Расчет и выбор посадок и допусков

Курсовая  работа содержит пояснительную записку на 34 листах. включающую 36 рисунков,   3 литературных источника.

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, ПОСАДКА, СХЕМА ПОЛЕЙ ДОПУСКОВ (СПД), ЗАЗОР, НАТЯГ, КАЛИБР-ПРОБКА, КАЛИБР-СКОБА, ПОДШИПНИК, ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ, РЕЗЬБОВОЕ  СОЕДИНЕНИЕ, ШПОНКА.

Цель  работы - создать теоретическую базу расчета и проектирования основных конструктивных элементов машиностроения.

В процессе работы проводились расчеты  на определение посадок для соединения, вероятностные характеристики переходной посадки, выбор посадки для колец  подшипника, метода центрирования и  выбора посадки шлицевого соединения, степени точности и контролируемых параметров зубчатой пары, размерной  цепи, основных размеров и предельных отклонений резьбового соединения, вида шпоночного соединения. Были построены  схемы полей допусков, нарисованы эскизы некоторых соединений и чертеж зубчатого колеса.

Данная теоретическая база должна помочь в дальнейших курсовых проектах по деталям машин и другим предметам, а также в дипломе и в  жизни в целом.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  Введение                                                      5

1. Номинальные размеры, допуски, предельные и действительные размеры              6
2. Единая система допусков и посадок для типовых соединений деталей                      9

3. Гладкие цилиндрические соединения. Посадки с зазором           13          

4. Гладкие цилиндрические соединения. Посадки с гарантированным натягом          16
5. Гладкие цилиндрические соединения Посадки переходные       20
6. Подипники качения           25
7. Шлицевые прямобочные соединения         29

8. Геометрическая точность деталей        33

Заключение                                                    35

Список  литературы                                               36

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Курсовая работа включает в себя решение задач по темам:

1. Номинальные размеры;
2. Допуски и посадки;
3. Гладкие цилиндрические соединения;
4. Подшипники качения;
5. Шлицевые прямобочные соединения;
6. Геометрическая точность.

 

Целью решения задач является более  глубокое усвоение основных теоретических  положений и приобретение навыков  по выбору посадок для различного соединения деталей в зависимости  от их технического назначения (резьбовые, шпоночные и другие соединения), по составлению и решению размерных  цепей, а также совершенствование  навыков поиска и использования  нормативных документов и табличных  данных.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Номинальные размеры, допуски, предельные и действительные размеры.

Требуется построить схемы полей  допусков (СПД) вала и отверстия для  всех трех соединений и определить предельные размеры вала и отверстия, до- пуски размеров, наибольший и наименьший зазоры в соединениях, допуски по- садок.

Эскиз втулки.

Даны семь сопряжений типа вал-втулка (отверстие) :

 

По заданию поле допуска лежит  между 11-м и 12-м квалитетом принимаем 11 квалитет. Размер не по стандарту

=115 J(s)11.

 

 

 

=F8

 

 

 

 

= H6

 

 

 

=P8

 

 

 

 

=130s8

 

 

=125 h6

 

 

 

 

=e8

 

2. Единая система допусков и посадок для типовых соединений деталей.

 

Посадки, т. е. сочетания полей допусков валов и отверстий, назнача- ются в системе отверстия и в системе вала. Обозначение посадок состоит из указания полей допусков в числителе и знаменателе простой дроби. При этом, поле допуска отверстия (охватывающей поверхности) всегда про- ставляется в числителе, а поле допуска вала (охватываемой поверхности) – в знаменателе, например: или , или . В посадках могут сочетаться поля допусков отверстия и вала одина- ковых или разных квалитетов. При назначении посадок рекомендуется отдавать предпочтение сис- теме отверстия.

• Прямая задача. Дано 3 варианта задачи :

 

Выполненная посадка назначена  в системе отверстия H. Основной вал вал – d отверстие по 8-му квалитету, а вал по 9-му квалитету .

Допуск отверстия TD по 8-му квалитету и допуск Td вала по 9-му квалитету D(d)=315:

IT8=81; IT9=130; TS=TN=TD+Td=IT8+IT9=81+130=211 мкм

Определяем предельные отклонения по таблицам из методического пособия:

Отверстие:

ES=EI+IT8=0+81=81мкм=0,081мм

EI=0

Вал:

es=-190

ei=es-IT9=-190-(130)=-320мкм=0,32мм

Находим предельные размеры отверстия  и вала:

Dmax=D+ES=315+0,081=315,081мм

Dmin=D+EI=315+0,000=315мм

dmax=d+es=315+(-0,19)=314,81мм

dmin=d+ei=315+(-0,32)=314,68мм

 

 

Выполненная посадка назначена  в системе отверстия H. Основной вал вал – d отверстие по 7-му квалитету, а вал по 6-му квалитету .

Допуск отверстия TD по 7-му квалитету и допуск Td вала по 6-му квалитету D(d)=355:

IT7=57; IT6=36; TS=TN=TD+Td=IT7+IT6=57+36=93 мкм

Определяем предельные отклонения по таблицам из методического пособия:

Отверстие:

ES=EI+IT7=0+57=57мкм=0,057мм

EI=0

Вал:

es=ei+it6=0+36=36мкм=0,036мм

ei=0мм

Находим предельные размеры отверстия  и вала:

Dmax=D+ES=355+0,057=315,057мм

Dmin=D+EI=355+0,000=315,000мм

dmax=d+es=355+0,036=314,036мм

dmin=d+ei=355+0,000=355,000мм

 

 

 

 

Выполненная посадка назначена  в системе отверстия H. Основной вал вал – d отверстие по 7-му квалитету, а вал по 6-му квалитету .

Допуск отверстия TD по 7-му квалитету и допуск Td вала по 6-му квалитету D(d)=400:

IT7=57; IT6=36; TS=TN=TD+Td=IT7+IT6=57+36=93 мкм

Определяем предельные отклонения по таблицам из методического пособия:

Отверстие:

ES=EI+IT7=0+57=57мкм=0,057мм

EI=0

Вал:

es=ei+it6=208+36=244мкм=0,244мм

ei=208мкм=0,208мм

Находим предельные размеры отверстия  и вала:

Dmax=D+ES=400+0,057=400,057мм

Dmin=D+EI=400+0,000=400,000мм

dmax=d+es=400+0,208=400,208мм

dmin=d+ei=400+0,244=400,244мм

 

• Обратная задача

 

Строим СПД деталей и обозначим  предельные отклонения отверстия и  вала.

 

Определяем допуски вала и отверстия:

TD=ES-EI=44-(+15)=29мкм

Td=es=20мкм

Оределяем размер квалитетов:

Отверстие :IT6=29мкм ; Вал : IT5=20мкм

Допуск посадки TS=Smax-Smin=79-15=64мкм

 

Определяем буквенное обозначение:

Для отверстия – G6 ; Для вала – g5 и будет обозначаться 

Предельные размеры отверстия  и вала определены по формулам приведенным в пункте 1.5 и проставлены на СПД.

 

3. Гладкие цилиндрические соединения. Посадки с зазором.

Посадки с зазором предназначены  для подвижных и неподвижных соединений деталей. В неподвижных соединениях посадки с зазором применяются для обеспечения свободной сборки деталей. Их относительная неподвижность обеспечивается креплением ступицы к валу винтами, болтами, штифтами, кольцами и др. Выбор посадки в этом случае производится таким образом, чтобы наименьший зазор обеспечивал компенсацию отклонений формы и расположения сопрягаемых поверхностей, а также свободное вхождение одной детали (вала) в другую (отверстие в ступице). В подвижных соединениях зазор служит для обеспечения свободы перемещения, компенсации отклонения формы и расположения поверхностей, погрешности сборки и температурных деформаций, а также для размещения слоя смазки в подшипниках скольжения. ЕСДП рекомендуется 40 посадок в системе отверстия и 39 посадок в системе вала. Величина зазора в этих посадках изменяется в очень широких пределах. 

Дано шесть вариантов задачи :

 

Допуск TD по 11 квалитету ,а Td по 10. IT11=220; IT10=130

EI=0; ES=EI+IT=0+220=220мкм=0,22мм

es=0; ei=es-it10=0-140=-140мм=-0,14мм

Dmax=110,22; Dmin=110,000

dmax=110,000; dmin=109,86

Smax=360; Smin=0; Sср=160

Плотная посадка ,обеспечивается минимальным зазором Smin=0,скользящая,исользуется для легкоразъемных неподвижных соединений при частой разброке, для относительно грубо центрированных неподвижный соединений ,для неподвижных шарниров.

 

Допуск TD по 6 квалитету ,а Td по 6. IT6=19; IT6=19

EI=0; ES=EI+IT=0+19=19мкм=0,019мм

es=-10; ei=es-it6=-10-19=-29мм=-0,029мм

Dmax=55,19; Dmin=55,000

dmax=54,99; dmin=54,971

Smax=48; Smin=10; Sср=29

Небольшой зазор. Обеспечивает взаимное осевое перемещение сопряженных  деталей при сохраноости высокой точности центрирования.

 

Допуск TD по 9 квалитету ,а Td по 8. IT9=62; IT8=39

EI=0; ES=EI+IT=0+62=62мкм=0,062мм

es=0; ei=es-it=0-39=-39мм=-0,039мм

Dmax=41,062; Dmin=41,000

dmax=41,000; dmin=40,961

Smax=101; Smin=0; Sср=50,5

Применяется для неподвижно закрепленных деталей при неысоких требования к точности механизмов, небольших нагрузках и не необходимыми обеспечить легкую сборку. Невысокие требования к точности центрирования.

 

Допуск TD по 7 квалитету ,а Td по 7. IT7=25; IT7=25

EI=0; ES=EI+IT=0+25=25мкм=0,025мм

es=-25; ei=es-it=50-25=-75мм=-0,075мм

Dmax=39,025; Dmin=39,000

dmax=38,950; dmin=38,925

Smax=100; Smin=50; Sср=75

Посадка высокой точности, предназначена  главным образом для подшипников  жидкостного трения в машинах  повышенной точности и долговечности  и применяются ,в частности в коренных подшипниках коленчатых валов распределительных валов ответственных двигателей внутреннего сгорания с зазором.

 

 

Допуск TD по10 квалитету ,а Td по 10. IT10=84; IT10=84

EI=65; ES=EI+IT=65+84=149мкм=0,149мм

es=0; ei=es-it=0-84=-84мм=-0,084мм

Dmax=39,065; Dmin=39,149

dmax=29,000; dmin=28,916

Smax=233; Smin=65; Sср=149

Посадка с зазором. Для соединения при невысоких требованиях к  точности центрирования.

 

 

Допуск TD по11 квалитету ,а Td по 11. IT11=130; IT11=130

EI=0; ES=EI+IT=0+130=130мкм=0,130мм

es=-110; ei=es-it=-110-130=-240мм=-0,24мм

Dmax=22,130; Dmin=22,000

dmax=21,890; dmin=21,760

Smax=370; Smin=110; Sср=240

Применяется в основном в грубых квалитетах. Очень большой зазор. Невысокая точность центрирования.

 

4. Гладкие цилиндрические соединения. Посадки с гарантированным натягом.

Исходные данные:

Крутящий момент, Мкр	350 Н∙м
Осевая сила, Rос	0,8 кН
Номинальный диаметр, d	50 мм
Длина контакта, l	65 мм
Диаметр внутреннего отверстия, d1	5,5 мм
Диаметр втулки, d2	105 мм
Материал вала	Сталь50ХН
Материал ступицы	Сталь45
Способ сборки	Охлаждение

 

Определяем  недостающие сведения к исходным данным задачи:

- модуль  упругости материала: стали 45 Е_с=2∙10¹¹ Па и стали50ХН Е_бр=2∙10¹¹ Па;

- коэффициент  Пуассона μ: для стали μ_бр=0,3

- коэффициент  трения f: для охлаждения вала f=0,15;

- α - коэффициент  линейного расширения: материала  втулки (сталь) α_бр=12∙10^-6 град^-1, материала вала (сталь) α_с=12∙10^-6 град^-1;

- предел  текучести σ_{т бр}=8,83∙10⁸ Па; σ_{т с}=3,53∙10⁸ Па;

- величину  шероховатости по параметру R_z: для вала (сталь) R_zс=6,3 мкм; для втулки (сталь) R_{z бр}=6,3 мкм. Для d_н=50 мм и при обработке отверстия по 8 квалитету, а вала – по 7 квалитету.

Определяем  максимальное допустимое удельное давление в паскалях на поверхности сопрягаемых  деталей [p_max]:

[p_max]_отв≤0,58∙ σ_{т бр}∙[1-(d_н/d₂)²]=0,58∙3,59∙10⁸[1-(0,050/0,105)²]=1,56∙10⁸;

[p_min]_вала≤0,58∙ σ_{т с}∙[1-(d₁/d_н)²]=5,07∙10⁸;

Принимаем [p_max]=1.56∙10⁸Па

Рассчитываем  наибольший допустимый натяг в соединении, предварительно определив коэффициенты Ляме С₁ и С₂:

Определяем  наибольший допустимый натяг в соединении с учетом поправок на увеличение удельного  давления у торцов охватывающей детали ν_уд и на срез и смятие микронеровностей на поверхности сопряжения при запрессовке ν_ш:

[N_max]=[ ]∙ ν_уд+ ν_ш,

где ν_уд=0,09 при и

ν_ш=2K∙(R_z1+R_z2)=2∙0,6∙(6,3+6,3)≈15,2 мкм

Принимаем ν_ш=15мкм

[N_max]=101∙0,9+15≈106 мкм.

Определяем  минимальное допустимое удельное давление на поверхности сопрягаемых деталей [p_min]:

Определяем  предварительно наименьший допустимый натяг (без учета поправок):

Определяем  наименьший допустимый натяг в соединении с учетом поправок:

[N_min]= ∙ν_ш+ ν_n,

где  ν_ш=15 мкм; ν_n=10 мкм

[N_min]=0+15+10=25 мкм.

Выбираем  квалитет, по которому должны быть изготовлены  отверстие и вал, допуская, что  допуски на их изготовления равны:

 

 Полученное  значение допуска находится в  8 квалитете, т.к. IT9=62 мкм.

Принимаем: IT9=62 мкм.

Выбираем  стандартную посадку с натягом  в системе отверстия ЕСПД, соблюдая условия N_{max прин}≤[N_max]; N_{min прин}>[N_min]

Данному условию соответствует посадка Ø50 H7/u7.

Вычерчиваем схему полей допусков (СПД):

Эскизы вала, отверстия и соединения

5. Гладкие цилиндрические соединения Посадки переходные.

ЕСДП предусматривает для размеров от 1 до 500 мм 13 рекомендуемых посадок в системе отверстия и 6 – в системе вала. Рекомендуемые посадки с натягом могут быть разделены на три группы: тяжелые и особо тяжелые, средние и легкие посадки. К первой группе относятся посадки H/u, H/x, H/z. Они характеризуются значительным гарантированным натягом и предназначены для пере-дачи больших усилий и крутящих моментов в тяжелых условиях работы без дополнительного крепления. Посадки этой группы принимаются по аналогии с использованием 7–го и 8–го квалитетов. После сборки узлы с этими посадками проверяются экспериментально. К этой группе относятся посадки: H7/u7, H8/u8, H8/x8, H8/z8, U8/h7. Ко второй группе (средние посадки) относятся посадки H/r, Н/s, H/t и аналогичные посадки в системе вала. Эти посадки гарантируют получение натяга средней величины. Соединения с указанными посадками передают значительные крутящие моменты и усилия без дополнительного крепле-ния. В системе отверстия таких посадок семь: H6/r5; H7/r6; H6/s5; H7/s6; H7/s7; H8/s7; H7/t6, в системе вала – три: R7/h6; S7/h6; T7/h6. К третьей группе (легкие посадки) относятся посадки H/p: H7/p6, P7/h6, H6/p5, P6/h5. Эти посадки обеспечивают минимально гарантированный натяг и применяются для соединения тонкостенных деталей при передаче небольших.

 

Дано два варианта задачи:

• Ø150

D = 150 мм

ES = 40 мкм

EI = 0 мкм

es = 12,5 мкм

ei = -125 мкм

 

СПД переходной посадки Ø150

Допуски вала и отверстия:

TD= 40 мкм

Td = 25 мкм

 Рассчитываем Nmax, Nmin, Nc:

N_MAX =es-EI = 12,5-0 = 12,5 мкм

N_MIN = ei – ES =  -40 – 12,5 = -52,5 мкм

Nc=(Nmax+Nmin)/2=-20

Определяем  среднее квадратичное отклонение натяга:

Определяем  предел интегрирования:

Определяем  функцию Ф(z) для z=-2,54:

Ф(z)=0,4945

Рассчитываем  вероятность натягов и зазоров  при z>0:

P^'_N=0,5+ Ф(z)=0,5+0,4945=0,9945

P^'_S=0,5- Ф(z)=0,5-0,4945=0,0055

Определяем  процент натягов и зазоров:

P_N= P^'_N∙100=0,9945∙100=99,45%

P_S= 100-99,45=0,55%

Изобразим кривую Гаусса для рассчитанного  в примере диапозона натягов и зазоров:

Эскизы вала, отверстия и соединения

• Ø360

D = 360 мм

ES = 36 мкм

EI = 0 мкм

es = 139 мкм

ei = 114 мкм

СПД переходной посадки Ø360

Допуски вала и отверстия:

TD= 36 мкм

Td = 25 мкм

 Рассчитываем Nmax, Nmin, Nc:

N_MAX =es-EI = 139-0= 139 мкм

N_MIN = ei – ES =114-36 =78 мкм

Nc=(Nmax+Nmin)/2=-108,5

Определяем  среднее квадратичное отклонение натяга:

Определяем  функцию Ф(z) для z:

Ф(z)=0,5

Рассчитываем  вероятность натягов и зазоров  при z>0:

P^'_N=0,5+ Ф(z)=0,5+0,5=1

P^'_S=0,5- Ф(z)=0,5-0,5=0

Определяем  процент натягов и зазоров:

P_N= P^'_N∙100=1∙100=100%

P_S=0%

Изобразим кривую Гаусса для рассчитанного  в примере диапозона натягов и зазоров:

Эскизы вала, отверстия и соединения

6. Подипники качения. Расчет, выбор и назначение допусков и посадок на детали сопряжения в подшипниковых узлах.

Основными размерами подшипников  качения являются (ГОСТ 520-89): D – наружный диаметр наружного кольца; d – диаметр отверстия внутреннего кольца; B – ширина подшипника. Подшипники качения подразделяются на 6 классов точности (ГОСТ 520-89): 0, 6, 5, 4, 2, Т (указаны в порядке повышения точности). В общем машиностроении применяют подшипники классов точности 0 и 6. При повышенных требованиях к точности вращения вала (шпиндели точных станков и приборов) назначают 6-й и 5-й классы точности, для высокоскоростных станков – повышенной, высокой и особо высокой точности (шлифовальные станки и др.) назначают 5-й, 4-й и 2-й классы точности подшипников и класс точности Т. В зависимости от формы тел качения различают подшипники шари-ковые и роликовые. По способности воспринимать нагрузку подшипники подразделяются на радиальные, радиально-упорные и упорные. По числу рядов тел качения подшипники делятся на одно-, двух- и четырехрядные. В зависимости от соотношений основных размеров подшипники делятся на серии: особо легкую, легкую, среднюю, тяжелую.

 

 

Исходные данные:

Характер нагружения	вращающийся вал
Класс точности	2
Радиальная реакция в опорах, Fr	46 кН
Перегрузка	100%
Диаметр внутреннего кольца, d	95 мм
Диаметр внешнего кольца, D	170 мм
Ширина подшипника, B	32 мм

Эскиз подшипника

 

Выбор посадок  зависит от вида нагружения колец подшипника: так как вращается вал, то наружное кольцо испытывает местное нагружение, а внутреннее - циркуляционное. Для соединения наружного кольца с корпусом при местном виде нагружения, перегрузке 100% и неразъёмном корпусе с отверстием под подшипник Ø170 по таблице выбираем посадку Ø170P7

Для соединения внутреннего кольца с валом при  циркуляционном нагружении выбор посадки производится в зависимости от величины нагрузки, определяемой по таблице на основе расчёта по формуле:

P_r=(F_r/b)∙K₁∙K₂∙K₃;

где K₁ – динамический коэффициент посадки;

 K₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга;

 K₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения.

B-2∙r=32-2*3=26 мм;

P_r=(46∙10³/26)∙1∙1∙1,8=3,312∙10³=3375 кН/м.

Для соединения внутреннего кольца подшипника с  валом из таблицы выбираем поле допуска  – Ø95n5.

Определяем  максимальный натяг:

N_max=38-(-5)=43 мм

Определяем  минимальный натяг:

N_min=23-0=23 мм

Определяем  средний натяг:

N_ср=( N_max+ N_min)/2=(43+23)/2=33 мм

Выбираем  посадку корпуса F5, т.к. S_cр≥N_ср (55,5>33).

Предельные  отклонения для обработки отверстия  в корпусе Ø170F5 и вала Ø95n5:

отверстие Ø170F5

вал Ø95n5

Отклонения  для колец подшипника:

наружное  кольцо: Ø170_-0,007

внутреннее  кольцо: Ø95_-0,005

Соединения  отверстия с наружным кольцом  подшипника и соединение вала с внутренним кольцом подшипника:

Ø170F5

Ø95n5

Проверим, чтобы максимальный натяг посадки  не превышал значения, допускаемого прочность  кольца ([σ] = 400 МПа – допускаемое  натяжение на растяжение)

 Проверим, чтобы минимальный натяг посадки не превышал значения, допускаемого прочность кольца ([σ] = 400 МПа – допускаемое натяжение

на растяжение)

СПД подшипника, вала и отверстия

 

 

Эскиз соединения

 

Эскизы элементов соединения

7. Шлицевые прямобочные соединения.

 Шлицевые соединения применяют при передаче больших крутящих моментов и высоких требованиях к соосности соединяемых деталей. По форме боковых поверхностей зубьев различают три основных типа шли-цевых соединений: прямобочные, эвольвентные и треугольные. Наибольшее распространение в машиностроении получили прямо-бочные шлицевые соединения (80 %). Соединения с прямобочным профилем стандартизованы ГОСТ 1139-80, СТ СЭВ 6844-89. Номинальными размерами шлицевого прямобочного соединения являются.

 

Исходные  данные:

Число шлицев, z	6
Внешний диаметр, D	20

Табличные данные, необходимые для решения задачи:

Внутренний диаметр, d	16 мм
Ширина зуба, b	4 мм

Эскиз шлицевого соединения

Центрируем  по наружному диаметру, т.к в данное соединение применяют для передачи больших крутящих моментов, для точного центрирования и точного направления ступицы при ее осевом перемещении по валу.

 По таблице  ГОСТ 25347 (Ст СЭВ 144-75) находим предельные отклонения на параметры:

для втулки:

для вала:

Эскиз шлицевого вала

СПД на размер d

Эскиз шлицевой втулки

 

 

 

СПД на размер D

Эскиз шлицевого соединения

 

 

 

СПД на размер b

8. Геометрическая точность деталей. Допуски формы и расположения поверхностей. Шероховатость поверхностей.

Отверстие: Ø170F5  Вал: Ø95n5

Типы подшипников которые будут установлены на концы вала и в корпусе, известны; это шариковые радиальные 5-10 класса точности с размерами колец подшипника:

Для левой: d=95; D=170

Для правой: d=95; D=170

Вал вращающийся  в подшипниках качения установленных  на участках А и В корпус не подвижен.

Для d=95 сопряженным подшипником 5го класса точности равным 2,5 мкм. Принимаем допуск круглости Tкргул=2,5мкм и допуск профиля продольного сечения Tпроф=2,5мкм=0,0025 мм.

Допуск торцевого  биения заплечика вала при d=95 равен 10мкм=0,010мм; допуск торцевого биения заплечика в отверстии корпуса для D=170 5-го класса точности равен 12мкм=0,012мм.

Шероховатость поверхностей под подшипники качения  с выше упомянутыми параметрами  принимается равной:

Для валов: Ra=1,25

Для отверстий  корпусов: Ra=0,63

Для торцов заплечиков: Ra=1,25

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В результате выполнения данной курсовой работы были   рассчитаны и определены:

- посадки  для различных соединений;

- вероятность  натягов и зазоров;

- исполнительные  размеры гладких калибров;

- посадки  подшипников в зависимости от  условий        эксплуатации;

- посадки  и методы центрирования шлицевых  соединений;

- степень  точности зубчатых пар и контролирующее       параметров;

- размерная  цепь для обеспечения размера  заданного замыкающего звена  методом полной взаимозаменяемости  и теоретико-вероятностным методом;

- основные  размеры и предельные отклонения  резьбовых   соединений;

- вид  шпоночного соединения и его  параметры.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Список литературы:

 

1.  Допуски и посадки: справочник. В 2-х томах/ под ред. В.Д.Мягкова. – 6-е издание. – СПб.: Машиностроение, 1983.-448 с.
2. Расчет и выбор допусков  и посадок для типовых соединений деталей в узлах машин: учеб. Пособие/Н. А. Кутний. – Хабаровск: Изд-во Тихоокеан. гос. ун-та, 2010. – 266с.
3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.-Изд. 2-е, перераб. И доп. – Калининград: Янтар. сказ, 2004.-454с.