МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ИНЖЕНЕРНО – ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ
(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)
Отделение № 2
Курсовой проект по курсу:
ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ
и ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ
Вариант 7
Новоуральск
–1995–
ВВЕДЕНИЕ..............................................................................................................................
1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ..................................................................................................
1.1. Содержание задания и исходные данные.................................................................
1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу..........................
1.3 Расчет посадок с натягом.............................................................................................
1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала......................................
2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА..............................................................................................
2.1. Содержание задания и исходные данные.................................................................
2.2. Расчет переходной посадки..........................................................................................
2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала..................................................
3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ..............................
3.1. Задание и исходные данные.......................................................................................
3.2. Расчет посадок..............................................................................................................
3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала
4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ.....................................................................................................
4.1. Задание и исходные данные.......................................................................................
4.1. Расчет калибров.............................................................................................................
4.2. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.....................
5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ......................................................................
5.1. Задание и исходные данные к расчету.....................................................................
5.2. Расчет начальных параметров...................................................................................
5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления..............................................................
6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ......................................................................................
6.1. Задание и исходные данные.......................................................................................
6.2. Расчет...............................................................................................................................
6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости....................................................................
6.2.2. Вероятностный метод...............................................................................................
ЛИТЕРАТУРА......................................................................................................................
В
ВЕДЕНИЕ
Выполнение данной курсовой работы преследует собой следующие цели:
– научить студента самостоятельно применять полученное знание по курсу ВСТИ на практике;
– изучение методов и процесса работы со справочной литературой и информацией ГОСТ;
– приобретение необходимых навыков по оформлению курсовых и аналогичных работ.
Преимуществами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения можно назвать практически полную самостоятельноcть студента во время ее выполнения, необходимость использования знаний не только по данному предмету, но и по многим смежным областям.
1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ
1.1. Содержание задания и исходные данные.
По заданному вращающему моменту рассчитать и выбрать посадку с натягом, обеспечивающую как неподвижность соединения, так и прочность сопрягаемых деталей. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.
Таблица 1
| Число зубьев | Материал | Модуль переда чи m, мм |
Угловая скорость V, м/с | Переда ваемая мощность Р, КВт |
||
колеса z2 |
шестер ни z1 |
колесо | шкив | |||
| ст 45 | чугун | 3 | 2.5 | 8 | ||
| 50 | 23 | E=1*1011
МПа |
E=9*1010
МПа |
|||
1.2. Определение угловой скорости и
крутящего момента на валу.
Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].
,
где – угловая скорость, c–1
;
m, z1
, V взяты из таблицы 1.
=72 с-1
.
,
где Р – передаваемая мощность, КВт.
ТКР
=8000/72=110 Нм.
1.3 Расчет посадок с натягом
.
Расчет и выбор посадки производится по пособию [1], т1, стр. 360–365.
где: dН
– номинальный диаметр сопряжения вала и шестерни;
dШ
– диаметр шестерни;
l – длина сопряжения.
dН
=50 мм;
dШ
=69 мм;
l=56 мм.
Определение минимального значения нормального напряжения , Па на поверхности сопряжения, обеспечивающего передачу заданной мощности.
,
где ТКР
– крутящий момент, Нм;
f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания – принимаем f= 0.08, т.к. это прессовая посадка;
l – длина контакта сопрягаемых поверхностей, м.
=6.252×106
Па.
Определение наименьшего расчетного натяга NMIN
, мкм, обеспечивающего [Pmin], мкм:
,
где Е – модуль нормальной упругости материала, Па;
С1
и С2
– коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:
,
,
где m1
и m2
— коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей; принимаем
m1
=m2
=0.3;
d0
— внутренний диаметр вала – в нашем случае равен нулю.
,
.
мкм.
Определяем с учетом поправок величину минимального натяга [NMIN
], мкм.
,
где gШ
— поправка, учитывающая смятие неровностей кон- тактных поверхностей деталей при образовании соединения, мкм.
,
где RaD
— среднее арифметическое отклонение профиля отверстия, мкм;
Rad
— среднее арифметическое отклонение профиля вала, мкм.
Для поверхности деталей в посадках с натягом собираемых под прессом, квалитет 6—7 и dH
от 50 до 120 мкм:
RaD
=1.6 мкм;
Rad
=1.6 мкм.
gШ
=5(1.6+1.6)=16 мкм.
[Nmin
]=7+16=23 мкм.
Определение максимально допустимого удельного давления [pmax
], МПа, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.
В качестве [pmax
] берем наименьшее из двух значений, рассчитываемых по формулам:
,
,
где p1
и p2
– предельное значение удельного давления соответственно для вала и шестерни;
sm1
и sm2
— предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, МПа.
Для Ст 45 sm
=350 МПа.
МПа;
МПа.
Так как p2
< p1
, то [pmax
]=99 МПа.
Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N’
max
.
,
мкм.
Определим с учетом поправок к N’
max
величину максимального допустимого натяга.
,
где gуд
— коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.
По рис. 1.68 [1], исходя из =1.07, принимаем gуд
=0.89.
[Nmax
]=1010.89+16=105 мкм.
Выбираем посадку.
dH
=50 мм; Nmin
>22 мкм; Nmax
£105 мкм.
Æ50 .
1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала
.
Схема расположения полей допусков отверстия и вала изображена на рис. 2.
Рис. 2.
2. П
ЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА
2.1. Содержание задания и исходные данные
.
Для неподвижного разъемного соединения назначить переходную посадку; обосновать ее назначение. Определить вероятность получения соединений с зазором и с натягом. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.
2.2. Расчет переходной посадки
Руководствуясь пособием [1], назначаем как наиболее удобную исходя из условий сборки скользящую посадку Æ40 .
Данная посадка не обеспечивает достаточной прочности и как следствие конструктивно предусмотрена шпонка. Параметры посадки:
EI=0 мкм – нижнее отклонение отверстия;
ES=25 мкм – верхнее отклонение отверстия;
es=8 мкм – верхнее отклонение вала;
ei=–8 мкм – нижнее отклонение вала.
Максимальный натяг:
NMAX
=es–EI,
NMAX
= 8–0=8 мкм.
Минимальный натяг:
NMIN
=ei–ES,
NMIN
=–8–25=–33 мкм.
Далее, вычислим средний натяг:
Nc
=(NMAX
+ NMIN
)/2,
NC
= –12.5 мкм.
Знак минус говорит о посадке с зазором.
Допуск отверстия:
TD
=ES–EI,
TD
=25 мкм.
Допуск вала:
Тd
=es–ei,
Td
=16 мкм.
Определим среднеквадратичное отклонение натяга (зазора).
,
.
Вычислим предел интегрирования:
,
Z=–12.5/4.946=2.51.
Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим:
Ф(Z)=0.493.
Рассчитаем вероятность натягов и зазоров:
PN
=0.5–Ф(Z),
PN
=0.5–0.493=0.7 % – т. к. Z<0;
PS
=0.5+Ф(Z),
PS
=0.5+0.493= 99,3 % – т.к. Z<0.
Следовательно, при сборке большинство изделий будет с зазором.
2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала
3. Р
АСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГОСОЕДИНЕНИЯ
3.1. Задание и исходные данные
.
Рассчитать (назначить) посадки по внутреннему и наружному кольцам подшипника качения. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипников качения и соединяемых с ним деталей вала и корпуса. Выполнить эскизы посадочных мест под подшипник вала и корпуса и обозначить на эскизе номинальные размеры, поля допусков, требования к шероховатости, форме и расположения поверхностей.
Согласно заданию, имеем радиальный сферический двухрядный роликоподшипник номер 3609 ГОСТ 5721–75. Нагружаемость С0
=75 КН. Ширина колец b=36, диаметр внутреннего кольца d1
=45 мм и внешнего d2
=100 мм. Фаска согласно [2] r=2.5 мм. Нагружающие силы FR
:
,
от шестерни и от шкива примерно одинаковые по модулю и противоположны по направлению.
2.7 кН.
3.2. Расчет посадок
.
Внутреннее кольцо нагружено циркуляционной нагрузкой интенсивностью РR
, кН/м.
,
где k1
– динамический коэффициент посадки, зависящий от характера посадки – при перегрузке до 150 % умеренных толчках и вибрациях k1
=1;
k2
– учитывает степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе – k2
=1;
k3
– коэффициент неравномерости распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки k3
=1.
=174 кН.
По табл. 4.90.1. [1] выбираем поля допуска js6 для внутреннего кольца и К6 для внешнего.
Обратимся к табл. 4.91., которая рекомендует принять следующие посадки:
внутреннее циркуляционно нагруженное с нормальным режимом работы 0.07С0
<FR
<0.15C0
– посадка L6/js6, которой соответствует: NМАХ
=18.5 мкм; SMIN
=–8 мкм;
внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C0
<FR
<0.15C0
– посадка JS7/l6,
где NMAX
=17 мкм; SMIN
=-30 мкм.
Проверку внутреннего кольца на прочность можно произвести по формуле:
,
где К – коэффициент, равен 2.8 в нашем случае;
[sP
] – допускаемое напряжение на сжатие, МПа;
d – диаметр внутреннего кольца, мм.
=155 мкм – условие прочности выполнено.
Выбираем 6–й класс точности подшипника.
Допуски соосности посадочных поверхностей вала ÆТВ
РС
и корпуса ÆТК
РС
и допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали ТК
ТБ
и валов ТВ
ТБ
примем по табл. 4.94. [1]:
ÆТВ
РС
=21 мкм; ÆТК
РС
=42 мкм; ТК
ТБ
= 16 мкм; ТВ
ТБ
=30 мкм.
Шероховатость посадочных пове
вала:
Ra
=0.63 мкм;
отверстий корпуса:
Ra
=0.63 мкм;
опорных торцов заплечиков вала и корпуса:
Ra
=1.25 мкм.
3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала
Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала изображены на рис. 5 .
4. Р
АСЧЕТ КАЛИБРОВ
4.1. Задание и исходные данные
.
Спроектировать гладкие калибры для контроля отверстия и вала одного из сопряжений и контрольные калибры для рабочей скобы. Выполнить эскизы стандартных калибров, указав на них исполнительные размеры рабочих поверхностей.
Выберем вал d=Æ50 js6 с параметрами:
ei=– 8 мкм;
es= 8 мкм.
Отверстие D=Æ50 H7 с параметрами:
ES=25 мкм;
EI=0 мкм.
4.2. Расчет калибров
.
Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала:
dMAX
=50.008 мкм;
dMIN
=49.992 мкм.
В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 6 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для вала, мм:
Z1
=0.0035; Y1
=0.003; HP
=0.0015; H1
=0.004;
где Z1
–отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;
Y1
– допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;
Н1
– допуск на изготовление калибров для вала;
НР
– допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.
Определение размеров калибров и контркалибров производится по формулам из таблиц 2 и 3 [3].
Наименьший размер проходного нового калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX
–Z1
–H1
/2,
ПР=50.008–0.0035–0.002=50.0025 мм.
Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE:
НЕ=dMIN
–H1
/2,
НЕ=49.992–0.002=49.99 мм.
Предельное отклонение +0.004 мм.
Предельный размер изношенного калибра–скобы ПР:
ПР=dMAX
+Y1,
ПР=50.008+0.003=50.011 мм.
Наибольший размер контркалибра К–ПР равен:
К–ПР=dMAX
–Y1
+HP
/2,
К–ПР=50.008–0.003+0.00075=50.005 мм.
Наибольший размер контркалибра К–НЕ равен:
К–НЕ =dMIN
+HP
/2,
К–НЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.
Наибольший размер контркалибра К–И равен:
К–И =dMAX
+Y1
+HP
/2,
К–И=50.008+0.003+0.00075=50.0115 мм.
Предельное отклонение –0.0015 мм.
В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 7 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для отверстия, мм:
H=0.004; Z=0.0035; Y=0.003,
где Н – допуск на изготовление калибров для отверстия;
Z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наибольшего предельного размера изделия;
Y – допустимый выход изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска.
ES=0.0025 мм;
EI=0;
DMAX
=50.025 мм;
DMIN
=50 мм.
Наибольший размер проходного нового калибра–пробки
ПР=DMIN
+Z+H/2,
ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.
Наибольший размер непроходного калибра–пробки:
НЕ=DMAX
+H/2,
НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.
Предельное отклонение: –0.004 мм.
Предельный размер изношенного калибра–пробки:
ПР=DMIN
–Y,
ПР=50–0.003=99.997 мм.
4.3. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров
.
Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров изображены на рис. 6.
5. Р
АСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
5.1. Задание и исходные данные к расчету
Для заданной пары зубчатых колес установить степени точности по нормам кинематической точности, плавности и контакта; назначить комплекс контролируемых показателей и установить по стандарту числовые значения допусков и предельных отклонений по каждому из контролируемых показателей.
Рассчитать гарантированный боковой зазор в передаче и подобрать по стандарту вид сопряжения и его числовое значение.
Выполнить рабочий чертеж одного зубчатого колеса в соответствии с требованиями стандартов.
Параметры зубчатого зацепления указаны в табл. 1.
5.2. Расчет начальных параметров
Межосевое расстояние aW
рассчитывается по формуле:
аW
=(d1
+d2
)/2,
где d1
и d2
– диаметры соответственно шестерни и колеса.
d1
=m×z1
,
d1
=69 мм.
d2
=m×z2
,
d2
=150 мм.
aW
=(69+150)/2=110 мм.
5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления
.
Согласно [1], табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8–ю степень точности передачи, так как окружные скорости невысоки, как и передаваемые мощности. Данная степень точности отмечена как наиболее используемая.
Назначим комплекс показателей точности, пользуясь материалом табл. 5.6., 5.7., 5.9., 5.10., назначаем:
допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr
:
Fr
=45 мкм;
допуск на местную кинематическую погрешность f'i
:
f'i
=36 мкм;
допуск на предельные отклонения шага fpt
:
fpt
=±20 мкм;
допуск на погрешность профиля ff
:
ff
=14 мкм.
Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:
ширина зубчатого венца bW
составляет по высоте зуба не менее 50 % и по длине зуба не менее 70 % – тогда справедливо:
допуск на непараллельность fХ
:
fХ
=12 мкм;
допуск на перекос осей fY
:
fY
=6.3 мкм;
допуск на направление зуба Fb
:
Fb
=10 мкм;
шероховатость зубьев RZ
:
RZ
=20 мкм.
Минимальный боковой зазор рассчитывается по алгоритму примера главы 5.3. [1] :
jn min
=jn1
+jn2
,
где jn1
и jn2
– соответственно слагаемые 1 и 2.
,
где а – межосевое рассстояние, мм;
aР1
, aР2
– коэффициенты теплового расширения соответственно для зубчатых колес и корпуса, 1/° С;
t1
, t2
– предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно зубчатых колес и корпуса, ° С; принимаем согласно заданию t1
=50, t2
=35.
=14 мкм.
jn2
=(10¸30) m,
jn2
=45 мкм.
jn min
=59 мкм. Cледовательно, пользуясь табл. 5.17., принимаем вид сопряжения С и IV класс отклонения межосевого расстояния. Тогда предельное отклонение межосевого расстояния :
fa
=±45 мкм.
Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле :
jn max
=jn min
+0.684 (TH1
+TH2
+2fa
),
где TH1
, TH2
– допуск на смещение исходного контура;
fa
– предельное отклонение межосевого.
TH1
=120 мкм;
TH2
=180 мкм;
jn max
=325 мкм.
Назначим контрольный комплекс для взаимного расположения разноименных профилей зубьев. Для этого из табл 5.30. возьмем длину общей нормали W при m=3 и zn
=2 – число одновременно контролируемых зубьев.
W=m*Wm
,
Wm
=10.7024 мм;
W=m*Wm
=23.1072 мм.
Верхнее отклонение EW ms
, мкм:
EW ms
= EW ms1
+ EW ms2
,
где EW ms1
, EW ms2
– наименьшее дополнительное смещение исходного контура, соответственно слагаемое 1 и 2 :
EW ms1
=60;
EW ms2
=11;
EW ms
=71 мкм.
Допуск на среднюю длину общей нормали:
Twm
=60 мкм.
.
Данный результат отображается на чертеже.
6. Р
АСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ
6.1. Задание и исходные данные
6.1.1. По заданным предельным размерам замыкающего звена сборочной размерной цепи рассчитать допуски составляющих звеньев методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом (использовать метод единого квалитета); рассчитать предельные отклонения составляющих звеньев размерной цепи. Сделать сравнение и дать заключение об экономической целесообразности применения того или иного метода.
6.1.2. Схема размерной цепи приведена на рис. 7.
Рис 7.
Номинальные размеры звеньев, мм:
В1
=157, В2
=56, В3
=12, В4
=36, В5
=13, В6
=25, В7
=5 мм.
В1
– увеличивающее звено, остальные – уменьщаюшие.
6.2. Расчет
.
Замыкающее звено рассчитывается по формуле:
Вå
=B1
–( B2
+ B3
+ B4
+ B5
+ B6
+ B7
),
Bå
=157–(56+12+36+13+25+5)=10 мм.
Максимальный размер замыкающего звена [Bå
MAX
]:
[Bå
MAX
]=0.4 мм.
Минимальный размер замыкающего звена [Bå
MIN
]:
[Bå
MIN
]=–0.4 мм.
Предельный зазор:
,
[Så
]=0.4 мм.
Предельный натяг:
,
[Nå
]=–0.4 мм.
Среднее отклонение:
,
[=0.
6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости
Предполагаем, что подшипник, являющийся стандартным изделием, уже имеет определенный квалитет и размер Т4
=36–0.3
.
Согласно [1], табл. 3.3., получаем количество единиц допуска для каждого из размеров, мкм:
i1
=2.52;
i2
=1.86;
i3
=1.08;
i5
=1.08;
i6
=1.31;
i7
=0.73.
Рассчитаем количество единиц допуска для квалитета звеньев, составляющих данную размерную цепь:
,
где m+n – количество всех звеньев в цепи.
53 ед.
Ближайший подходящий квалитет IT10 – по табл. 1.8.
Соответствующие допуски для каждого звена, мкм:
ТВ1
=185;
ТВ2
=120;
ТВ3
=70;
ТВ4
=300;
ТВ5
=70;
ТВ6
=84;
ТВ7
=48.
Тå
=TB1
+ TB2
+ TB3
+ TB4
+ TB5
+ TB6
+ TB7
,
Тå
=185+120+70+300+70+84+48=877 мкм.
Проверка показывает: Тå
=877>[Тå
] – надо назначить для звеньев В1
и В7
более низкий IT9. Допуски, мкм:
ТВ1
=115, ТВ7
=30.
Тå
=115+120+70+70+84+48=789 мкм.
Проверка: Тå
=789 £ [Тå
] – верно.
Назначим предельные отклонения на остальные звенья цепи, исходя из уравнения, мм:
,
где –суммарное среднее отклонение поля допуска;
С УМ
– среднее отклонение поля допуска уменьшающих звеньев;
С УВ
– среднее отклонение поля допуска увеличивающих звеньев;
В1
=157e8=;
В2
=56js9=;
В3
=12js9=;
В4
=36 –0.3
;
В5
=13 js9=;
В6
=25js9=;
В7
=5u8=.
[=–0.1165 мм;
=0.032 мм.
Учитываем, что поле допуска js имеет =0,
,
мм – приемлемо.
Проверку производим по формуле:
Вывод: принимаем выбранные квалитеты и допуски.
6.2.2. Вероятностный метод
.
Повторяем начальные расчеты пункта 6.2.1.
Согласно [1],
,
где t – коэффициент, зависит от принятого процента риска Р и принимается по табл. 3.8. [1];
l – коэффициент относительного рассеяния; принимаем l=1/3, предполагая, что отклонения распределены по нормальному закону.
195 – соответствует IT12.
Допуски, мм:
ТВ1
=0.4, ТВ2
=0.3, ТВ3
=0.18, ТВ4
=0.3, ТВ5
=0.18, ТВ6
=0.21, ТВ7
=0.12.
Проверка:
,
мм – требуется понизить точность некоторых звеньев. Изготовим В2
и В6
по IT13.
Допуски, мм:
ТВ2
=0.46, ТВ6
=0.33.
.
Назначаем допуски на звенья, мм:
В1
=157c12=;
В2
=56js13=;
В3
=12d12=;
В4
=;
В5
=13js12=;
В6
=25js13=;
В7
=5c12=.
Учитывая, что поле допуска js имеет =0, рассчитаем среднее отклонение поля допуска :
,
– приемлемо. Проверка согласно формуле:
Вычислим t.
,
.
t=3.946 – по табл. 3.8. процент риска Р=0.01 %.
Среднее отклонение считается аналогично пункту 6.2.1.
Вывод
: вероятностный метод позволяет получить более грубые и более дешевые квалитеты при малой вероятности брака по сравнению с методом полной взаимозаменяемости. Следует предпочитать проведение расчетов вероятностным методом как более эффективным и экономически выгодным.
ЛИТЕРАТУРА
1. Палей М. А.
Допуски и посадки: Справочник: В 2–х ч. –
Л.: Политехника, 1991.
2. Перель Л. Я., Филатов А. А.
Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник – М.:Машиностроение,1992.
3. Медовой М. А.
Исполнительные размеры калибров: Справочник. В 2–х ч.– М.:Машиностроение,1980.