0,028 мм.

Найбільший та найменший діаметри валу:

dmax=6,287 мм;

dmin=6,272 мм.

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів виконується за формулами:

Найбільший та найменший розміри прохідної нової калібр-скоби:

ПРmin= dmax-Z1-=6,287-0,002-=6,2837 мм;

ПРmax= dmax-Z1-+=6,287-0,002-+0,0025=6,2862 мм.

Розмір калібру ПР, що проставляється на кресленні, рівний 6,2837+0,0025. Тоді, виконавчі розміри:

найменший: 6,2837 мм;

найбільший: 6,2862 мм.

Найменший розмір зношеної калібр-скоби при допуску Y1=1,5 мкм рівний:

ПРзнош.= dmax+ Y1=6,287+0,0015=6,2885 мм;

Граничні розміри непрохідної калібр-скоби:

НЕmin=dmin-=6,272-=6,2707 мм;

НЕmax=dmin-+=6,272-+0,0025=6,2732 мм.

Розмір калібру НЕ, що проставляється на кресленні, рівний 6,2707+0,0025. Тоді, виконавчі розміри:

найменший: 6,2707, мм;

найбільший: 6,2732 мм.

Визначаємо розміри контрольних калібрів до скоб:

а) для контролю прохідної сторони скоби:

К-ПРmах=dmax- Z1+=6,287-0,002+=6,2855 мм.

Розмір контрольного калібру К-ПР, що проставлений на кресленні, рівний 6,2855-0,001.

б) для контролю непрохідної сторони скоби:

К-НЕmах=dmin+=6,272+=6,2725 мм.

Розмір контрольного калібру К-НЕ, що проставлений на кресленні, рівний 6,2725-0,001.

в) для контролю зношування прохідної сторони скоби:

К-Иmax= dmax+Y1+=6,287+0,0015+=6,289 мм.

Розмір контрольного калібру, що представлений на кресленні, рівний 6,289-0,001.

За цими даними будуємо схему розташування полів допусків та відхилень калібру-скоби і контрольних калібрів (у довільному масштабі) (рис. 2.2).

Виконуємо робочі креслення калібру-пробки та калібру-скоби у відповідності з вимогами ЄСКД.

Схема розташування полів допусків калібр-скоб та контрольних калібрів для ш6,3f7.



Рис. 2.2

3. Вибір посадок підшипників кочення на вал і в корпус

Розрахувати та вибрати посадку для радіального однорядного кулькового підшипника №211, клас точності Р6, радіальне навантаження на опори 17кН, навантаження ударне (помірне з малою вібрацією), підшипник встановлений в корпус, що обертається.

За умовним позначенням підшипника, №211, Р6, визначаємо його параметри:

посадочний діаметр внутрішнього кільця d=55 мм;

посадочний діаметр зовнішнього кільця D=100 мм;

ширина підшипника В=21 мм;

розмір фаски r=2,5 мм;

серія легка.

Для зовнішнього кільця підшипника визначаємо інтенсивність навантаження:

,

де: R - радіальна реакція опори на підшипник, кН; Br - робоча ширина посадочного місця, м (Br=B-2r=21-2·2,5=16 мм); - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах з малою вібрацією =1), F - коефіцієнт, що враховує ступінь послаблення посадочного натягу при тонкостінному корпусі; FА - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів у дворядних конічних роликопідшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження А на опору: для радіальних та радіально-упорних підшипників з одним зовнішнім або внутрішнім кільцем.

Тоді інтенсивність навантаження дорівнює:

.

За видом навантаження зовнішнього кільця (циркулярне) та інтенсивностю навантаження вибираємо поле допуску отвору у корпусі під зовнішнє кільце підшипника , а також поле допуску посадочного розміру валу під внутрішнє кільце підшипника.

Для уникнення розриву (руйнуванню) внутрішнього кільця вибрану посадку потрібно перевірити, щоб максимальний натяг ( мм) посадки не перевищував значення, допустимого міцністю:

,

де d - діаметр внутрішнього кільця підшипника, м; [ур] - допустиме напруження на розтяг, МПа (для підшипникової сталі [ур]?400МПа), k - коефіцієнт, який приймають наближено для підшипників легкої серії рівним 2,8.

Визначаємо граничні відхилення кілець підшипника:

d=55-0,012; D=100-0,013.

Оскільки посадка зовнішнього кільця підшипника з корпусом здійснюється по системі валу, то граничні відхилення отвору корпусу вибираємо:

Dк=100N7().

Посадка внутрішнього кільця з валом здійснюється по системі отвору, валу вибираємо:

dВ=55h6(-0,019)

Визначаємо найбільший натяг внутрішнього кільця підшипника з валом:

Nmax=dВmax-dmin=55-54,981=0,019 мм=19 мкм.

Порівнюємо результати розрахунків п.п.3.4. і 3.6. та робимо висновок, що розрахункова посадка внутрішнього кільця вибрана так, що забезпечується умова:

[N]>Nmax;0,195 мм>0,019 мм.

За даними розрахунків виконуємо схему розташування полів допусків кілець підшипника, валу та отвору в корпусі (рис. 3.1).

Визначаємо числові значення допусків форми та розташування поверхонь валу та отвору у корпусі, а також шорсткості посадочних місць: допуск циліндричності посадочних місць валів та отворів корпусів не повинен перевищувати під підшипники класів точності Р0 і Р6 - чверті допуску:

для валу: 0,019/4?0,005 мм; приймаємо 4 мкм;

для отвору в корпусі: 0,035/4?0,009 мм; приймаємо 6 мкм.

Допуск биття (перпендикулярності) опорних торців валу та отвору корпусу призначаємо: при ступені точності підшипника Р6 допуск торцевого биття: для валу - 25 мкм; для отвору - 30 мкм.

Шорсткість посадочних циліндричних поверхонь валу та отвору корпусу: для валу - Ra=0,63 мкм; для отвору - Ra=1,25 мкм; а також для торців заплечиків валів - Ra=2,5 мкм і для торців за плечиків отворів - Ra=2,5 мкм.

Схема розташування полів допусків кілець підшипника, валу та отвору корпусу.

Рис. 3.1

Виконуємо ескізи складального креслення підшипників вузла та робочих креслень валу і корпусу.

Ескіз робочого креслення підшипникового вузла.



Рис. 3.2

Ескіз валу та отвору корпусу під підшипник.

Рис. 3.3

4. Визначення параметрів метричної різьби

Задано різьбове з'єднання: М10-6H/6h

Характеристика різьби: різьба метрична, права; діаметр - 10 мм, крок крупний Р=1,5 мм.; у чисельнику - позначення поля допуску гайки (на першому місці вказана ступінь точності - 6 і основне відхилення (однакове для середнього та внутрішнього діаметрів)), у знаменнику - позначення поля допуску болта (6-а ступінь точності та основне відхилення (однакове для середнього та зовнішнього діаметрів)).

Визначаємо номінальні діаметри різьби (болта і гайки) та інші параметри:

зовнішній діаметр: d=D=10,000 мм;

середній діаметр: d2=D2=d-1+0,026=10-1+0,026=9,026 мм;

внутрішній діаметр: d1=D1=d-2+0,376=10-2+0,376=8,376 мм;

висота вихідного трикутника: H=0,866·P=0,866·1,5=1,299 мм;

робоча висота профілю: H1=0,541·P=0,541·1,5=0,8115 мм;

номінальний радіус заокруглень впадин внутрішньої різьби:

R0,144 ·P =0,144 ·1,5=0,216 мм;

висота зрізу вершини різьби:

для болта: мм;

для гайки: мм.

Графічне зображення різьбового профілю показано на рис. 4.1.

Вибираємо відхилення діаметрів різьби:

болт:

верхнє відхилення для d, d1, d2: (es)=0 мм;

нижнє відхилення для d2: (ei)=-0,132 мм;

нижнє відхилення для d: (ei)=-0,236 мм.

Профіль та основні розміри різьбового з'єднання М10-6H/6h.



Рис. 4.1

гайка:

нижнє відхилення для D, D1, D2: (EI)=0 мм;

верхнє відхилення для D1: (ES)=+0,300 мм;

верхнє відхилення для D2: (ES)=+0,180 мм.

Найбільші та найменші значення діаметрів:

болт:

dmax=d+es=10,000+0=10,000 мм;

dmin=d+ei=10,000+(-0,236)=9,764 мм;

d2max=d2+es=9,026+0=9,026 мм;

d2min=d2+ei=9,026+(-0,132)=8,894 мм;

d1max=d1+es=8,376+0=8,376 мм;

d1min - не нормується;

гайка:

Dmax - не нормується;

Dmin=D+EI=10,000+0=10,000 мм;

D1max=D1+ES=8,376+0,300=8,676 мм;

D1min=D1+EI=8,376+0=8,376 мм;

D2max=D2+ES=9,026+0,180=9,206 мм;

D2min=D2+EI=9,026+0=9,026 мм.

Графічне зображення полів допусків різьбового з'єднання М10 М10-6H/6h показано на рис. 4.2.

Поля допусків різьбового з'єднання М10-

Рис. 4.2

5. Визначення допусків розмірів шліцьових з'єднань

Вихідні дані: задано прямобічне шліцьове з'єднання. Число зубців z=8, зовнішній діаметр - D=62 мм, внутрішній діаметр - d=56 мм, ширина зуба - b=10,0 мм. Шліцьове з'єднання відноситься до легкої серії, центруючий параметр: d=56. Вибираємо розміри прямобічного шліцьового з'єднання.

Поля допусків нецентруючих діаметрів: D=62; b=10,0.

Позначення шліцьового з'єднання:

d-8Ч56Ч62Ч10 або d-8Ч56Ч62Ч10.

Вибираємо граничні відхилення і зводимо до табл. 5.1.

Табл. 5.1 Граничні відхилення розмірів шліцьового з'єднання d-8Ч56Ч62Ч10

	d=56	D=62	b=10
ES, мкм	+19	+300	+76
EI, мкм	0	0	+40
es, мкм	+6,5	-340	+16
ei, мкм	-6,5	-530	+1

За граничними відхиленнями креслимо схему розміщення полів допусків шліцьового з'єднання (див. рис. 5.1).

Схема розміщення полів допусків шліцьового з'єднання d-8Ч56Ч62Ч10

Рис. 5.1

Виконуємо розрахунок граничних розмірів:

внутрішнього діаметру:

d+ES=56+0,019=56,019 мм;

d+EI=56+0=56,0 мм;

d+es=56+0,0065=55,0065 мм;

d+ei=56+(-0,0065)=55,9935 мм;

=-=56,000-56,0065=-0,0065 мм;

=-=56,019-55,9935=0,0255 мм.

Зовнішнього діаметру:

D+ES=62+0,3=62,3 мм;

D+EI=62+0=62,0 мм;

D+es=62+(-0,340)=61,66 мм;

D+ei=62+(-0,530)=61,47 мм;

=-=62,000-61,66=0,83 мм;

=-=62,3-61,47=0,83 мм.

Ширини зубця:

b+ES=10+0,076=10,076 мм;

b+EI=10+0,040=10,040 мм;

b+es=10+0,016=10,016 мм;

b+ei=10+0,001=10,001 мм;

=-=10,076-10,001=0,015 мм;

=-=10,040-10,016=0,024 мм.

Виконуємо ескізи шліцьового з'єднання, шліцьових валу та отвору у втулці (див. рис. 5.2 -5.4). Ескіз шліцьового з'єднання d-8Ч56Ч62Ч10.



Рис. 5.2

Ескіз шліцьового валу d-8Ч56Ч62a11Ч10k7.

Рис. 5.3

Ескіз шліцьової втулки d-8Ч56Ч62H12Ч10D9.

Рис. 5.4

6. Шпонкове з'єднання

Задано діаметр валу Ш10 мм, характер шпонкового з'єднання - щільне.

Для утворення різних посадок призматичних шпонок встановлено поля допусків на ширину “b” шпонок, пазів на валу і втулці.

Визначаємо номінальні розміри елементів шпонкового з'єднання, що рекомендується для валу Ш10 мм.:

ширина шпонки b=3 мм;

висота шпонки h=3 мм;

глибина пазу на валу t1=1,8 мм;

глибина пазу у втулці t2=1,4 мм.

Визначаємо поля допуску призматичної шпонки, що забезпечують щільний характер її з'єднання по ширині за ГОСТ 23360-78:

ширина шпонки h9;

ширина пазу на валу P9;

ширина пазу у втулці P9.

Призначаємо рекомендовані поля допусків для інших не спряжених розмірів: граничний вал підшипник різьбовий

висота шпонки h9;

глибина пазу на валу +0,1;

глибина пазу у втулці +0,1;

довжина шпонки h14;

довжина пазу під шпонку H15.

Довжину шпонки та пазу під неї вибирають з конструктивних міркувань з наведеного ряду, визначаємо граничні розміри та допуски елементів шпонкового з'єднання і заносимо результати у таблицю 6.1.

Будуємо схему розташування полів допусків по ширині шпонки “b” (див. рис. 6.1).

Визначаємо параметри посадки:

Табл.. 6.1. Граничні розміри та допуски елементів шпонкового з'єднання

Назва елементів з'єднання	Номінальний розмір	Граничні відхилення	Граничні розміри	Допуск, мм
		верхнє	нижнє	Найбільший	Найменший
Ширина шпонки	b=3h9	0	-0,025	3,0	2,975	0,025
Ширина пазу вала	B=3P9	-0,006	-0,031	2,994	2,969	0,025
Ширина пазу втулки	B=3P9	-0,006	-0,031	2,994	2,969	0,025
Висота шпонки	h=3h9	0	-0,025	3,0	2,940	0,060
Глибина пазу вала	t1=1,8+0,1	+0,1	0	1,9	1,8	0,1
Глибина пазу втулки	t2=1,4+0,1	+0,1	0	1,5	1,4	0,1
Довжина шпонки	l=25h14	0	-0,520	25,0	24,480	0,520
Довжина пазу під шпонки	L=25H15	+0,840	0	25,840	25,0	0,840

для посадки шпонки у паз валу:

bmax=0 мм;

bmin=-0,025 мм;

Bmax(валу)=-0,006 мм;

Bmin(валу)=-0,031 мм;

Nmin=EI-es=-0,031-0=-0,031;

Smax=ES-ei=-0,006-(-0,025)=0,019 мм;

для посадки шпонки у паз втулки:

Bmax(втулки)=-0,006 мм;

Bmin(втулки)=-0,031 мм;

Nmin=EI-es=-0,031-0=-0,031 мм;

Smax=ES-ei=-0,006-(-0,025)=0,019 мм.

Схема розташування полів допусків по ширині шпонки.

Рис. 6.1

Креслимо ескіз шпонкового з'єднання (рис. 6.2).

Ескіз шпонкового з'єднання.

Рис. 6.2

Висновки

При виконані курсової роботи було виконано ряд таких задач: розрахунок основних параметрів гладких циліндричних з'єднань, розрахунок виконавчих розмірів калібрів для контролю циліндричних деталей, розрахунок граничних розмірів різьбового з'єднання і побудова схем розміщення полів допусків, допуски і посадки шпонкових з'єднань з призматичними шпонками, вибір допусків і посадок шліцьових з'єднань з прямобічними шліцами, розрахунок лінійних розмірів розмірних ланцюгів. Проведено їх аналіз та відповідні розрахунки згідно завдань до даної курсової роботи.

Література

1. В.Д. Мягков. Допуски и посадки: Справочник в 2-х частях. / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. - 6-те изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние. 1982. Ч.1.543с.

2. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски: ГОСТ 24853-81(СТ СЭВ 157-75) - М.: Государственный комитет СССР по стандартам, 1981. - 70с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.2. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 912с.

4. В.Д. Мягков. Допуски и посадки: Справочник в 2-х частях. / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. - 6-те изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние. 1983. Ч.2. 448с.

Размещено на Allbest.ru

...