Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения

Определение угловой скорости и крутящего момента на валу. Расчет переходной посадки. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала. Метод полной взаимозаменяемости.

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 поверхностей:

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.