• RU
  • icon На проверке: 5
Меню

Расчет, выбор и обоснование посадок соединений

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет, выбор и обоснование посадок соединений

Состав проекта

icon
icon Рис. 1.1.dwg
icon Шлицевое соединение А4.cdw
icon рис 1.cdw
icon МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ.doc
icon ПОДШИПНИКИ А4.cdw
icon Рис. 1.1.pdf
icon Таблица 1.1.doc
icon рис 2.bak
icon Записка.doc
icon рис 2.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Рис. 1.1.dwg

Рис. 1.1.dwg
Инв.N подп. Взам. инв.N Инв.N дубл. и дата
Инв.N подп. Взам. инв.N Инв.N дубл.
ОК36084-III-Ст3пс ГОСТ16523-97
!GENTITLE-INSERT-EXT2
!GENTITLE-INSERT-EXT1
ГОСТ 30893.1-2002-m.
*Размер обеспеч. инстр.
Радиусы закруглений 1 2 мм.

icon Шлицевое соединение А4.cdw

Шлицевое соединение А4.cdw
Схемы и поля допусков
шлицевого соединения
D-8x56x65H7js6x10F8f8

icon рис 1.cdw

рис 1.cdw
Схема распложения полей допусков деталей
Эскизы соединения и его деталей

icon МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ.doc

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ
УЧЕРЕЖДЕНИЕ ОБРОЗОВАНИЯ
Белорусский государственный аграрный технический университет
Кафедра сопротивления материалов и деталей машин
«Метрология и стандартизация»
«Расчет выбор и обоснование посадок соединений»
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Курсовая работа по взаимозаменяемости стандартизации и техническим измерениям студента 4-го курса 11 зтс группы факультета «Технический сервис в АПК»
включает 24 страниц в том числе 6 рисунков 7 таблиц.
Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость допуск посадка зазор натяг стандартизация контроль измерение.
Представлены результаты выполнения четырёх заданий охватывающих основные разделы курса.
В задании 1 дан анализ допусков и посадок рассчитаны геометрические параметры гладкого цилиндрического соединения и выбраны средства измерения для контроля деталей в условиях мелкосерийного производства. Определены геометрические параметры шпоночных и шлицевых соединений.
В задании 2 на основании расчётов функциональных натягов выбрана посадка с натягом для зубчатого колеса.
В задании 3 на основании расчётов выбраны посадки для подшипников качения. Для заданных номинального диаметра соединения допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров и натягов в соединении выбрана посадка.
В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицы составлена и рассчитана методом максимума-минимума и вероятностным методом размерная цепь.

icon ПОДШИПНИКИ А4.cdw

ПОДШИПНИКИ А4.cdw
Схема расположения полей допусков
соединения. Обозначение посадок под-
шипник качения и предельных откло-

icon Таблица 1.1.doc

Таблица 1.1 - Посадки допуски и шероховатости для соединений и деталей расположенных на валу.
Соединение и посадка
Предельные отклонения мм
Поле допуска Td TD мм
Шероховатость Rа () мкм
Т (табл. 2.18 с.393 [1])
Т (табл. 2.40 с.443 [1])
Ступица зубчатого - колеса вал 63 H7к6 (c. 322 [1])
Внутреннее кольцо подшипника - вал 55L0js6 (см. п. 3)
Обеспечивает завод-изготовитель
5 (табл. 4.95 с. 296 [2])
Корпус - наружное кольцо подшипника 100H7l0 (см. п. 3)
Отверстие в корпусе - крышка подшипника 100H7d11 (c. 306 [1])
5 (табл. 4.95 с. 296 [1])
Втулка распорная - вал 55 D9js6 (c. 301 [1])
Выходной конец вала 48n6(c. 325 [1])

icon Записка.doc

ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ АНОЛОГИИ6
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений6
2 Выбор посадок для шпоночных соединения10
3 Выбор посадок для шлицевых соединений12
ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ14
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ16
РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ19
1 Расчёт линейной размерной цепи методом максимума-минимума19
2 Расчёт размерных цепей вероятностным методом21
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ24
Приобретение технических знаний навыков и опыта в области стандартизации норм точности - обязательная составляющая часть профессиональной подготовки инженера-механика.
Важнейшее свойство совокупности изделий - взаимозаменяемость в значительной мере определяет технико-экономический эффект получаемый при эксплуатации современных технических устройств.
Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем что она связывает в единое целое конструирование технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация объектом которой в машиностроении является точность взаимозаменяемость и технические измерения. Поэтому в курсовой работе подробно рассматриваются вопросы точности обработки основные виды погрешностей и причины их возникновения. Взаимозаменяемость деталей узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля. Не должно быть допусков проверка которых не обеспечена техническими измерениями поэтому состояние измерительной техники характеризует уровень и культуру производства.
Основной задачей стандартизации является непрерывное повышение качества изделий их способности удовлетворять возрастающие требования современного производства. Таким образом стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и удешевлению конструирования изготовления эксплуатации и ремонта машин.
Вот почему комплекс глубоких знаний и определенных навыков в области стандартизации норм точности является необходимой составной частью профессиональной подготовки инженера-механика.
ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ АНОЛОГИИ
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
1.1 Определяем необходимые конструктивные геометрические и силовые факторы.
1.1.1 Крутящий момент на тихоходном валу
= 9550=6367 Нм.(1.1)
1.1.2 Диаметр выходного конца вала:
где t =34 МПа – допускаемое условное напряжения при кручении при расчете диаметра входных и выходных концов вала (согласно заданию);
Принимаем диаметр выходного конца вала dв=48 мм под подшипники dп=55 мм под колесо dk=63 мм.
1.1.3 Делительный диаметр
1.1.4 Определяем силы действующие в зацеплении:
где a — угол зацепления в нормальном сечении a = 20°
Неуравновешенная составляющая от муфты
где - окружная сила передаваемая муфтой (так как в задании тип муфты не задан то принимаем фланцевую муфту)
D0=120 мм – диаметр окружности на которой расположены болты (табл. 17.4 с. 130 [3])
Строим расчетную схему быстроходного вала (рисунок 1.1).
Рисунок 1.1 - Расчетная схема тихоходного вала.
Определение реакций в плоскости z-y
Определение реакций в плоскости z-х:
-3777+7074-644-2653=0
Суммарные реакции в опорах
Так как диаметр вала под подшипники dп=55 мм то принимаем шариковые радиальные подшипники средней серии №211 (наружный диаметр D=100 мм ширина В=21 мм).
1.1.5 Параметры шпонок установленных на валу.
Рабочая длинна шпонки
где =60 100 МПа – допускаемые напряжения смятия (с. 48 [3])
d - диаметр вала мм;
h - высота шпонки мм;
t1 - заглубление шпонки в валу мм.
Рабочая длинна шпонки под зубчатое колесо
Длину шпонки определяем по формуле
l1=lр+b=505+18=685 мм (1.11)
где b=18 мм – ширина шпонки.
Принимаем l=70 мм (табл. 4.1 с. 58 [2]).
Рабочая длинна шпонки под полумуфту
l2=lр2+b=658+14=798 мм.
Принимаем l=80 мм (табл. 4.1 с. 58 [2]).
1.2 Определение посадок соединений на валу проводим на основании аналогичных соединений. Результаты сводим в табл. 1.1.
1.3 Выбор средств измерения
Выбираем приборы для измерения вала и отверстия удовлетворяющие условию
где – допускаемая погрешность измерения зависящая от допуска измеряемого изделия 6 (с.344);
ин – предельная погрешность средств измерения.
Таблица 1.2 - Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных средств измерения
Нутромер индикаторный с ценой деления отсчетного устройства 0001 мм 6 c.350
Используемое перемещение измеряемого стержня 0.1мм
Средства установки – конц. меры I класса
Режим температурный 3°С.
Скоба рычажная с ценой деления 0002мм
Настройка по конц. Мерам 3-го класса
Скоба при работе находится в стойке
Режим температурный 5°C.
2 Выбор посадок для шпоночных соединения
1 Принимаем для фиксации зубчатого колеса на тихоходном валу шпоночное призматическое соединение. Так как шпоночное соединение предназначено для передачи значительного по величине момента (dК=63 мм) и не требует частых разборок то применяем плотный вид шпоночного соединения.
2 Размеры элементов шпоночного соединения зависящие от диаметра вала стандартизованы ГОСТ 23360-70 (табл. 4.64 с. 235 [2]). Предельные отклонения размеров шпонки пазов вала и втулки принимаем по табл. 4.65 с. 237 [2]. Все выбранные данные для шпоночного соединения сводим в таблицу 1.3.
Таблица 1.3 - Размерные характеристики шпоночного соединения
Наименование размера
Номинальный размер мм
Предельное отклонение мм
Предельные размеры мм
Зазоры и натяги в соединении
Наименование сопряжения
3 Шероховатость поверхностей принимаем по табл. 2.66 с. 517 [2] в зависимости от наиболее экономически выгодных методов окончательной обработки:
- паз втулки Ra=32 мкм - протягивание чистовое;
- шпонка Ra=32 мкм – шлифование плоское получистовое;
- паз вала Ra=32 мкм - фрезерование чистовое концевой фрезой;
- несопрягаемые поверхности - Ra=125 мкм.
4 Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный в пределах которого находятся как отклонения ширины паза так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах запуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.
На заводах автотракторного сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят с помощью предельных калибров.
Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом.
Глубину паза вала t1 проверяют кольцевыми калибрами - глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.
При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения а при восстановлении желательно применять предельные калибры.
5 Строим схему расположения полей допусков деталей и эскизы шпоночного соединения (см. приложение).
3 Выбор посадок для шлицевых соединений
3.1 Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем зубьев.
Анализ конструкции показывает что шлицевое соединение будет неподвижное. Такие условия эксплуатации не предъявляют повышенные требования к совпадению геометрических осей. Поэтому применяем центрирование по наружному диаметру D (с. 251 [2]). По табл. 4.71 (2 с.250) определяем серию и раз мер b прямобочного шлицевого соединения. Условное обозначение выбранного шлицевого соединения
D-8x56х65H7js6x10F8f8
Проводим проверку зубьев шлицевого соединения на условие прочности из расчёта на смятие по формуле 8 с.75 2 ч.:
где Т – передаваемый вращающий момент Нмм;
SF – удельный суммарный статистический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала мм3мм(см. табл. 4.4 3с. 75);
[см]=110 МПа – допускаемое среднее давление из расчёта на смятие (табл. 4.10 [3])
Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по 2 с.253 табл.4.72. Поля допусков нецентрирующего диаметра - d выбираем по 2 с.253 табл.4.75. Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по 2 c.517 табл. 2.66. Результаты выбора посадок окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в табл. 1.4.
Таблица 1.4- Поля допусков и шероховатость деталей шлицевого соединения D-8x56х65H7js6x10F8f8
Ra 2 табл. 2.66с.517
Центрирующие параметры
Ширина впадины отверстия
Нецентрирующие параметры
3.3 Схема расположения полей допусков эскизы шлицевого соединения и его деталей приведены в приложении.
3.4 Шероховатости центрируемых и нецентрируемых поверхностей деталей шлицевого соединения назначены в зависимости от вида обработки и эксплуатационного назначения соединения представлены в таблице 1.4.
3.5 Контроль точности шлицевых соединений
Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения. Поэлементный контроль охватывает диаметры валов отверстий толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.
Допуски калибров для контроля шлицевых прямобочных соединений регламентированы ГОСТ 7951-80.
ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ
1.1 Минимальное удельное давления на сопряжённые поверхности деталей:
гдеТ — крутящий момент;
f — коэффициент трения f=01 (табл. 1.104 c. 223 [1])
1.2 Необходимый наименьший расчётный натяг:
гдеED Ed — модули упругости материалов втулки и вала (табл. 1.106 с. 335 [2]) принимаем ED = Ed = 2Па
CD Cd — коэффициенты Лямэ определяемые по формулам:
гдеmD md — коэффициенты Пуассона для материалов втулки и вала (табл. 1.106 с. 335 [2]) принимаем mD = md = 03;
d1=1.6d – диаметр втулки.
1.3 Наименьший функциональный натяг:
NminF = Nminp + U(2.6)
гдеU — поправка учитывающая снятие неровностей контактных поверхностей.
U = 5 (RaD + Rad)(2.7)
U = 5 (125 +08) = 1025 мкм
NminF = 6 + 1025 = 1625 мкм.
1.4 Максимальное допустимое предельное давление при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей:
sTD = Td = 353*106 Па
PдопD = 0.58*353*(1-11.62) = 125*106 Па
Pдопd = 0.58*353*(1-0) = 205*106 Па.
Чтобы в материалах вала и втулки не возникало пластических деформаций принимаем меньшее значение допускаемого давления
1.5 Наибольший расчётный натяг:
1.6 Наибольший функциональный натяг:
NmaxF = Nmaxp + U (2.11)
NmaxF =129+1025=13925 мкм.
1.7 По табл. 1.149 c. 156 [1] подбираем посадку удовлетворяющую условиям:
Посадка 63: Nmax=117 мкмNmaxF=13925 мкм
Nmin=57 мкм> NminF= 1625 мкм.
1.8 Натяг на запас при эксплуатации детали и натяг на технологический запас прочности
NЗ.С.= NmaxF- Nmax=13925-117=2225 мкм(2.12)
NЗ.Е.= Nmin - NminF=57-1625=4075 мкм.(2.13)
1.9 Коэффициент запаса прочности выбранной посадки
где ТN – допуск посадки
ТN= ТD+ Тd=30+30=60 мкм (2.14)
ТD и Тd – поля допусков вала и отверстия
Следовательно посадка выбрана правильно.
1.10 Схема расположения полей допусков эскизы шлицевого соединения и его деталей приведены в приложении.
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1. По табл. 4.88 с. 284 [2] и чертежу узла устанавливаем виды нагружения колец подшипника. В соответствии с заданным чертежом выбираем циркуляционный вид нагружения внутреннего кольца подшипника т.к. вращается вал и усилие передаётся всей поверхности кольца. Наружное кольцо испытывает местный вид нагружения.
2. Выбираем посадку для внутреннего кольца подшипника наиболее нагруженной опоры В по величине интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности
где R — радиальная реакция опоры на подшипнике;
b — рабочая ширина посадочного места
В — ширина подшипника мм;
r — загружение фаски кольца мм.
К1 - динамический коэффициент (при перегрузке 150 % умеренных толчках и вибрации К1=1);
К2 - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале К2=1) табл. 9.5 [2] с.238;
К3 - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками (при наличии осевой нагрузки на опору К3 =1 2 а при отсутствии осевой нагрузки Кз=1).
Заданным условиям соответствует поле допуска вала 55js6 (табл. 4.92 c. 287 [2]).
Тогда посадка для циркуляционно нагруженного кольца
3. Методом аналогии находим посадку для отверстия в корпусе 100H7 (табл. 4.89 c. 285 [2]) а посадка для местно-нагруженного кольца будет образована сочетанием полей допусков
4. Определяем зазоры и натяги в сопряжениях подшипникового узла
Сопряжение подшипник-вал:
Nmax = es – EI =0.0095-(-0.015)=0.0245 мм
Nmin = ei – ES =-00095-0=-00095 мм - зазор.
Сопряжение подшипник-корпус:
Smax = ES – ei = 0035-(-0015)=005 мм
Smin = EI- es=0-0= 0.
Средний зазор в сопряжении подшипник-вал
Результаты расчётов и выбора посадок подшипника сводим в табл.3.1.
Таблица 3.1 - Поля допусков колец подшипника качения вала и отверстия в корпусе
5. Производим расчёт начального радиального зазора:
где Gr — посадочный радиальный зазор мкм;
G — средний начальный радиальный зазор
G = 0.5 (Gmax–Gmin)=G = 05(28+8)=18 мкм(3.4)
Dd1 — диаметральная деформация дорожки качения кольца
Ne — действительный натяг в подшипнике
Ne = 0.85 Nmax= мкм(3.6)
d0 — приведённый диаметр.
Выбранная посадка обеспечивает посадочный зазор в подшипнике.
6. Принимаем шероховатость посадочных поверхностей вала и отверстия корпуса под подшипник не более Ra = 1.25 мкм шероховатость поверхностей заплечиков вала и отверстия Ra=2.5 мкм (табл. 4.95 с. 296 [1]).
7. Допуск цилиндричности не должен превышать четверти допуска посадочной поверхности (с. 14 [2])
- вал: Т =0.25Td=0.25*19=475 мкм принимаем Т =5 мкм
- отверстие Т =TD4=354=875 мкм принимаем Т =9 мкм.
8. Допуски соосности посадочных поверхностей
Т =4*2110=84 мм принимаем Т =8 мкм
Т =8*2110=168 мм принимаем Т =16 мкм.
где B=21 мм – ширина подшипника;
=4 - допуск соосности посадочной поверхности вала длиной В=10 мм в диаметральном выражении (табл. 103 [4])
=8 - допуск соосности посадочной поверхности корпуса длиной В=10 мм в диаметральном выражении (табл. 103 [4]).
РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ
1 Расчёт линейной размерной цепи методом максимума-минимума
1.1 Размерный анализ и построение схемы размерной цепи
Выявление составляющих звеньев цепи начинаем с правой границы замыкающего звена (рисунок 4.1а).
Рисунок 4.1 - Схема размерной цепи.
При этом производим запись характеризующую связь деталей через сборочные базы:
замыкающее звено (левая граница) – подшипник
подшипник – подшипник
подшипник – каток опорный (правая граница).
Строим схему размерной цепи (рисунок 3б).
Из схемы видно что составляющие звенья В1 (подшипник) и В2 (подшипник) – уменьшающие звенья а В3 (каток опорный) – звено увеличивающие.
1.2 Проверяем правильность принятых номинальных размеров составляющих звеньев:
гдеm — число увеличивающих составляющих звеньев;
n — число уменьшающих составляющих звеньев;
В3 – (В1+ В2)=58-28+28=2 мм.
1.3 Определяем среднее число единиц допуска размерной цепи с учётом известных допусков:
гдеn+m — число звеньев;
— сумма единиц допуска определяемых составляющих звеньев цепи мкм;
- сумма известных допусков составляющих звеньев (подшипник №124 d=120 мм В= 28 мм; D=180 мм) ТВ1 = ТВ2 = 02 мм;
Значения единиц допуска iВ3 = 186.
Полученное число единиц допуска соответствует квалитету JT15 (a=640) (табл. 1.8 c. 45 [3]).
Определим допуски на составляющие звенья по квалитету JT15 (табл. 1.8 c. 43 [1]):
Записываем номинальные размеры составляющих звеньев цепи с предельными отклонениями:
В1=28-02 мм В2=28-02 мм; В3=58±06 мм.
1.4 Так как в цепь входят три звена из которых два имеют стандартный допуск (подшипники) то в качестве корректирующего звена выбираем звено В3
Значит корректирующее звено имеет размеры: В1 = мм.
Результаты расчётов сводим в таблицу 4.1
Таблица 4.1 - Результаты расчёта размерной цепи
Звенья размерной цепи
Значение единицы допуска
предельные отклонения
1.5. Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев по основным формулам решения размерных цепей.
Во всех уравнениях допуски выдерживаются следовательно допуски и отклонения составляющих звеньев определены верно.
2 Расчёт размерных цепей вероятностным методом
2.1 Принимаем что рассеяние действительных размеров звеньев близко к нормальному закону распределения и допуск размера Т равен нулю рассеяния размеров w для каждого из звеньев цепи т.е. ТБi = wi и ТБD = wD отсюда коэффициент относительно i ai = aD = 0 (с. 37 табл. 4.2 [1]).
2.2 Находим значение коэффициента риска t зависящего от процента риска p (табл. 3.8 с.36 [1]). Принимаем ti=tD p=0.27%. В этом случае ti=tD=3.
2.3 Основываясь на допущениях среднее число единиц допуска размерной цепи определяем по формуле:
Полученное число единиц допуска соответствует квалитету JT15 (a=640) (табл. 1.8 c. 45 [1]).
Для составляющих звеньев цепи находим и назначаем допуски в 15-м квалитете (табл. 1.8 c. 43 [1]):
В качестве корректирующего звена выбираем каток Б3 так как два других звена цепи стандартные.
2.5 Определяем координаты середин полей допусков:
Ес(Б1)=-01 мм Ес(Б2)=-01 мм.
2.6 Определяем середину поля допуска корректирующего звена Б3 являющегося увеличивающим звеном:
2.7 Проверяем правильность найденной координаты середины поля допуска корректирующего звена:
=-02-(-01+(-01))=0 мм.
Таким образом координата середины поля допуска корректирующего звена Б3 определена правильно.
2.8 Определяем предельное отклонение корректирующего звена Б3:
Es (Б3) = Ec(Б3) + TБ32 =-02+ мм
Ei(Б3) = Ec (Б3) – TБ32 =-02- мм.
2.9 Проверяем правильность назначения составляющих звеньев:
Проверка показывает соответствие назначенных предельных отклонений составляющих звеньев заданным предельным отклонениям замыкающего звена. Результаты расчета размерной цепи сводим в таблицу 4.2.
Таблица 4.2 - Результаты расчёта размерной цепи
Вывод: вероятностный метод расчета размерной цепи позволяет назначить большие отклонения на ее звенья чем вероятностный.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
Мягков В.Д. Допуски и посадки [Текст]: справочник в 2-х ч. Мягков В.Д. [и др.]. – изд. 6-е перераб. и доп. – Ленинград: Машиностроение 1982. – 1 ч.
Мягков В.Д. Допуски и посадки [Текст]: справочник в 2-х ч. Мягков В.Д. [и др.]. – изд. 6-е перераб. и доп. – Ленинград: Машиностроение 1982. – 2 ч.
Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: Справочное пособиеА.В. Кузьмин и др. - Мн.: Вышэйшая школа 1986 - 208 с.
Козловский Н.С. Сборник примеров и задач по курсу «Основы стандартизации допуски посадки и технические измерения» [Текст]: учеб. пособие Н.С. Козловский В.М. Ключников. – Москва: Машиностроение 1983. – 304 с.: ил.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: учебное пособие А.Е. Шейнблит. – Москва: Высшая школа 1991. – 432 с.: ил.

icon рис 2.cdw

рис 2.cdw
Схема расположения полей
допусков на размер b и эскизы
соединения и его деталец
- поле допуска шпонки
- поле допуска паза вала
- поле допуска паза втулки

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 14 часов 15 минут
up Наверх