Выбор посадок и их расчет для деталей сборочной единицы
Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения. Выбор посадок для соединения подшипника качения с валом и корпусом. Соединение зубчатого колеса с валом. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия и вала, образующих посадку.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 20.11.2012 |
| Размер файла | 177,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
При изготовлении деталей нельзя обеспечить точных совпадений их действительных размеров с размерами заданными на чертеже. Отклонения от заданного размера появляются в результате неточности изготовления на станке и неточностей инструментов. Для того чтобы деталь была годна к целевому применению, необходимо выдержать величину каждого размера между двумя предельными отклонениями, разность которых образует допуск на изготовление детали. В данной работе будет представлен выбор посадок и их расчет для деталей сборочной единицы.
1. Определение номинальных размеров соединений
1.1 Соединение ступицы с валом
dвала = Dступицы = 25 мм.
1.2 Соединение подшипника качения с валом и корпусом
dвнутр = 20 мм;
Dвнеш = 42 мм;
В = 12 мм;
Подшипник шариковый особолёгкой серии № 104.
1.3 Соединение прижимного кольца с валом
Dн = d =20 мм.
1.4 Соединение венца зубчатого колеса со ступицей
dн = 120 мм.
1.5 Шпоночное соединение
По ГОСТ 23360 - 78 имеем:
b = 8, h = 7, t1 = 4, t2 = 3,3.
1.6 Резьбовое соединение
Делительный диаметр - D = d = 8 мм,
Шаг резьбы - 1,25 мм,
Средний диаметр - D2 = d2 = 7,188 мм,
Внутренний диаметр - D1 = d1 = 6,617 мм.
2. Расчёт и анализ посадок для гладких цилиндрических поверхностей
2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом
Из условия неподвижности соединения в зависимости от характера передаваемой нагрузки определим требуемое минимальное давление на контактных поверхностях соединения Pmin, МПа.
При действии крутящего момента Мкр(Нм):
где: Мкр=120 Нм - крутящий момент;
l=26 мм - длина соединения;
d=120 мм - номинальный диаметр соединения;
f=0,07 - коэффициент трения на сопрягаемых поверхностях при механической запрессовке (см. учебное пособие стр. 29).
.
Используя закон Гука и решения задачи Ламе, можно рассчитать величину наименьшего натяга Nmin расч(мкм), при котором будет обеспечена неподвижность соединения:
В данной формуле ED и Ed - модули упругости материалов сопрягаемых деталей.
Принимаем материал ступицы Ст45, а зубчатого венца - сталь Ст40ХН, тогда, пользуясь учебным пособием «Основы взаимозаменяемости в авиастроении» (см. приложение, табл. П8), имеем:
ED=2,1105 МПа;
Ed=2,1105 МПа.
СD и Сd - коэффициенты Ламе, определяемые по формулам:
;
.
Здесь, D0 и d0 - наружный диаметр охватывающей детали и диаметр внутренней полости охватываемой детали. В нашем случае:
D0126мм, d0=25мм.
D и d - коэффициенты Пуассона, соответственно для охватывающей и охватываемой деталей
D=d=0.3.
Тогда,
;
;
.
На основании теории о наибольших касательных напряжениях определим максимально допустимое давление Pmax, при котором отсутствуют пластические деформации соединяемых деталей:
где: PDmax - максимально допустимое давление для охватывающей детали;
Pdmax - максимально допустимое давление для охватываемой детали;
TD=784 МПа - предел текучести охватывающей детали;
Td=353 МПа - предел текучести охватываемой детали(см. учеб пособие).
Выбираем наименьшее из двух полученных значений PDmax=42,28 МПа.
Определим величину наибольшего расчётного натяга:
По [1] (см. стр.31, рис.14) =0,5
Учтём поправку на смятие неровностей контактных поверхностей отверстия и вала. Из ряда стандартных значений по [1] (стр.31) выбираем:
RaD=1,0 мкм, Rad=1,0 мкм.
.
С учётом поправки определяем минимальную и максимальную величины функциональных натягов:
Nmin функ= Nmin расч+ш=35,987+10,0=45,987 мкм;
Nmax функ= Nmax расч+ш=260,96+10,0=270,96 мкм.
По данным (ГОСТ 25364-88 и ГОСТ 25347-82) выбираем посадку, удовлетворяющую условиям:
Nmin cmNmin функ ,
Nmax cmNmax функ ,
где: Nmin ст и Nmax ст - значения натяга, обеспечиваемые какой -либо стандартной посадкой.
Для нашего случая подходят посадки, изображённые в таблице.
Таблица
|
H7/t6 |
H7/u7 |
H8/u8 |
H8/x8 |
||
|
Nmax cm |
126 |
179 |
198 |
268 |
|
|
Nmin cm |
69 |
109 |
90 |
156 |
При этом посадка предпочтительного применения - H7/t6 (она более предпочтительна т. к. для неё имеется в наличии достаточно режущего и измерительного инструмента и при образовании этой посадки не требуется больших усилий).
Изобразим схему полей допусков для посадки H7/t6 на рис.7:
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рис.7
2.2 Соединение зубчатого колеса с валом
Данное соединение должно быть по характеру неподвижным, разъёмным. Посадка для этого соединения должна обеспечивать легкость монтажа и хорошее центрирование колеса. Выбираем наиболее рекомендуемую переходную посадку в системе отверстия Н7/к6.
Определим предельные отклонения для данного соединения по ГОСТ 25347 - 82 и запишем их в таблицу 1.
Таблица 1
|
Отверстие 25 Н7 |
Вал 25 к6 |
|
|
EI=0 TD=JT7=21 мкм ES=+21 мкм Dmax=25,021 мкм Dmin=25,000 мкм |
ei=+2 мкм Td=JT6=13 мкм es=+15 мкм dmax=25,015 мкм dmin=25,002 мкм |
Предельные размеры сопрягаемых деталей:
Dmax=D+ES=25+0,021=25,021 мм;
Dmin=D+EI=25+0=25,000 мм;
dmax=d+es=25+0,015=25,015 мм;
dmin=d+is=25+0,002=25,002 мм.
Определим предельные значения натяга и зазора:
Smax=Dmax - dmin=25,021 - 25,002=0,019 мм=19 мкм;
Nmax=dmax - Dmin=25,015 - 25=0,015 мм=15 мкм.
Определим допуск посадки:
ТП=TD+Td=21+13=34 мкм.
Принимая Т=6, определим среднеквадратическое отклонение для отверстия и для вала:
Суммарное значение
Определим наиболее вероятные размеры вала и отверстия:
Т.к. Dнб.вер.>dнб.вер., то чаще всего будет зазор, величина которого определяется по формуле:
X=Sнб.вер.=Dнб.вер. - dнб.вер.=25,0105-25,0085=0,002 мм=2 мкм.
Вероятность получения соединения с зазором:
PS=F1+0,5;
F1=(z);
;
F1=(0,49)=0,1806;
PS=0,1806+0,5=0,6806.
Вероятность получения соединения с натягом:
PN=1-PS =1 - 0,6806=0,3194.
Таким образом, в данной посадке при достаточно большом количестве деталей в партии можно ожидать появления 68,06 % соединений с зазором и 31,94 % с натягом. Изобразим поля допусков ПП 25Н7/к6 на рисунке 1.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рис.1.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
Рис.2. Кривая нормального распределения
2.3 Выбор посадок для соединений подшипника качения с валом и корпусом
Подшипник изготовлен по классу точности 6. Подшипник работает по схеме I, т.е. наружное кольцо неподвижное, а внутреннее кольцо вращается вместе с валом. В этом случае наружное кольцо подшипника устанавливается в корпус, а внутреннее кольцо напрессовывается на вал. Это достигается за счёт использования полей допусков валов под переходные посадки, что благодаря специфическому расположению поля допуска на внутреннее кольцо позволяет получить в соединении небольшой гарантированный натяг.
В редукторе используются подшипники шариковые.
По ГОСТу шариковый подшипник шестого класса точности, особолёгкой серии № 104 с номинальными размерами: диаметр наружного кольца - D=42 мм, внутреннего - d=20 мм.
Выбираем посадку .
Занесём предельные отклонения для данной посадки в таблицу 2.
Таблица 2
|
Внутреннее кольцо подшипника 20 L6 |
Вал 20 к6 |
|
|
ES=0 EI=-8мкм TD=8мкм Dmax=20,000мм Dmin=19,992мм |
es=+15мкм ei=+2мкм Td=13мкм dmax=20,015мм dmin=20,002мм |
Определим минимальный и максимальный натяги:
Nmin=dmin-D max=20,002- 20,000=0,002 мм =2 мкм;
Nmax=dmax- D min =20,015 - 19,992=0,023 мм=23 мкм;
TП=Nmax - Nmin=23 - 2=21 мкм.
Соединение наружного кольца подшипника с корпусом при рассмотренной схеме работы должно быть свободным для облегчения сборки и создания условий, обеспечивающих периодическое проскальзывание кольца в корпусе, за счёт чего достигается равномерный износ беговой дорожки и обеспечивается центрирование. Требуемый характер этого соединения достигается за счёт использования для отверстия следующих полей допусков:
Is7, H7, G7…
Выбираем поле допуска Н7. и посадку
Занесём предельные отклонения для данной посадки в таблицу 3.
Таблица 3
|
Наружное кольцо подшипника 42 l6 |
Отверстие 42 Н7 |
|
|
es=0 ei=-9 мкм Td=9 мкм dmax=42,000мм dmin=41,991мм |
ES=+25мм EI=0 TD=25мкм Dmax=42,025мм Dmin=42,000мм |
Определяем величину зазора:
Smax=Dmax - d min=42,025-41,991=0,034 мм=34 мкм;
Smin=Dmin - d max=42,000 - 42,000=0;
ТП=Smax - Smin=34 - 0=34 мкм.
Изобразим схему полей допусков для соединения подшипника с валом и корпусом на рис.3.
0 0 0 0
Рис.3.
3. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия и вала, образующих посадку
У готовых изделий необходимо определить, годна ли деталь или нет, т. е. удалось ли изготовить деталь с требуемой точностью или нет. Для этого применяются специальные приборы: калибр - пробка (для отверстий) и калибр - скоба (для валов). Рассчитаем калибры, т. е. инструменты для контроля точности вала и отверстия, сопрягающиеся по посадке
Найдём допуски на посадку .
По данным учебного пособия «Основы взаимозаменяемости в авиастроении» (см. табл. П3, П5 стр. 91, 95) имеем:
TD=21км;
EI=0мкм;
ES=+21км;
Td=13км;
ei=+2мкм;
es=15км;
D=d=20.
Предельные отклонения имеют значения:
EI=0мкм, ES=+21км.
Наибольший и наименьший предельные размеры отверстия:
Dmax=20,021, Dmin=20мм.
По таблицам ГОСТ 24853-81 (П11), для номинального размера 20мм и квалитетов 7 - го (отверстие) и 6 - го (вал) определяем числовые значения отклонений и допусков гладких калибров:
Для калибров - пробок: Н=4мкм; Z=3мкм; Y=3мкм
Для калибров - скоб: Z1=3мкм; Y1=3мкм; Н1=4 мкм.
Строим схему расположения полей допусков для калибров - пробок (справа) и калибр - скоб (слева), на рисунке 7.
Определяем исполнительные размеры калибров - пробок и калибров - скоб:
Исполнительные размеры калибров - пробок:
Р-ПРmax = Dmin+ Z+H/2=20+0,003+0,004/2=20,005мм;
Р-ПРmin = Dmin+ Z - H/2= 20+0,003-0,004/2=20,001мм;
Р-ПРизн=Dmin-Y=20-0,003=19,997мм
P-HEmin=Dmax+H/2=20,021+0,004/2=50,023мм;
P-HEmax=Dmax-H/2=20,021-0,004/2=20,019мм.
Исполнительные размеры калибров - скоб:
P-ПРmax=dmax-Z1+H1/2=20,015-0,003+0,004/2=20,013мм;
P-ПРmin=dmax-Z1-H1/2=20,015-0,003-0,004/2=50,010мм;
P-ПРизн=dmax+Y1=20,015+0,003=20,018мм;
Р-НЕmax=dmin+H1/2=20,002+0,004/2=20,004мм;
P-НЕmin=dmin-H1/2=20,002-0,004/2=20,000мм.
+15
+2
Рис.7.
4. Назначение и анализ посадок для шпоночного соединения
Посадка шпонки в паз вала и в паз ступицы выбирается в системе вала. Это обусловлено тем, что основная деталь - шпонка. Она изготовлена по ГОСТ 23360 - 78. Соединение шпонки с валом должно быть достаточно плотным (с небольшим натягом), чтобы шпонка не перемещалась относительно паза. Соединение шпонки со ступицей должно быть свободным, (желательно с небольшим зазором). Зазор необходим для того, чтобы компенсировать при сборке погрешности формы и расположения поверхностей шпонки и пазов. Руководствуясь учебным пособием, выбираем нормальный характер шпоночного соединения.
Геометрия соединения:
-диаметр вала d=56мм;
-ширина шпонки b=16 мм;
-высота шпонки h=1 мм;
-глубина шпоночного паза вала t1=6 мм;
-глубина шпоночного паза ступицы t2=4,3 мм.
Обозначим:
b - ширина паза шпонки;
B - ширина паза вала;
B` - ширина паза ступицы.
Определим величины предельных отклонений и запишем их в таблицу 4.
Таблица 4.
|
Шпоночный паз вала 16N9 |
Шпонка 16 h9 |
Шпоночный паз ступицы 16 Js9 |
|
|
ES=0 TB=43мкм EI=-43мкм Bmax=16мм Bmin=15,957мм |
es=0 Tb=43мкм ei=-43мкм bmax=16мм bmin=15,957мм |
ES=21,5мкм EI=-21,5мкм TB`=43мкм B`max=16,0215мм B`min=15,9785мм |
Определим максимальные натяги и зазоры и запишем их таблицу 5.
|
; |
Smax=Bmax - bmin = 16-15,957 = 0,043 мм =43 мкм; Nmax=bmax - Bmin= 16-15,957 = 0,043 мм =43 мкм; ТП= Smax+Nmax= 43+43 =86мкм. |
|
|
; |
Smax=B`max - bmin = 16,021-15,957 =0,0645 мм =64,5 мкм; Nmax=bmax - B`min= 16-15,9785 =0,0215 мм =21,5 мкм; ТП= Smax+Nmax= 64,5+21,5 =86 мкм. |
Определим предельные отклонения размеров шпоночного соединения, (данные берём в учебном пособии табл. 4 стр. 42) и запишем их в таблицу 6.
Таблица 5.
|
Посадка шпонки в паз вала 8 N9/h9 |
Посадка шпонки в паз ступицы 8Js9/h9 |
|
|
Smax=43мкм Nmax=43мкм |
Smax=64,5мкм Nmax=21,5мкм |
Таблица 6.
|
Высота шпонки h, мм |
Предельные отклонения |
|||||
|
Высоты h, мкм |
Размеров |
Длины |
||||
|
d-t1 |
d+t2 |
шпонки |
паза |
|||
|
10 |
h11 |
-0.2 |
+0.2 |
h14 |
Н15 |
Изобразим на рисунке 4 схему полей допусков.
1 - вал.
2 - втулка.
3 - шпонка.
-поле допуска на ширину шпонки.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
-поле допуска на ширину паза вала.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
-поле допуска на ширину паза ступицы.
Рис.4.
5. Назначение и анализ посадок для резьбового соединения
Для регулирования относительного положения вала регулировочными винтами, выбираем скользящую посадку, причём посадка резьбы корпуса 6Н, посадка резьбы вала 6g.
Исходные данные: D=d=8мм, класс точности - средний.
Определим и запишем в сводную таблицу 7 параметры резьбы, значения предельных отклонений, а также значения зазоров.
Таблица 7
|
Номинальные размеры резьбового соединения M8x1,25-6H/6g |
||||||
|
D=d=8,000мм |
D2=d2=7,188мм |
D1=d1=6,617мм |
||||
|
Внутренняя резьба (гайка) M8x1,25 - 6H |
||||||
|
EID, мкм |
ESD, мкм |
EID2, мкм |
ESD2, мкм |
EID1, мкм |
ESD1, мкм |
|
|
0 |
не огранич. |
0 |
+160 |
0 |
+265 |
|
|
Dmin, мм |
Dmax, мм |
D2 min, мм |
D2 max, мм |
D1 min, мм |
D1 max, мм |
|
|
8,000 |
не огранич. |
7,188 |
7,348 |
6,617 |
6,882 |
|
|
Наружная резьба (болт) M8x1,25 - 6g |
||||||
|
еsd, мкм |
еid, мкм |
esd2, мкм |
eid2, мкм |
esd1, мкм |
eid1, мкм |
|
|
-28 |
-240 |
-28 |
-146 |
-28 |
не огранич. |
|
|
dmax, мм |
dmin, мм |
d2 max, мм |
d2 min, мм |
d1 max, мм |
d1 min, мм |
|
|
7,972 |
7,760 |
7,160 |
7,042 |
6,589 |
не огранич. |
|
|
Величина предельных зазоров, мкм |
||||||
|
SD(d) min |
SD(d) max |
SD2(d2) min |
SD2(d2) max |
SD1(d1) min |
SD1(d1) max |
|
|
28 |
не огранич. |
28 |
306 |
28 |
не огранич. |
Изобразим схему полей допусков для резьбового соединения на рисунке 5.
Рис.5
6. Расчёт размерной цепи
6.1 Определение параметров замыкающего звена по заданным составляющим звеньям
Определение параметров замыкающего звена рассмотрим применительно к размерной цепи, представленной на данном рисунке.
Отразим исходные данные в таблице.
Таблица
|
Звено |
Ном. размер |
Предельные отклонения, мм |
Допуск звена Taj, мм |
Координата середины поля допуска звена EcAj, мм |
||
|
верхнее ESAj |
нижнее EIAj |
|||||
|
А1 |
81 |
+0,140 |
0 |
0,140 |
0,070 |
|
|
А2 |
5 |
-0,150 |
-0,198 |
0,048 |
-0,174 |
|
|
А3 |
12 |
+0,035 |
-0,035 |
0,070 |
0 |
|
|
А4 |
3 |
-0,280 |
-0,340 |
0,060 |
-0,310 |
|
|
А5 |
37 |
0 |
-0,100 |
0,100 |
-0,050 |
|
|
А6 |
3 |
-0,280 |
-0,340 |
0,060 |
-0,310 |
|
|
A7 |
12 |
+0,035 |
-0,035 |
0,070 |
0 |
|
|
A8 |
5 |
-0,150 |
-0,198 |
0,048 |
-0,174 |
Размерная цепь включает 6 увеличивающих звена (А2, А3, А4, А5, А6, А7) и одно уменьшающее (А1).
6.2 Решение размерной цепи методом максимума-минимума
Номинальное значение замыкающего размера определяется по формуле:
.
Для нашего примера:
А=А2+А3+А4+А5+А6+А7-А1=5+12+3+37+3+12+5-81 = 4 мм.
Допуск замыкающего звена определяется по формуле:
.
В нашем случае:
ТА= ТА1+ТА2+ТА3+ТА4+ТА5+ ТА6+ ТА7+ ТА8= =0,030+0,160+0,030+0,052+0,130+0,120+0,070+0,052 = 0,644 мм.
Предельные отклонения замыкающего звена определяются по формулам:
верхнее отклонение
.
В нашем случае:
ESА=(ESА1+ESА3+ESА4+ESА5+ ESА6+ ESА7+ ESА8)-EIА2=
=(0,015+0+0,015+0,026+0+0-0,150+0,026)+0,160=+0,092мм.
Нижнее отклонение:
.
В нашем случае:
EIА=(EIА1+EIА3+EIА4+EIА5+ EIА6+ EIА7+ EIА8)-ESА2=
=(-0,015-0,160-0,015-0,026-0,130-0,120-0,220-0,026)-0=-0,552 мм.
при этом координата середины поля допуска замыкающего размера определяется по формуле:
;
т.е. EcА=(EcА1+EcА3+EcА4+EcА5+ EcА6+ EcА7+ EcА8)-EcА2=
=(-0,065-0,060-0,185)-(-0,080)=-0,230 мм.
Проверка:
ТА=ESA-EIA;
0,644=+0,092-(-0,552);
0,644=0,644.
Проверка показала, что предельные отклонения и допуск замыкающего звена определены правильно.
6.3 Решение размерной цепи теоретико-вероятностным методом
Номинальное значение замыкающего звена определяется так же, как и при расчёте методом максимума-минимума, т.е. A= 4 мм.
Допуск замыкающего звена определяется по формуле:
.
Для нашего примера:
Предельные отклонения замыкающего звена определяются по формулам:
верхнее отклонение:
;
нижнее отклонение
;
Тогда
Результаты расчёта параметров замыкающего звена методами максимума -минимума (слева) и теоретико-вероятностным (справа) представлены схемой расположения полей допусков на рисунке 9.
Рис. 6
Заключение
В данной работе были рассмотрены различные по характеру соединения: подвижные и неподвижные, разъемные и не разъемные. Для них назначены посадки. Для данных посадок вычислены величины предельных размеров, нижних и верхних отклонений, минимальные и максимальные значения натягов и зазоров.
посадка шпоночный отверстие вал
Список использованных источников
Лепилин В.И., Бурмистров Е.В. «Основы взаимозаменяемости в авиастроении ». СГАУ 2002г.
Лепилин В.И., Попов И.Г. и др. Учебное пособие «Основы взаимозаменяемости в авиастроении » КуАИ, 1991г.
Урывский Ф.П., Уланов Б.Н. Методические указания «Размерные цепи» КуАИ 1982г.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Расчёт и анализ посадок для гладких цилиндрических поверхностей с натягом. Соединение зубчатого колеса с валом. Выбор посадок для соединений подшипника качения с валом и корпусом. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия и вала.
контрольная работа [505,5 K], добавлен 07.08.2013Анализ устройства и принципа действия сборочной единицы. Расчет и выбор посадок подшипников качения. Выбор посадок для цилиндрических соединений. Расчет размеров гладких предельных калибров. Точностные характеристики резьбового и зубчатого соединения.
курсовая работа [236,4 K], добавлен 16.04.2011Принцип действия и требования к сопрягаемым поверхностям сборочной единицы. Расчёт и выбор посадок колец подшипников качения. Выбор посадок и расчёт точностных характеристик соединения "крышка – корпус". Выбор посадок элементов шлицевого соединения.
курсовая работа [514,5 K], добавлен 18.11.2013Расчет посадок гладких цилиндрических соединений. Выбор и обоснование средств измерений для контроля линейных размеров деталей. Выбор, обоснование и расчет посадки подшипника качения. Расчет допусков и посадок шпоночного и резьбового соединения вала.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 04.10.2011Построение схем допусков для разных посадок деталей. Расчет исполнительных размеров рабочих пробок и скоб. Выбор универсальных средств измерения длины вала. Вычисление посадок для шпоночного соединения и деталей, сопрягаемых с подшипником качения.
курсовая работа [623,6 K], добавлен 10.01.2012Расчет и выбор посадок подшипников скольжения, с натягом для соединения зубчатого венца со ступицей, переходных посадок для соединения червячного колеса с валом. Материал зубчатого венца. Диапазон и число членов параметрического ряда механизма.
курсовая работа [458,4 K], добавлен 20.11.2010Выбор посадок подшипников качения. Схема расположения полей допусков соединения наружного кольца подшипника с корпусом и валом. Выбор измерительных средств для контроля заданного соединения и вала. Определение допускаемых погрешностей измерения.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 18.09.2011Расчёт гладкого цилиндрического соединения 2 – шестерня – вал. Вычисление калибров для контроля гладких цилиндрических соединений. Выбор нормальной геометрической точности. Определение подшипникового соединения, посадок шпоночного и шлицевого соединения.
курсовая работа [694,8 K], добавлен 27.06.2010Расчет и выбор посадок с зазором. Вероятность зазора и натяга в переходных посадках. Выбор посадок с натягом, посадок подшипника качения. Расчет исполнительных размеров рабочих калибров. Выбор допусков резьбовых соединений. Расчет размерных цепей.
курсовая работа [780,5 K], добавлен 14.04.2014Анализ соединений зубчатого колеса с валом. Определение предельных отклонений посадочных поверхностей, шероховатости посадочных отверстий. Расчет исполнительных размеров калибров для контроля деталей заданного соединения. Размерный анализ узла редуктора.
контрольная работа [1,1 M], добавлен 30.10.2013
