Министерство Образования Российской Федерации
Самарский Государственный Аэрокосмический Университет имени академика С. П. Королёва.
Кафедра производства летательных аппаратов и управления качеством в машиностроении
Пояснительная записка к курсовой работе по взаимозаменяемости
Вариант 2 – 2
Выполнила студентка
группа
Руководитель работы
И.А.Докукина
Оценка:__________
Подпись преподавателя_______
«__»_________2007 г.
САМАРА2007
Реферат
Курсовая работа
Пояснительная записка: 24 с., 7 рис., 1 табл., 6 источников, 1 приложение
ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, ВАЛ, ДОПУСК, КАЛИБР, КВАЛИТЕТ, ПОСАДКА, ОТВЕРСТИЕ, ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ, РАЗМЕРНАЯ ЦЕПЬ, СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ, ШЕРОХОВАТОСТЬ, ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Цель курсовой работы – назначить посадки гладких цилиндрических сопряжений, подшипников качения, шпоночных соединений, а также провести расчет размерной цепи.
Объект исследования – чертеж узла, краткого описания его конструкции и работы и таблиц с исходными данными.
В данной работе назначены посадки гладких цилиндрических сопряжений, подшипники качения, резьбовые, шпоночные соединения, а также проведено нормирование точности формы и расположения поверхностей, шероховатости поверхностей.
Сделан выбор метода, обеспечивающего точность сборки механизма и расчетной цепи.
Значимость работы – научиться назначать посадки гладких цилиндрических сопряжений, подшипников качения, шпоночных соединений, а также проводить расчет размерной цепи.
Содержание
Введение…………………………………………………………………………..4
1 Расчет и выбор посадок с натягом…………………………………………….5
2 Расчет и выбор посадок подшипников качения……………………………..11
3 Нормирование допусков и назначение посадок шпоночных соединений...14
4 Расчет размерных цепей………………………………………………………16
5 Выбор и назначение параметров шероховатости, отклонений формы и расположения поверхностей……………………………………………………19
6 Расчет исполнительных размеров калибров…………………………………20
Заключение……………………………………………………………………….23
Списокиспользованныхисточников……………………………….…………..24
Приложение 1……………………………………………………………………25
ВВЕДЕНИЕ
Взаимозаменяемость - это свойство независимо изготовленных с заданной точностью деталей, составных частей машин, приборов и других изделий обеспечивать возможность беспригонной сборки сопрягаемых деталей в составные части, а составных частей - в изделия при соблюдении технических требований, предъявляемых к изделиям.
Взаимозаменяемость обеспечивает высокое качество изделий, снижает их стоимость, способствует развитию измерительной техники. Взаимозаменяемость может быть полной и неполной.
Полная взаимозаменяемость обеспечивается при выполнении геометрических, механических, электрических и других параметров деталей с точностью, позволяющей производить сборку любых сопрягаемых деталей и составных частей без дополнительной их обработки, пригонки, подбора и регулирования при обеспечении требуемого качества изделий.
При неполной взаимозаменяемости допускается групповой подбор, подгонка или регулировка деталей, узлов, агрегатов.
Базой для осуществления взаимозаменяемости в современном промышленном производстве является стандартизация.
1 ВЫБОР ПОСАДОК В СОЕДИНЕНИЯХ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ДЕТАЛЕЙ
Цель работы:
изучить методику расчета допустимых значений минимального и максимального натяга в посадке, и исходя из назначения конструктивных особенностей и условий эксплуатации сборочной единицы, рассчитать и выбрать стандартную посадку с натягом.
Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т.п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей. Но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или в соединениях деталей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упругопластические деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распространяющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно.
В отличие от других способов обеспечения неподвижности деталей в соединении при передаче нагрузок, посадки с натягом позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования. В сравнительно редких случаях, при передаче очень больших крутящих моментов или при наличии весьма больших сдвигающих сил, в соединениях с натягом дополнительно применяются крепежные детали.
При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и размеров деталей, шероховатости сопрягаемых поверхностей, способа соединения деталей, формы и размеров центрирующих фасок, смазки и скорости запрессовки, условий нагрева или охлаждения и т.д. Ввиду такого многообразия исходных факторов выбор посадки следует производить не только по аналогии с известными соединениями, но и на основе предварительных расчетов натягов и возникающих напряжений, особенно при применении посадок с относительно большими натягами. Для изделий серийного и массового производства рекомендуется провести предварительную опытную проверку выбранных посадок с натягом.
Различают следующие основные способы сборки деталей при посадках с натягом:
1) сборка под прессом за счет его осевого усилия при нормальной температуре, так называемая продольная запрессовка;
2) сборка с предварительным разогревом охватывающей детали (отверстия) или охлаждением охватываемой детали (вала) до определенной температуры (способ термических деформаций, или поперечная запрессовка).
В каждом конкретном случае выбора способа сборки определяется конструктивными соображениями (форма и размеры сопрягаемых деталей, значения натягов, наличие соответствующего оборудования для сборки и т.д.).
Сборка под прессом – наиболее известный и несложный процесс, применяемый преимущественно при относительно небольших натягах. Однако к его недостаткам следует отнести: неравномерность деформации тонкостенных деталей, возможности повреждения сопрягаемых деталей, потребность в мощных прессах, более высокие требования к шероховатости сопрягаемых поверхностей.
Сборка способом термических деформаций применяется как при относительно больших, так и при небольших натягах и дает более высокое качество соединения за счет меньших повреждений сопрягаемых деталей и уменьшения влияния шероховатости поверхности.
В данной конструкции с натягом соединяются шестерня 12, выполненная из стали Ст.45 и втулка 11, выполненная из стали-Ст.40Х (термообработка). Соединение передает крутящий момент Мкр.=110Нм.
Данная конструкция собирается способом 2-сборка под прессом, за счет осевого усилия (продольная запрессовка), без смазки. На рис. 1 представлен эскиз детали.
Рисунок 1-Эскиз детали
Физико-механические свойства охватываемой детали 1 и охватывающей 2 берем из таблицы 1.В данном случае:
α - коэффициент линейного расширения
α1
=16,2×106
o
C -1
α2
=11,65×106
o
C -1
E – Модуль упругости
E1
=1,16×1011
Па
E2
=2, 04 ×1011
Па
μ - коэффициент Пуассона
μ1
=0,35
μ2
=0,3
σт
– предел текучести
σт1
= 250МПа
σт2
= 353МПа
Метод формирования соединения продольный. Коэффициент трения сцепления при распрессовке в момент сдвига в круговом направлении
fкр.
=0,06
fосев.
=0,08
Определим значение минимального давления Pmin
из условия его неподвижности при действии крутящего момента.
Pmin
=2×Mкр
/π
×d2
×l×fкр
Pmin
=2×256/3,14
×482
×10-6
×40×10-3
×0,06=29,5МПа
Определим значение максимального допустимого давления в соединении Pmax
из условия отсутствия пластической деформации на контактирующих поверхностях втулки и вала.
Pmax
1
=0,58× σтек1
×(1-(d1
/d)
2
)
Pmax
1
=0,58×250×(1-(40/48)2
)=44,3МПа
Pmax
2
=0,58× σт 2
×(1-(d/d2)
2
)
Pmax
2
=0,58×353×(1-(48/ 90)2
)=146,5 МПа
Для дальнейших расчетов, исходя из условий прочности деталей, выбираем меньшее значение: Pmax
=44,3МПа
Определим минимальный Nmin
и максимальный Nmax
натяги по формулам: Nmin
(
max
)
=Pmin
(
max
)
×d×(C1
/E1
+C2
/E2
)
C1
=(1+(d1
/d)
2
)/(1-(d1
/d)
2
) - μ1
C1
=(1+(40/48)2
)/(1-(40/48)2
) – 0,35=1,8
C2
=(1+(d/d2
)2
)/(1-(d/d2
)2
)+μ2
C2
==(1+(48/ 90)2
)/(1-(48/90)2
)+ 0,3 =1,97
Nmin
=29×106
×48×10-3
×(1,8/1,16×1011
+1,97/2,04×1011
)=36 мкм
Nmax
=44,3×106
×48×10-3
×(1,8/1,16×1011
+1,97/2,04×1011
)=54 мкм
Находим поправку ∆NR
, учитывающую срез и смятие неровностей на контактных поверхностях деталей при сборке соединения по формуле: ∆NR
=5×( Ra
1
+Ra
2
). Мы учитываем, что Rz
≈Ra
.
Для деталей, собираемых продольным способом, диапазон Ra
=0,4…1,6,поперечным Ra
=0,8…3,2 . В нашем случае Ra
1
=0,8мкм, Ra
2
=1,6мкм.
∆NR
=5×(0,8+1,6)=12 мкм
Теперь определим поправку ∆NT
, учитывающую различие температур при сборке и эксплуатации соединений, считая, что температуры обоих деталей равны. Получаем, что ∆ Nt
=0.
Находим коэффициент γуд.
, учитывающий увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали по таблице: γуд.
≈0,9.
Определим минимальный расчетный натяг с учетом поправок по формуле:
Np
min
=Nmin
+∆NR
+∆NT
Np
min
=36+12+0= 48 мкм
Определим максимальный расчетный натяг с учетом поправок по формуле:
Np
max
=Nmax
×γуд.
+ ∆NR
+∆NT
Np
max
=54×0,9+12+0= 61 мкм
Определяем средний квалитет, в котором следует назначать допуски сопрягаемых деталей и посадки:
i=1,56
аср
.
=(Np
max
- Np
min
)/2×i
аср.
=(61-48)/2×1,56= 4 мкм
Выбираем 9 квалитет, ближайший к повышению степени точности.
Выбираем стандартную посадку в системе отверстия и строим схему расположения полей допусков.
Nmax
=43+16=59
Nmin
=43-25=18
Рисунок 2-Расположение полей допусков
Определяем максимальное усилие, необходимое при продольной сборке деталей:
T= π*D*l*fn *Pmax/γ уд
T=3,14*48*10-3
*40*10-3*
1,2*0,08*44,3*106
/0,9=28490м2
Па
fn
.
=(1,2…1,3)* fосев.
=1,2*0,08=0,096
2 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Цель работы:
рассчитать посадки колец подшипников с валом и корпусом; назначить на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости.
Подшипники качения работают при самых разнообразных нагрузках, они обеспечивают точность и равномерность перемещения подвижных частей машин и приборов. Работоспособность подшипников качения зависит от точности их изготовления и характера соединения сопрягаемых деталей. Все подшипники делятся на пять классов точности: 0,6,5,4,2 в порядке повышения точности. В классах высокой точности требования к точности деталей подшипника резко возрастает. Дорогостоящие подшипники высокой точности применяются только в особых случаях, например в прецизионных приборах. В обычном машиностроении применяются 0 и 6 класс точности.
В связи с отсутствием осевой составляющей нагрузки выбирается однорядный радиальный подшипник. Выбираем подшипник с диаметром внутреннего кольца d=60 мм № 212 (диаметр наружного кольца D=110 мм, ширина колец B=22 мм, радиус фаски r=2.5 мм).
Режим работы №1, серия – легкий. Назначим предельные отклонения для нулевого класса точности.
d=60-0,015
D=110-0,013
B=22-0,15 <
Определим вид нагружения колец подшипника в зависимости от того, вращается или не вращается данное кольцо относительно действующей на него радиальной нагрузки. В данном случае радиальная нагрузка постоянна по направлению, а вращается внутреннее кольцо. Следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркулярное нагружение.
Для выбора посадки внутреннего циркуляционно нагруженного кольца радиальная нагрузка рассчитывается по формуле:
PR
=(R/b)×k1
×k2
×k3
, где R-радиальная нагрузка, b-рабочая ширина посадочной поверхности.
R=15 кН
b=B-2×r
b=22-2,5×2=17 мм
Динамический коэффициент посадки k1
=1, коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе k2
=1, коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки k3
=1.
PR
=15×103
/17×10-3
×1×1×1=882кН/м
На поверхности вала и корпуса в зависимости от интенсивности нагрузки на посадочные поверхности вала, пользуясь таблицей 3,4 задания, подбираем посадку на диаметр вала (k6) и на отверстие под наружное кольцо подшипника(М6).
Таким образом, имеем посадочные диаметры вала Ø60 k6, отверстия Ø110М6.
Схематичное расположение полей допусков колец подшипника и сопрягаемых с ними поверхностей вала и отверстия приведено на рис. 3.
hb – поле допуска диаметра наружного диаметра отверстия.
KB – поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца отверстия.
Рисунок 3-Расположение полей допусков
3 НОРМИРОВАНИЕ ДОПУСКОВ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Цель работы
: назначить поля допусков для деталей, входящих в шпоночные соединения в зависимости от условий эксплуатации и требований к точности центрирования.
Шпоночные соединения служат для передачи вращающихся элементов между валами и насаженными на них зубчатыми колесами, полумуфтами и другими деталями. Независимо от характера соединения шпонки должны обеспечивать хорошее центрирование и исключить относительное проворачивание соединенных деталей, поэтому боковые зазоры у шпонок не желательны. Получить шпоночные сечения с идеальным центрированием без боковых зазоров практически не возможно, и не всегда требуется по условиям эксплуатации. Различают соединения призматическими, клиновыми и сегментными шпонками.
Крутящий момент передается с вала 3 к шестерни 6.
Номинальные размеры шпоночных соединений выбираем из таблицы в зависимости от диаметра вала и получаем: диаметр вала (d)=46 мм, ширина шпонки (b)=14 мм, высота шпонки (h)= 9 мм, глубина паза на валу (t1
)=5,5 мм, глубина паза во втулке (t2
)=3,8мм, длина шпонки (l)=40 мм
Из условий работы и сборки соединения выбираем вид соединения по ширине шпонки b. Условие работы – нормальное.
Назначаем поля допусков на диаметры вала и втулки, соединяемых шпонкой.Обычно для соединения выбирается одна из переходных посадок,которая обеспечивает хорошую точность центрирования.В данном случае с целью обеспечения легкой сборки-разборки соединения выбираем посадку
H7
Æ46 h6
Назначаем допуски на размеры шпонки согласно таблице:
на ширину b=14-h9;
на высоту h=9-h11;
на длину l=40-h14.
Изобразим схему полей допусков на ширину шпоночных пазов.
Рисунок 4-Расположение полей допусков на ширину шпонки
4
РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
Цель работы:
установить допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.
Размерная цепь - совокупность размеров, образующих замкнутый контур и непосредственно участвующий в поставленной задаче. Задачей расчета является определение допусков и предельных отклонений на составные звенья размерной цепи. Звено размерной цепи - это один из размеров, образующих размерную цепь. Имеются следующие виды звеньев: замыкающее (звено, которое получается последним в процессе изготовления и сборки), увязывающее (звено, наиболее простое в изготовлении, за счет него производится увязка размерной цепи), увеличивающее (при его увеличении замыкающее звено уменьшается).
Рисунок 5 -Схема размерной цепи
В данном задании цепь является конструктивной сборочной линейкой. Она состоит из основных звеньев A1
, A2
, A3
, A4
и замыкающего звена A∆
.
Звенья A2
– увеличивающие, A1
,А4
-уменьшающие, А 3
-увязывающее.
Номинальные размеры составляющих звеньев указаны в таблице 1
Таблица 1.Размеры звеньев размерных цепей
| Звено | Размеры, мм | Единица допуска, i | Допуски по 11 квалитету | Допуски по 13 квалитету | Середина поля допуска |
| A1
|
4-0,12
|
0,73 | 4-0,12
h11-0, 075 |
4-0,12
h13-0, 18 |
-0.165 |
| A2
|
100 | 2,51 | 100H110,22
|
100H11+0,54
|
-0.195 |
| A3
|
4 | 0,73 | 4h11-0,
075 |
4 h13-0,
18 |
-0,135 |
| A4
|
90-0,12
|
2,51 | 90-0,12
h11-0, 22 |
90-0,12
h13-0, 54 |
-0,165 |
| A∆
. |
20
+ 1 |
- | - |
Решаем прямую задачу, то есть, назначаем допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.
Средняя точность составляющих звеньев определяется по числу единиц допуска.
a=TA∆
/∑ik, где TA∆
- допуск замыкающего звена
ik – единица допуска k-го звена.
Рассчитаем допуск замыкающего звена TA∆
:
TA∆
=A∆
max
-A∆
min
TA∆
=3-2=1,2мм=1000мкм
Средняя точность:
a=1000/(0,73+1,86+2*2,51)=131,4мм
Выбираем квалитет в сторону увеличения точности –11.
Допуски и посадки не указывают на одно из составляющих звеньев, называемых увязываемым. В качестве увязывающего звена возьмем A3
.
Определим номинальный размер замыкающего звена A∆
:
A∆
=∑Ai
ув.
- ∑Ai
ум.
=100-(4+4+90)=2 мм
Рассчитываем предельные отклонения и допуск замыкающего звена:
Верхнее отклонение: ESA∆
= A⌂
max
-A∆
=3-2=1 мм
Нижнее отклонение: EIA∆
= A⌂
min
-A∆
=0 мм
Определим допуск и предельное отклонение увязывающего звена:
ТА3увяз.= ТА∆-∑ТАi ув -∑ТАi ум.
ТА7увяз.=1-0,22-(0,075+0,075+0,22)=-0,41мм
Верхнее отклонение:ESA3 увяз.
=∑EIAi ув.-(∑ESAi ум.-ESA∆)
ESA3
увяз.
=0 мм
Нижнее отклонение: EIA3 увяз.
= ∑ESAi ув.-∑EIAi ум.-ESA∆
EIA3 увяз.
= 0.22+(0,075+0,075+0,22)-1 =-0,41 мм
Проверка : 0-(-0,41)=0,41=ТА3увяз.= ESA3
увяз.
–EIA3
увяз.
Проведем расчет вероятностным методом.
Средняя точность при этом способе равна
a=TA∆
/∑√(ik2
)
a=1000/√0,782
*2+2,512
*2=270,5
Выбираем 13 квалитет.
Допуск увязывающего звена: TA3 увяз.
= √(TA∆
2
-∑TAi
ув.
2
-∑TAi
ум.
2
)
TA3 увяз.
= √12
-0,542
-0,182
-0,182
-0,542
=0,596 мм
Em
Ai
= (ESAi
- EIAi
)/2
Em
A3 увяз.
=∑Em
Ai
ув.
- ∑Em
Ai
ум.
- Em
A∆
=0,2-(-0,18-0,18-0,54)-(-0,2)= 1,3мм
Верхнее отклонение увязывающего звена:
ESA3 увяз.
=Em
A3
+TA3 увяз.
/2 = 1,5+0,41/2= 1,705 мм
Нижнее отклонение увязывающего звена:
EIA7 увяз.
=Em
A7
-TA7 увяз.
/2 = 1,5-0,41/2= 1,3 мм
5 ВЫБОР И НАЗНАЧЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ШЕРОХОВАТОСТИ, ОТКЛОНЕНИЙ ФОРМЫ, РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Цель работы: изучить комплексы параметров, их влияние на эксплуатационные свойства соединений и деталей и условные обозначения на чертежах.
1. Для детали «вал», выбранной из конструкции заданного узла, назначаем допуск, значение параметров шероховатости, отклонений формы и расположения поверхностей, исходя из эксплуатационных требований контактной жесткости, износостойкости, прочности соединений, площади контакта и т.д.
2. Нанесем условные обозначения на чертеж (См. Приложение).
6 РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ КАЛИБРОВ
Цель работы:
рассчитать рабочие и контрольные калибры для посадочных поверхностей под подшипник качения
Определим размеры калибра-пробки отверстия диаметром 85 с полем допуска N6.
Наибольший диаметр отверстия Dmax
=110-0,006=109,994 мм.
Наименьший диаметр отверстия Dmin
=110-0.028=109.972 мм.
Для Ǿ110M6: z=3, α=0, H=4.
Наибольший размер проходного нового калибра-пробки:
Прmax
=Dmin
+z+H/2
Прmax
=109,972+0.003+0.002=109.977мм
Наименьший размер проходного нового калибра-пробки:
Прmin
=Dmin
+z - H/2
Прmin
=109,972+0.003-0.002=84.973мм
Исполнительный размер калибра пробки
Пр=109,973-0,004 мм
Наибольший размер непроходного нового калибра-пробки:
НЕmax
=Dmax
- α+H/2.
НЕmax
=109,994-0+0.002=109,996 мм
Наименьший размер непроходного нового калибра-пробки:
НЕmin
=Dmax
– α - H/2.
НЕmin
=109,994-0-0.002=109,992мм
Исполнительный размер калибра пробки
НЕ=109,996-0,004 мм
Рисунок 6 Расположение полей допусков калибров
Определим размеры калибра-скобы для вала d=65 мм с полем допуска k6.
Наибольший диаметр вала dmax
=65+0,021=5,021 мм
Наименьший диаметр вала dmin
=65+0,002=65,002 мм.
Для Ǿ65k6 : z1
=4; α1
=0; H1
=5.
Наименьший размер проходного нового калибра-скобы равен:
Прmin
=dmax
- z1
- H1
/2
Прmin
=65,021-0,004-0,0025=65,0145 мм
Наибольший размер проходного нового калибра-скобы равен:
Прmax
=dmax
- z1
+H1
/2
Прmax
=65,021-0,004+0,0025=65,0195 мм
Исполнительный размер калибра пробки
Пр=65.0145+0,005 мм
Наименьший размер непроходного нового калибра-скобы равен:
НЕmin
=dmin
+α1
- H1
/2
НЕmin
=65,002+0-0.0025=65,9995мм
Наибольший размер непроходного нового калибра-скобы равен:
НЕmax
=dmin
+α1
+H1
/2
НЕmax
=65,002+0+0,0025=65,0045мм
Исполнительный размер калибра пробки
НЕ=65+0,005мм
Рисунок 7-Расположение полей допусков калибров
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В данной курсовой работе проведены все необходимые расчеты, которые требуются по заданию. Учтены конструктивные особенности механизма и условия его работы. Мы изучили методику расчета допустимых значений максимального и минимального натяга в посадке и рассчитали стандартную посадку с натягом, посадку колец подшипника с валом и корпусом, назначили на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости, а также назначили поля допусков для деталей, входящих в шпоночное соединение.
СПИСОК
ИСПОЛЬЗОВАННЫХ
ИСТОЧНИКОВ
1. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник для втузов. М.: Машиностроение, 1987. – 352с.
2. Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. - 6-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1982. - 4.1, - 543 с.
3. Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х ч. - 6-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1982. - 4.2. - 448 с.
4. Нарышкина В.Н., Коросташевского Р.В. Подшипники качения: Справочник. - М.: Машиностроение, 1984. – 220 с.
5. Дунаев П.Ф., Лешков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – 4-е изд., перераб. и доп. М.: Высшая школа, 1985. – 416 с.
6. Шалин Р.Е. Авиационные детали: Справочник. М.: ОНТИ, 1985. - 628 с.