регистрация / вход

Назначение посадок гладких цилиндрических сопряжений, подшипников качения, шпоночных соединений,

Министерство Образования Российской Федерации Самарский Государственный Аэрокосмический Университет имени академика С. П. Королёва. Кафедра производства летательных аппаратов и управления качеством в машиностроении

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, A14 -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 =dmin1 - H1 /2

НЕmin =65,002+0-0.0025=65,9995мм

Наибольший размер непроходного нового калибра-скобы равен:

НЕmax =dmin1 +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.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий