Учебная работа. Курсовая работа: Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения

Учебная работа. Курсовая работа: Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения

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

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

внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C0

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.