Инженерные методы расчета и назначения геометрических показателей качества деталей

Инженерные методы расчета и назначения геометрических показателей качества деталей

Введение

Цель курсовой работы - обучение инженерным методам расчета и назначения геометрических показателей качества деталей и обозначению их в технической документации.

При выполнении работы изучаются и используются основные нормативно-технические документы (ГОСТ, стандарты ЕСКД) и методики по расчету и назначению допусков и посадок типовых соединений деталей машин. В расчетах используется система единиц СИ.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Произвести расчет курсового проекта согласно исходных данных.

Исходные данные (рис. 1): шестерня 8 свободно вращается на валу 2 при отключенной полумуфте 7. При включении кулачковой полумуфты 7 вращение от шестерни 8 передается шлицевому валу 2, вращающемуся в подшипниках 5 и 11, и шестерне 6.

. Исходные данные для расчета посадки с натягом, сопряжение деталей 8 - 9.

Примечание. Материал детали 9: БрОФ10-1; μ=0,33; Е=0,9·105 МПа; σТ=200 МПа.

Материал детали 8: Сталь 40Х; μ=0,30; Е=2·105 МПа; σТ=800 МПа. Запрессовка механическая со смазкой; k1 =0,2; k2 =0,6; tpD = tpd = t.

. Исходные данные для расчета переходной посадки, сопряжение деталей 12 - 13.

. Исходные данные для расчета посадки с зазором, сопряжение деталей 2 - 9.

4. Исходные данные для выбора посадок шарикоподшипника 5 с валом 2 и стаканом 3.

. Параметры размерной цепи.

Примечание.

Нижнее предельное отклонение ширины подшипников качения EiA1= EiA5= - 0,12 мм.

. Сопрягаемые детали для деталировки.

Рис. 1 - Узел к заданию: 1-крышка; 2-шлицевой вал; 3-стакан; 4-корпус; 5-шарикоподшипник; 6-шестерня; 7-кулачковая полумуфта; 8-шестерня; 9- втулка; 10 - распорная втулка; 11-шарикоподшипник; 12-корпус; 13-стакан; 14-крышка

1. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения с учетом поправок и в зависимости от вида нагружения рассчитывается по формуле при нагружении крутящим моментом (Мк)

 (1)

где индексы D и d относятся к деталям типа отверстия и вала;

 (2)

 (3)

m- коэффициент Пуассона;

E - модуль упругости; - длина соединения;,d1- наружный и внутренний диаметры деталей типа вала (для сплошного вала d1 =0);- наружный диаметр детали типа отверстия;- коэффициент трения, зависящий от направления смещения деталей, их материала, шероховатости, принятой технологии сборки и т.д.;- поправка, учитывающая смятие неровностей посадочных поверхностей деталей при сборке

1+(55/120)²

СD= ――――- +0,3=1,8

-(55/120)²

+(45/55)²= ----- -0,33 = 4,71

-(45/55)²

 (4)

при расчете принять, что Rz » 4×Ra ,k2- коэффициенты, учитывающие смятие неровностей=2*(0,2*4*0,63+ 0,6*4*1,25) =7,008 мкмпоправка, учитывающая различие температур сборки и работы, а также различие коэффициентов линейного расширения деталей=0 мкм- поправка, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил (имеет значение только для крупных деталей с диаметрами порядка 500мм, большими массами и скоростями.)= 0 мкм= [6000*(1.8/200000+4,71/90000)/(3,14*0,17*45*55]+7,008=62мкм

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей по формуле

, (5)

где pдоп - меньшее из допускаемых давлений на посадочных поверхностях деталей, при котором отсутствует пластическая деформация;

- для детали типа отверстия,

- для детали типа вала; (6)

σТ - предел текучести материала деталей при растяжении.

Рдоп ≤ 0,58*800*[1-(55/120)²] = 367Мпа

Рдоп ≤ 0,58*200*[1-(45/55)²] = 38,4 Мпа

Рдоп = 38,4Мпа;F = 38,4*55*(1,8/200*10³ + 4,71/90*10³) = 129 мкм

Наибольший NmaxF и наименьший NminF функциональные (расчетные) натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный ТNF, конструкторский TNк и эксплуатационный TNэ допуски посадки:

ТNF= NmaxF - NminF, (7)к= ТNF - TNэ, (8)э=30% ТNF. (9)

ТNF =129- 62= 67мкм

ТNЭ = 0,3*67 = 20,1мкм= 67 -17,7 = 49,3 мкм

Так как TNк=TD+Td, то, в первом приближении, допуск отверстия

  (10)

= 0,5*49,3 = 24,65 мкм

Этот допуск отверстия получен в предположении, что отверстие и вал данного соединения изготовляются по одному квалитету. При подборе посадки допуск отверстия может быть несколько изменен, так как в посадках, рекомендованных ГОСТ 25347-82, отверстие и вал могут изготавливаться по разным квалитетам. Однако в любом случае допуск посадки не должен значительно отличаться от рассчитанного допуска посадки.

По величине допуска отверстия и его номинальному диаметру выбирается квалитет отверстия по табл. 1.8 [2] (ГОСТ 25346-82) и подбирается посадка по табл. 1.49 [2] (ГОСТ 25347-82) из числа рекомендованных.

Выбираем по табл 1.8 [2] 7 квалитет.

По табл 1.49 [2] выбираем посадку ( единственная, которую можно выбрать из таблицы по полученным значениям натягов).

H7/u7= 117мкм, Nmin = 57мкм,

Она должна обеспечивать запас прочности деталей при сборке Nзс:

зс = NmaxF - Nmax, (11)

запас прочности соединения при эксплуатации Nзэ:

и удовлетворяющая условиям: 1) Nзэ> Nзс 2) Nзэ ® maxзс =129-117 = 12мкм,зэ = 57-62 = -15 мкм.

Условие (1) не выполняется следовательно посадку выбираем по стандартным полям допусков  выбираем посадку 55H7/v6

ES = +30мкм EI = 0 мкм= +121 мкм ei = +102 мкм = 121-0=121 мкм, Nmin = 102-30=72 мкмзс = 129-121 = 8мкм, Nзэ = 72-62 = 10мкм

Оба условия выполняются, следовательно, оставляем посадку 55H7/v6

2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ

Выбор переходных посадок определяется точностью центрирования и легкостью сборки и разборки соединения. Для создания запаса точности, для компенсации погрешностей формы и расположения поверхностей сопрягаемых деталей, смятия деталей, а также износа деталей при повторных сборках наибольший допустимый зазор необходимо определять по формуле

 (13)

где Fr - допустимое радиальное биение детали типа отверстия;Т - коэффициент запаса точности.расч = 80/2 = 40 мкм

При подборе переходной посадки по ГОСТ 25347-82 для обеспечения оптимальности посадки следует соблюдать условия:

) посадка должна быть предпочтительной и иметь S max ≤ S max.расч

) из всех посадок, отвечающих условию (1), по табл. 1.48 [2] выбирается посадка, у которой Nmax имеет наименьшее значение.

Выбираем посадку 112 H7/js6, которая удовлетворяет обоим условиям.

Определим необходимые для расчетов и построений наибольшие и наименьшие предельные отклонения (по табл. 1.27-1.30), а также допуск отверстия и допуск вала по формулам

TD = ES-EI Td = es-ei (14)

= +35мкм EI = 0мкм= +11мкм ei = -11мкм= 35-0 = 35мкм, Td = 11+11 = 22мкм

В выбранной посадке нужно оценить вероятность получения зазоров и натягов по следующей методике:

. Предположить, что рассеяние размеров отверстия и вала подчиняется закону нормального распределения и допуск деталей равен величине поля рассеяния, т.е. T=6σ

2. Рассчитать σD, σd и σ по формулам:

   (15)

где σD, σd и σ - среднее квадратическое отклонение деталей типа отверстия, вала и посадки соответственно.

σD = 35/6 = 5,8 мкм

σd = 22/6 = 3,7мкм

σ = √5,8²+3,7² = 6,9мкм

. Определить величину среднего зазора Sm = (Smax+Smin)/2.= 35+11 = 46мкм =0-11 = -11мкм= (46-11)/2 = 17,5мкм

. Определить значение Z, соответствующее найденному Sm:

 (16)

= 17,5/6,9 = 2.5

. По табл. 1.1 [2] значений функций Лапласа определить Ф(Z).

Ф(-2,5 ) = 0,4938

. Определить вероятность получения зазоров и натягов (в процентах):

  (17)

= (0,5+0,4938)*100 = 99,38%,= 100-99,38 = 0,62%.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ

Для подвижных соединений, которые должны работать в условиях жидкостного трения, т.е. подшипников скольжения, зазоры рассчитываются на основе гидродинамической теории трения.

Основными эксплуатационными характеристиками подшипников скольжения являются: а) максимальная надежность по толщине масляного слоя; б) точность центрирования; в) долговечность работы.

Жидкостное трение создается в определенном диапазоне зазоров, ограниченном наименьшим Smin и наибольшим Smax функциональными зазорами, которым соответствует величина масляного слоя hmin. При эксплуатации подшипника с первоначальным зазором SminF, вследствие увеличения зазора из-за износа сопрягаемых деталей, толщина масляного слоя будет вначале возрастать, а затем снижаться, вплоть до его разрыва при SmaxF и прекращения режима жидкостного трения. Чтобы масляный слой не имел разрывов, вызванных шероховатостью сопрягаемых поверхностей, его минимальная толщина hmin должна быть не менее суммы величин микронеровностей сопрягаемых поверхностей

³ k жт [(RaD+ Rad)4+ Δ] (18)

где k жт - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;Rad - среднее арифметическое отклонение профиля поверхностей втулки и вала, мкм;

Δ - добавка, учитывающая отклонение реальных параметров от расчетных (Δ = 2 мкм).≥ 4[(1,25+1,0)*4+2] = 44мкм

Безразмерная величина А h, зависящая от относительного эксцентриситета c и отношения l/d, рассчитывается по формуле

 (19)

где μ - динамическая вязкость масла, Па×с; - частота вращения вала, с -1;

Р=R/(l·d) - среднее удельное давление, Па; - радиальная нагрузка, Н;, d - соответственно длина подшипника и его номинальный диаметр, м.= 700/(45*45) = 0.35МПа= 2*44/(45*√0,021*325/0.35) = 0,44

Поскольку величина Аh зависит в свою очередь от относительного эксцентриситета и отношения l/d, то по табл. 1.98 [2] при заданном l/d, применяя линейную интерполяцию, можно определить значения минимального cmin и максимального cmax относительных эксцентриситетов, при которых толщина масляного слоя равна hmin. Относительный эксцентриситет cmin должен быть не меньше 0,3, так как при значениях cmin<0,3 создается неустойчивый режим работы подшипника и могут возникнуть автоколебания вала./d = 45/45 =1

cmax = 0,627

По найденным значениям cmin и cmax рассчитываются наименьший и наибольший допускаемые функциональные зазоры

  (20)

= 2*44/(1-0,627) = 235,9мкм

Так как величина cmin получается меньше 0,3, то по табл. 1.98 определяем значение Ах при заданном l/d и c=0,3, а величину SminF рассчитываем по формуле

 (21)

Ах = 0,438= 2,857*44*0,438/0,44 = 125,1мкм

Поскольку для обеспечения жидкостного трения необходимо соблюдение условия h ≥ hmin, то условия подбора посадки с учетом износа и шероховатости поверхностей деталей должны быть следующими:

) Smin ≥SminF; (22)

)Smax < SmaxF - 8(RaD+Rad) (23)

≥ 125,1мкм< 235,9-8(1,25+01,0) = 217,9мкм

Выбираем посадку по таблице 1,47 [2] 45H7/с8 (единственная посадка удовлетворяющая полученным данным)

Для неё верхнее и нижнее предельные отклонения будут равны = +25мкм EI = 0мкм= -130мкм ei = -169мкм

По формуле (14) находим TD и Td = 25-0 = 25мкм= -130-(-169) = 39мкм

Для подобранной посадки необходимо рассчитать коэффициент запаса

точности kT, а также общий запас зазора Sз, состоящий из запаса на износ Sи и запаса на минимальную толщину масляного слоя Shmin:

 (24)з = Sи + Shmin =(SmaxF - SminF)-(TD+Td). (25)

= (235.9-125.1)/(25+39) = 1,7З = (235.9-125.1)-(25+39) = 46.8

4. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

При выполнении курсовой работы рекомендуется использовать подшипники 6-го класса точности (ГОСТ 520-71) средней серии (ГОСТ 8338-75). Выбираем подшипник №307(ГОСТ 8338-75). Для него d=45мм, D=75мм, B=16мм, r=1,5мм.

Исходя из условий работы подшипников (см. чертеж, приведенный в соответствующем задании), направления и характера действующей на подшипник нагрузки (умеренные толчки и вибрация) устанавливается вид нагружения внутреннего и наружного колец [1;2].

Рекомендуемые посадки подшипников качения на вал и отверстие корпуса в зависимости от вида нагружения колец и класса точности подшипника указаны в ГОСТ 3325-85 [1].

При местном нагружении и нормальном режиме работы для большинства подшипников общего машиностроения из всех рекомендуемых посадок следует предпочесть посадку данного кольца с наименьшим зазором.

При циркуляционном нагружении выбор конкретного поля допуска детали производится по интенсивности радиальной нагрузки по табл. 4.82 [2]

рr = FR k1 k2 k3 / b, (26)

где FR - радиальная реакция опоры на подшипник, кН;- рабочая ширина посадочного места, м;=B-2r, - ширина подшипника; - радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника;= 16-2*1,5 = 13мм- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при умеренных толчках и вибрации k1 = 1);- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале k2=1) [2];- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами тел качения при наличии осевой нагрузки Fa на опору. Для однорядных радиальных подшипников k3=1= 30*1*1*1/0,013 = 2308 кН/м

 (27)

где σp - допускаемое напряжение на растяжение, Па (для подшипниковой стали σp»400 МПа );(или D) - диаметр соответствующего кольца подшипника, м;- коэффициент, принимаемый для подшипников средней серии равным 2,3.

Для внутреннего кольцадоп = 11,4*2,3*400*45/[(2*2,3-2)*1000] = 181,5 мкм

Для наружного кольцадоп = 11,4*2,3*400*75/[(2*2,3-2)*1000] = 302,5 мкм

При определении Nmax предельные отклонения на диаметр соответствующего кольца подшипника следует взять для dm или Dm [1;2].

По полученным данным выбираем посадку для внутреннего и наружного кольца подшипника

Внутреннее: посадка 45L6/n6 (ES = 0мкм,EI = -10мкм, es = +33мкм, ei=+17мкм).= 33+10 = 43мкм

Наружные: посадка 75Js7/l6 (ES=+30мкм, EI = 0мкм, es = 0мкм, ei = -11мкм).= -11+0 =-11мкм

Условие Nmax≤ Nmax выполняется, следовательно посадки выбраны правильно.

Чертим схему расположения полей допусков для подшипника.

5. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

При проектном расчете размерной цепи ставится задача определения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев цепи по заданным номинальным размерам всех звеньев и предельным отклонениям замыкающего звена АD.

При полной взаимозаменяемости решение такого рода задачи методом максимума-минимума способом назначения допусков одного квалитета содержит следующие этапы:

. Выявление составляющих звеньев размерной цепи (увеличивающих и уменьшающих).

. Составление графической схемы размерной цепи.

. Определение среднего количества единиц допуска am по формуле

и назначение по нему квалитета составляющих звеньев по табл. 2 и 3. Если размерная цепь содержит стандартные детали, например подшипники, то при определении am числитель расчетной формулы должен быть уменьшен на величины допусков стандартных деталей, а в знаменателе не учитываются единицы допуска, соответствующие их номинальным размерам.

. Назначение компенсирующего звена Aк из числа уменьшающих, а также допусков TAj составляющих звеньев, кроме компенсирующего, по выбранному квалитету и табл. 1.8 [2].

. Выбор знаков предельных отклонений составляющих звеньев, кроме компенсирующего. Для охватывающих составляющих звеньев назначают предельные отклонения как для основного отверстия (EI=0), для охватываемых - как для основного вала (es=0) и для смешанных (ступенчатых) - симметричные отклонения (±TAj /2).

. Расчет предельных отклонений компенсирующего звена по формулам:

;

.

7. Выбор стандартного поля допуска компенсирующего звена по табл. 1.8 и 1.9 [2].

. Проверка решения по уравнениям (формулы [2]) для наибольшего и наименьшего значений замыкающего звена - полученные значения предельных размеров замыкающего звена не должны выходить за заданные., A8, A9 - увеличивающие звенья , A2, A3, A4, A4, A5, A6, A10 - уменьшающие звенья

Находим среднее количество единиц допуска

аm = (590+310-120-120)/(2*1,31+2,17+4*0,73+2,89) = 62,26

По найденному значению назначаем 10 квалитет.

А4 - компенсирующее звено

Назначим допуски остальных звеньев

А1 = 19

А2 = 25 ТА2 = 0,084 25(-0,084)

А3 = 45 ТА3 = 0,1 25(-0,1)

А4 = 80 ТА4 = 0,12

А5 = 19

А6 = 6 ТА6 = 0,048 6(±0,024)

А7 = 6 ТА7 = 0,048 6(-0,048)

А8 = 188 ТА8 = 0,185 188(-0,185)

А9 = 6 ТА9 = 0,048 6(-0,048)

А10=5 ТА10=0,048 5(±0,024)(Aк) = (-0,048-0,185-0,048)-(0,024+0,024)+0,31 = -0,019(Aк) = 0-(-0,084-0,084-0,024-0,024-0,12-0,12)-0,59 = -0,35

ТAк=350+19=369=87 es = -0,036 ei = -0,123

Проверка:

Dmax =

ADmin =

узел подшипник зазор соединение

ADmax (6+188+6)-(18,88+24,916+24,916+5,976+4,976+18,88+99,877) = 1,579ммDmin = (5,952+187,815+5,952)-(19+25+25+99,964+19+6,024+5,024 = 0,707мм

дано AD = 1(-0,31+0,59) получилось AD =1(-0,293 0,579)

Условие проверки выполняется.

При неполной взаимозаменяемости учитывают явление рассеяния и вероятность различных сочетаний отклонений составляющих звеньев. Решение теоретико-вероятностным методом и способом назначения допусков одного квалитета содержит следующие этапы:

. Составление графической схемы цепи и выявление увеличивающих и уменьшающих звеньев.

. Выбор предполагаемого закона распределения размеров замыкающего звена, определение допустимого процента риска и соответствующего значения коэффициента t. Рассеяние размеров замыкающего звена наиболее часто подчиняется нормальному закону распределения, при котором 99,73% размеров этого звена заключено в пределах поля допуска ТАΔ. Таким образом, риск составляет при этом P=0,27% и t=3. Если для каких-либо конкретных условий допустим иной процент риска, то значения коэффициента t выбирают по табл.1. Коэффициент относительной асимметрии замыкающего звена aD для данных условий можно принять равным нулю и в дальнейших расчетах не учитывать.

. Выбор предполагаемого закона распределения размеров составляющих звеньев при изготовлении деталей и установление соответствующего значения коэффициента относительного рассеяния λj.

Коэффициент λj зависит от конкретных условий производства, масштаба выпуска деталей и особенностей технологического процесса. Так как в данном случае эти условия не известны, то можно принять:

 - считая, что имеет место нормальный закон распределения;

Коэффициенты относительной асимметрии составляющих звеньев aj для данных условий можно принять равными нулю и в дальнейших расчетах не учитывать.

. Определение среднего количества единиц допуска составляющих звеньев по формуле (с учетом замечаний в п.З предыдущего расчета)

 (28)

где TАΔ - допуск замыкающего звена, мкм; - единица допуска j-того составляющего звена (табл. 2); общее число звеньев в цепи.

. Сопоставление расчетного значения am со значением a, установленным стандартом (табл. 3), и назначение квалитета составляющих звеньев.

Таблица 1

Таблица 2

. Назначение компенсирующего звена Aк из числа уменьшающих, а также допусков TAj составляющих звеньев, кроме компенсирующего, по выбранному квалитету и табл. 1. [2].

. Выбор знаков предельных отклонений составляющих звеньев, кроме компенсирующего. Для охватывающих составляющих звеньев назначают предельные отклонения как для основного отверстия (EI=0), для охватываемых - как для основного вала (es=0) и для смешанных (ступенчатых) - симметричные отклонения (±TAj /2).

. Определение допуска компенсирующего звена ТAк по формуле

. (29)

. Определение координаты середины поля допуска компенсирующего звена Ес (Ак) по формуле

, (30)

где n- число увеличивающих, р - число уменьшающих размеров.

. Расчет предельных отклонений компенсирующего звена по формулам:

 (31)

 (32)

11. Выбор стандартного поля допуска компенсирующего звена по табл. 1.8 и 1.9 [2].

аm = (900-120-120)/3√(1/3)²*( 2*1,31²+4*0,73²+2,17² +2,89² = 458,796

Назначаем 12 квалитет

А4 - компенсирующее звено.

Назначим допуски остальных звеньев

А2 = 25 ТА2 = 0,21 25(-0,21)

А3 = 25 ТА3 =0,21 25(-0,21)

А6 = 6 ТА6 =0,12 6(±0,06)

А7 = 6 ТА7 = 0,12 6(-0,12)

А8 = 188 ТА8 =0,46 188(-0,46)

А9 = 6 ТА9 =0,12 6(-0,12)

А10 = 5 ТА10 = 0,12 5(±0,06)

ТА4 = 3√ 900²/9 - (2*210²+5*120²+460²)/3² = 331,967(Ak) = (-60-230-60)-(-105-105-60-60)-140 =-160мкм (Ak) =-160+661,967/2 = 170,983 мкм(Ak) = -160-661,967/2 = -490,983 мкм=540 es = +160 мкм, ei = -380 мкм

Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом максимума-минимума, при котором допуск замыкающего размера определяют арифметическим сложением допусков составляющих размеров. Метод расчета на максимум-минимум, учитывающий только предельные отклонения звеньев размерной цепи и самые неблагоприятные их сочетания, обеспечивает заданную точность сборки без подгонки (подбора) деталей.

При выводе формул для расчета размерных цепей методом максимума-минимума предполагали, что в процессе обработки или сборки возможно одновременное сочетание наибольших увеличивающих и наименьших уменьшающих размеров или обратное их сочетание. Любое из этих сочетаний позволяет обеспечить наименьшую точность замыкающего звена, но они мало вероятны, так как отклонения размеров в основном группируются около середины поля допуска и соединения деталей с такими отклонениями встречаются наиболее часто. Если допустить ничтожно малую вероятность (например 0,27%) несоблюдения предельных значений замыкающего размера, можно значительно расширить допуски составляющих размеров и тем самым снизить себестоимость изготовления деталей. На этих положениях и основан теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей.

В данной курсовой работе мы получили различные поля допусков при расчете размерных цепей. Видим, что более точным является метод максимума-минимума, обеспечивающий полную взаимозаменяемость. Это видно из полученных допусков на составляющие звенья, т.е. чем меньше квалитет, тем точнее будет изготовлена деталь. Расчетные и теоретические значения полученные методом максимума-минимума расходятся меньше, чем в теоретико-вероятностном методе. А также полученные значения двумя методами значительно отличаются друг от друга, что свидетельствует о различии этих двух методов.

Выводы

В процессе выполнения курсовой работы обучились инженерным методам расчета и назначения геометрических показателей качества деталей и обозначению их в технической документации.

При выполнении работы изучили и использовали основные нормативно-технические документы (ГОСТ, стандарты ЕСКД) и методики по расчету и назначению допусков и посадок типовых соединений деталей машин. В расчетах использовали систему единиц СИ.

Литература

1. Белкин И.М. Допуски и посадки (Основные нормы взаимозаменяемости). М: Машиностроение, 1992.

. Допуски и посадки: Справочник. / Под ред. В.Д. Мягкова. - Л.: Машиностроение, 1978 или 1982.