Расчет и проектирование конструкции редуктора конического К-355

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

редуктор деталь подшипник допуск

Взаимозаменяемостью издедий (машин, приборов, механизмов и т.д.), их частей или других видов продукции (сырья, материалов, полуфабрикатов и т.д.) называют их свойство равноценно заменять при использовании любой из множества экземпляров изделий, их частей или иной продукции другим однотипным экземпляром.

Наиболее широко применяют полную взамозаменяемость, которая обеспечивает возможность безпригоночной сборки любых независимо изготовленных с заданной точностью однотипных деталей в сборочные единицы. Полная взамозаменяемость возможна только, когда размеры, форма, механические и другие количественные и качественные характеристики деталей и сборочных единиц после изготовления находятся в заданных пределах и собранные изделия удовлетворяют техническим требованиям. Выполнение требований к точности деталей и сборочных единиц изделий является важнейшим исходным условием обеспечения взаимозаменяемости.

Качественные показатели современных изделий машиностроения (точность, долговечность, надежность и другие) в значительной мере зависят от правильности выбора посадок, то есть характера сопряжения деталей, и правильности выбора допусков формы и расположения.

Рекомендации по выбору допусков и посадок деталей машин базируются, в основном, на опыте изготовления и эксплуатации изделий машиностроения. Известно, что эти рекомендации ориентировочны, для различных отраслей машиностроения различны и поэтому часто противоречивы.

Изделие машиностроения не простая совокупность деталей. В собранном изделии детали находятся во взаимосвязи. Отклонения размеров, формы и расположения осей или поверхностей одной какой-либо из деталей вызывают отклонения формы или отклонения в расположении других деталей сборочной единицы. Эти отклонения, суммируясь, оказывают определенное воздействие на качественные характеристики изделия.

По этой причине при выборе посадок, допусков размеров деталей, а также допусков формы и расположения следует учитывать: назначение детали в сборочной единице, роль отдельных ее поверхностей (цилиндрических, конических, торцевых), влияние отклонений размеров, формы и расположения осей или поверхностей детали на смежные с ней детали, влияние суммы отклонений точностных параметров всех деталей на качественные показатели изделия: точность и плавность вращения, бесшумность, долговечность [3].

В целях значительного повышения эксплуатационных показателей в практику конструирования был введен расчетный принцип обоснования качественных показателей изделий.

Целями курсового проекта являются расчет и выбор посадок с зазором, с натягом, колец подшипников качения; назначение посадок для 10 сопряжений; выбор средств измерения деталей даннных сопряжений.

1. Описание конструкции и назначения башенного крана

Конструкция строительных башенных кранов позволяет быстро осуществлять их монтаж и демонтаж и перевозку автотранспортом. Они выполняются обычно крюковыми с поворотной и неповоротной башней, которая при большой высоте делается телескопической или наращиваемой (сверху) и подращиваемой (снизу). Строительные краны обычно передвигаются по рельсам, а при значительной высоте выполняются также приставными (опираются на землю и на каркас строящегося здания) или самоподъёмными, называют иногда ползучими (опираются на здание и перемещаются вертикально по мере роста возводимого сооружения).

Ходовые тележки на стальных ходовых колесах перемещаются по рельсовому крановому пути с помощью механизма передвижения крана.

Ведущая тележка состоит из рамы коробчатого сечения, сваренной из листовой стали, шарнирно прикрепленного к ней шкворня, двух ходовых колес, приводного агрегата, закрепленного на промежуточном вале, шестерен открытой передачи, противоугонного захвата, сбрасывающих плужков и кожухов.

Ходовые колеса напрессованы на оси, опирающиеся на сферические роликоподшипники. Подшипники расположены в буксах, прикрепленных болтами к раме тележки. Конструкцией предусмотрена возможность выкатывания колес в сборе с осью и буксами при незначительном подъеме корпуса тележки.

На консольный конец оси колеса надета ведомая шестерня открытой передачи.

Вращение от приводного агрегата передается через промежуточный вал, который вращается в шарикоподшипниках, установленных в гильзе, вваренной в корпус тележки.

В ранее выпускавшихся кранах смазка подшипников промежуточного вала осуществлялась консистентной смазкой, закладываемой во внутрь гильзы при сборке тележки. В настоящее время в крышках предусмотрена масленка, а с внутренней стороны подшипника надето маслоотражательное кольцо.

Шкворень служит для соединения ходовой тележки с флюгером ходовой рамы крана.

Вращение шкворня во флюгере дает возможность крану двигаться по криволинейным путям, а также переводить кран на перпендикулярные пути и сводить тележки в транспортное положение для уменьшения габаритов поезда.

2. Расчет и выбор посадок с зазором

Целью выполнения данного задания является расчет зазоров подвижного сопряжения при стабильных эксплуатационных условиях работы для гидродинамического подшипника скольжения местного нагружения.

Исходные данные для расчета:

- номинальный диаметр сопряжения d = 50 мм;

- длина сопряжения l = 100 мм;

- нагрузка на опору R = 13 кН;

- угловая скорость вращения n = 1100 об/мин;

- марка смазочного масла: индустриальное - 30;

- шероховатость поверхности втулки RZD = 3,2 мкм; вала RZd = 1,6 мкм;

- материал втулки: сталь 30; вала: чугун.

Порядок расчета

Рассчитываем угловую скорость вращения вала, рад/с, по формуле

,(2.1)

рад/с.

Определяем среднее удельное давление P, Н/м2, по следующей формуле

,(2.2)

Н/м².

Устанавливаем допустимую минимальную толщину масляного слоя h, м, по следующей формуле

, (2.3)

м.

Определяем динамическую вязкость масла , Па.с, по формуле

,(2.4)

Динамическую вязкость выбираем по таблице 1.3 [2].

= 0,03(при температуре t = 50⁰C).

Рабочая температура подшипника tп должна быть не выше (60-75) 0С. Для предварительных расчетов tп = 60⁰С. [3].

Па.с.

Определяем функциональный комплекс Аh, по формуле

,(2.5)

где h - минимальная толщина масляного слоя, мм;

P - удельное давление, Па

По графику [5] определяем относительные эксцентриситеты

.

Значения определяем по соотношению .

0,3 и 0,8, Аh = 0,521.

Рассчитываем минимальный допустимый зазор [Smin], м

,(2.6)

м.

Определяем температурное изменение зазора , м, по формуле

,(2.7)

где и - температурные коэффициенты линейного расширения материала втулки и вала [5].

м.

Рассчитываем минимальный действующий зазор Smin, м, по формуле

,(2.8)

м.

Рассчитываем максимальный допустимый зазор [Smax], м, по формуле

,(2.9)

м.

Рассчитываем максимальный действующий зазор Smax, м, по формуле

,(2.10)

м.

По таблицам ГОСТ 25347 - 82 (СТ СЭВ 144 - 88) [5] выбираем предельные зазоры Smin табл и Smax табл, соблюдая условия: Smin табл Smin, Smax табл < Smax.

Выбираем посадку Н7/е7,у которой Smax = 120 мкм, Smin = 60 мкм.

Определяем предельные размеры втулки и вала:

наибольший предельный размер отверстия во втулке Dmax, мм

Dmax= D + ES ; (2.11)

Dmax = 65+0,03 = 65,03 мм;

наименьший предельный размер отверстия во втулке Dmin, мм

Dmin = D + EI; (2.12)

Dmin = 65+0 = 90 мм;

наибольший предельный размер вала dmax, мм

dmax= d+es; (2.13)

dmax = 65 - 0,06 = 64,94 мм;

наименьший предельный размер вала dmin, мм

dmin= d+ei; (2.14)

dmin = 65-0,09 = 64,91 мм.

Схема расположения поля допуска отверстия и вала показана на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема расположения поля допуска отверстия и вала

Выполняем эскизы втулки, вала и сборочного чертежа соединения (рисунок 2).



Рисунок 2 - Эскизы: а - вала; б - втулки; в - сборочного чертежа соединения

3. Расчет и выбор посадки с натягом

Исходные данные для расчета:

- номинальный диаметр сопряжения d = 100 мм;

- длина сопряжения l = 100 мм;

- наружный диаметр втулки d2 = 150 мм;

- диаметр осевого отверстия d1 = 0 мм;

- передаваемый крутящий момент М = 5000 Н.м;

- осевое усилие Р = 0 Н;

- материал втулки и вала - Сталь 35;

- шероховатость поверхности втулки RZD = 6,3 мкм; вала RZd = 3,2 мкм.

Порядок расчета

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Рэ, Па, между поверхностями сопряжения вала и втулки, принимая коэффициент прочности запаса n = 1,5 - 2,0

,(3.1)

где f - коэффициент трения при запрессовке, f = 0,2, по таблице 2.3 [2].

Па.

По графику деформаций [5] и величинам Рэ/; d1/d и d/d2 определяем характер деформирования отверстия и вала, вызванное удельным давлением, Па .

, (3.2)

, (3.3)

.(3.4)

Устанавливаем, что вал и втулка испытывают упругие деформации.

По графику деформаций [5] определяем наибольшее допустимое значение Рнб/ на границе допустимой зоны деформирования и рассчитываем значение Рнб, Па, по формуле

,

, Па,(3.5)

Па.

По графику [5] находим значение коэффициента неравномерности удельного давления , затем рассчитываем наибольшее для этого коэффициента значение удельного давления Рнб. доп, Па, по формуле

,(3.6)

,

,(3.7)

Па.

Определяем коэффициенты формы отверстия и вала СА и СВ соответственно, по формулам

, (3.8)

, (3.9)

,

где - коэффициент Пуассона для материала втулки и вала по таблице 2.2 [5].

Рассчитываем величину натягов Nmax и Nmin , мкм, по формулам

,(3.10)

где ЕА - модуль упругости материала вала;

ЕВ - модуль упругости материала втулки;

ЕА = ЕВ = 2.1011Па.

м = 76,2 мкм,

,(3.11)

м = 172 мкм.

Рассчитываем поправку на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей , мкм, и находим расчетные величины натягов для выбора посадки Nmax p и Nmin p, м,

,(3.12)

где К1 и К2 - коэффициенты, учитывающие величину смятия микронеровностей отверстия и вала, соответственно.

Значения коэффициентов К1 и К2 определяем по таблице 2.4 [5].

м = 9,5 мкм,

,(3.13)

м = 85,7 мкм,

,(3.14)

м = 181,5 мкм.

Выбираем стандартную посадку по ГОСТ 25347 - 82 (СТ СЭВ 144 - 88), соблюдая условия: Nmax p Nmax т и Nmin p Nmin т.

Выбираем посадку, наиболее близкую к указанным условиям .

Табличные натяги равны:

максимальный Nmax т = es - EI = 0,198 - 0 = 0,198 мм;

минимальный Nmin т = ei - ES = 0,144 - 0,054 = 0,09 мм.

Схема расположения поля допуска отверстия и вала показана на рисунке 3.

Рисунок 3 - Схема расположения поля допуска отверстия и вала

Выполняем эскизы втулки, вала и сборочного чертежа соединения (рисунок 4)

Рисунок 4 - Эскизы: а - вала; б - втулки; в - сборочного чертежа соединения

4. Расчет и выбор посадок подшипника качения

Целью решения данной задачи является ознакомление с методикой назначения посадок контрдеталей с подшипниками качения.

Данные для расчета:

- шарикоподшипник № 7313;

- класс точности 6;

- радиальная реакция R = 6 кН;

- осевое усилие А = 0 кН;

-условия работы: вращается вал, корпус неподвижен; корпус неразъемный, стальной;

Dотв/D = 0,5; D/Dкорп = 0,75;

где Dотв- диаметр отверстия полого вала, мм;

Dкорп - диаметр отверстия тонкостенного корпуса;

- нагрузка с умеренными толчками и вибрациями, перегрузка до 150%.

Порядок расчета

Определяем геометрические параметры шарикоподшипника радиального однорядного №7313 по [ ]:

- внутренний диаметр d = 65 мм;

- наружный диаметр D = 140мм;

- ширина B = 27 мм;

- радиус закругления r = 3 мм.

Определяем вид нагружения колец подшипника: внтреннее кольцо подшипника вращается, следовательно, оно циркуляционно нагружено, наружное кольцо неподвижно, следовательно, вид его нагружения - местное.

Для циркуляционно нагруженного кольца интенсивность нагружения

PR, Н, рассчитывается по формуле

(4.1)

где R - радиальная реакция, R = 6 кН;

Кп - динамический коэффициент посадки, соответствующий перегрузке до 150%, KП=1 [5];

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе, F=1,6.

FA - коэффициент, учитывающий степень неравномерности нагружения тел качения, для радиального подшипника, FA=1;

Н/м.

Выбор квалитета для посадок колец подшипников проводится в зависимости от класса точности самого подшипника [табл.2, 2]. Для подшипников 6-го класса точности применяем поле допуска для отверстия по 7-му квалитету, для вала - по 6-му квалитету. По величине интенсивности нагружения PR выбираем поле допуска вала n6. Посадка вала во внутреннее кольцо подшипника:

65L6/n6.

Для умеренно-нугруженного наружного кольца подшипника с учетом того, что корпус является неразъемным и перегрузка до 150%, выбираем поле допуска для корпуса G7 и получаем посадку:

140G7/l6.

Определяем отклонения колец подшипника [5], вала и корпуса и строим схемы полей допусков.

Посадка вал - внутреннее кольцо подшипника:

Размещено на http://www.allbest.ru/

мм;

наибольший табличный натяг

Nmax= es - EI = 39 - (- 12) = 51 мкм ;

наименьший табличный натяг

Nmin = ei - ES = 20 - 0= 20 мкм

Посадка внешнее кольцо подшипника - корпус:

Размещено на http://www.allbest.ru/

мм ;

наибольший табличный зазор

Smax = ES - ei = 54 - (- 15) = 69 мкм;

наименьший табличный зазор

Smin = EI - es = 14 - 0 = 14 мкм.

Схемы полей допусков представлены на рисунке 5.

Рисунок 5 - Схемы расположения полей допусков: а - посадки 65L6/n6; б - посадки 140G7/l6

Вычислим минимальный допустимый натяг в сопряжении вал - внутреннее кольцо подшипника Umin доп., мкм, по формуле

, (4.2)

где R - радиальная реакция, кН

- конструктивный фактор,

, (4.3)

d0 - приведенный диаметр внутреннего кольца, мм,

, (4.4)

для подшипника №313

мм,

.

Проверяем выполнение условия Nmin?, - условие выполнено. Вычислим максимальный допустимый натяг Umax доп., мм, по формуле

,(4.5)

где - предел прочности шарикоподшипниковой стали, Н/мм2.

мм,

() - условие выполнено.

Проверяем наличие посадочного рабочего зазора Gp, мм:

Gp=Gн - ?d,

где Gp - начальный радиальный зазор в подшипнике;

(4.6)

мм,

Gmax и Gmin - начальные радиальные зазоры в подшипниках, максимальный и минимальный соответственно [2],

?d - поправка на приведенный диаметр внутреннего кольца,

(4.5)

Uэф - эффективный натяг,

 (4.6)

Uэф = 0,85•(0,051+0,02)/2=0,0302 мм,

мм,

Gp=0,050 - 0,02342 = 0,02658 мм,

Поскольку , то условие выполняется, в сопряжении имеется посадочный рабочий зазор.

Определим усилие запрессовки подшипника на вал , Н, по формуле

,(4.7)

где - коэффициент трения при запрессовке;

- модуль упругости стали.

.

Определяем температуру нагрева подшипника в масле для установки его на вал tн, °С, по формуле

, (4.8)

где Nmax - максимальный натяг, мм; Nmax = 0,051 мм;

Sсб - сборочный зазор, S = 0,003 мм;

б - температурный коэффициент линейного расширения подшипниковой стали:



°С.

5. Выбор степени точности и расчет бокового зазора зубчатой передачи

Исходные данные для расчета:

- число зубьев ведущего колеса Z1 = 32;

- число зубьев ведомого колеса Z2 = 70;

- окружная скорость колеса Vокр = 5 м/с;

- модуль зубчатой передачи m = 1,5 мм;

- ширина колеса В = 20 мм;

- рабочая температура колеса: T = 60°C, корпуса: T = 25°C;

- материал колес: силумин; корпуса: силумин; вид передачи: делительные механизмы.

Порядок расчета

По величине скорости Vокр выбираются степени точности зубчатой передачи и затем корректируются по виду передачи [2].

Выбираем степень точности (по нормам плавности) 8. Для силовых передач норма контакта принимается на одну степень выше 8, по нормам кинематической точности 7.

Определяем межосевое расстояние aw , мм, по формуле

,(5.1)

мм.

Определяем температурную компенсацию зазора jn1, мм, и оптимальную толщину слоя смазки jn2 , мм, по формуле

, (5.2)

мм,

, (5.3)

мм.

Определяем минимальный боковой зазор передачи jnmin , мм, по фомуле

, (5.4)

мм.

По [5] выбираем вид сопряжения D.

Таким образом, степень точности передачи 8 - 8 - 7 D ГОСТ 1643-81.

6. Выбор измерительных средств для контроля комплексов зубчатых колес

Стандарт на допуски зубчатых колёс и передач (ГОСТ 1643-81) предусматривает для каждой нормы точности ряд показателей [3]. Однако на основании многолетнего опыта работы каждый вид машиностроения разрабатывает свои рекомендации по выбору комплексов контролируемых параметров. Для химического и пищевого машиностроения эти рекомендации приведены в работе [2], по которой и следует подбирать комплексы для контроля зубчатых колёс. Измерительные средства для контроля каждого комплекса выбираются с учётом степени точности и основных характеристик колёс по справочным данным [2, 4, 5].

По таблице [2] определяем контролируемые параметры.

Нормы кинематической точности при степени точности 8:

- наибольшая кинематическая погрешность, Fi';

- колебания длины общей нормали, Vw;

- радиальное биение зубчатого венца, Fr.

Нормы плавности при степени точности 8:

- отклонение шага зацепления, fpt;

- колебание измерительного межосевого расстояния fi ??;

Норма контакта зубъев при степени точности 7:

- суммарное пятно контакта;

Нормы бокового зазора при виде соряжения D:

- верхнее отклонение измерительного межосевого расстояния Аае??;

- нижнее отклонение измерительного межосевого расстояния Ааi??;

- наименьшее отклонение средней длины общей нормали Аwme;

- допуск на среднюю длину общей нормали Тwm;

- наименьшее отклонение толщины зуба Ace;

- допуск на толщину зуба Тсе.

Значения данных параметров определяем исходя из величины диаметров делительной окружности колеса и шестерни , мм, которые определяются по формулам

d1, (6.1)

мм,

d2, (6.2)

мм.

Значения контролируемых параметров для шестерни и колеса представлены в таблице 1.

Таблица 1 - Комплексы контроля для прямозубых зубчатых колес

Нормы	Для колеса Z2 = 70, Dд2 = 105 мм	Для шестерни Z1 = 32, Dд1 =48мм
1	2	3
8	Кинема-тической точности	Наибольшая кинематическая погрешность, Fi' = 48 мкм	Наибольшая кинематическая погрешность, Fi' = 38 мкм
		Колебания длины общей нормали, Vw = 30 мкм	Колебания длины общей нормали, Vw = 19 мкм
		Радиальное биение зубчатого венца, Fr = 67 мкм	Радиальное биение зубчатого венца, Fr = 53 мкм
8	Плав-ности работы	Отклонение шага зацепления, fpt= ±20 мкм	Отклонение шага зацепления, fpt= ±21 мкм
		Колебание измерительного межосевого расстояния fi ?? = 28 мкм	Колебание измерительного межосевого расстояния fi ?? = 103 мкм
Продолжение таблицы 1
1	2	3
7	Контакта зубъев	Суммарное пятно контакта по высоте менее 45 по длине менее 60	Суммарное пятно контакта по высоте менее 45 по длине менее 60
D	Бокового звзвора	Верхнее отклонение измерительного межосевого расстояния, Аае??= 28 мкм	Верхнее отклонение измерительного межосевого расстояния, Аае??= 103 мкм
		Нижнее отклонение измерительного межосевого расстояния, Ааi??= - 90 мкм	Нижнее отклонение измерительного межосевого расстояния, Ааi??= - 75 мкм
		Наименьшее отклонение средней длины общей нормали, Аwme = 34 мкм	Наименьшее отклонение средней длины общей нормали, Аwme = 40 мкм
		Допуск на среднюю длину общей нормали, Тwm = 38 мкм	Допуск на среднюю длину общей нормали, Тwm = 34 мкм
		Наименьшее отклонение толщины зуба, Ace = 40 мкм	Наименьшее отклонение толщины зуба, Ace = 48 мкм
		Допуск на толщину зуба, Тсе = 65 мкм	Допуск на толщину зуба, Тсе = 55 мкм

Средства измерения зубчатых колес указаны в таблице 2.

Таблица 2 - Средства измерений зубчатых колес

Обозначение контроли-руемого параметра	Наименование измерительного прибора	Степень точности	Пределы измерений, мм
Fi	БВ-5058 для контроля кинематической погрешности	3-8	m = 1-8 d = 20-320
Vw Fr	БВ - 5059 для автоматического контороля накопленной погрешности к-шагов, шага по колесу о отклонение шага	3-8	m = 1-16 d = 5-200
fpt	ИМ - 1 для контроля разности шагов	?7	m = 1-10 d = 20-320
fi ??	Универсальный эвольвентомер БВ - 5070	?3	m = 1-16 d = 20-340
Суммарное пятно контакта	Контактно-обкатные станки и приспособления	-	-
Аае??	МЦ-400Б для контроля верхних и нижних отклонений измерительного межосевого расстояния	?3	d =20 320;
Ааi?	МЦ - 160 М	?7	m = 1-10 d = 20-320
Аwme	Нормаметр БВ - 4048 - 25	?3	m = 1-10 d > 105
Тwm	Нормаметр БВ-4047-25 для наименьших отклонений средней длины общей нормали	?4
Ace	БВ-5016к для контроля наименьших отклонений толщины зуба	3-8	d >105
Тсе	БВ-5016к для контроля наименьшего отклонения толщины зуба	?3	d >105 m=1ч10

7. Расчет допусков на элементы шпоночного соединения

По заданному диаметру вала (d = 60 мм), виду шпоночного соединения (нормальное) и форме стандартной шпонки (призматическая) выбираем посадку [5]

ширину шпонки - b = 18 мм;

высоту шпонки - h = 16 мм;

глубину паза вала - t1 = 10 мм;

глубину паза втулки - t2 = 7,4 мм;

длину шпонки - l = 74 мм [5].

Вычисляем размеры:

d - t1 = 60 - 10 = 50 мм;

d + t2 = 60 + 7,4 = 67,4 мм.

Для нормального соединения поле допусков по ширине b: шпонки - h9; для паза вала - Н9; паза втулки - D10.

Посадки: шпонка - паз вала 18 H9/h9 мм;

шпонка - паз зубчатого колеса 18 D10/h9 мм.

Определяем предельные отклонения, предельные размеры, зазоры и натяги для деталей шпоночного соединения.

Для шпонки h9:

верхнее отклонение es = 0;

нижнее отклонение ei , мкм, рассчитывается по формуле

ei = es - IT9,

ei = 0 - 52 = - 52 мкм;

предельные размеры bmax ,bmin , мм, рассчитываются по формулам

bmax = bн + es, (7.1)

bmin = bн - ei , (7.2)

bmax = 18 + 0 = 18 мм;

bmin = 18 - 0,052 = 17,948 мм.

Для паза вала H9:

верхнее отклонение - ES = +52 мкм;

нижнее отклонения - EI = 0 мкм;

предельные размеры b3min, b3max, мм

b3min = 18 - 0 = 18 мм,

b3max = 18 + 0,052 = 18,052 мм.

Для паза втулки D10: ES = +149 мкм, EI = +65 мкм;

предельные размеры

b1max = 18 + 0,149= 18,149 мм,

b1min = 18 + 0,065 = 18,065 мм.

Построим схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, нанесем предельные отклонения, предельные размеры и определим зазоры (натяги).

В соединении паз вала - шпонка

Максимальный зазор S3max, мм, рассчитывается по формуле

S3max = b3max - bmin, (7.3)

S3max = 18,052 - 17,948 = 0,104 мм.

Минимальный зазор S3min , мм, рассчитывается по формуле

S3min = b3min - bmax, (7.4)

S3min = 18 - 18 = 0 мм.

В соединении паз втулки - шпонка

S1max = 18,149 - 17,948 = 0,201 мм;

S1min = 18,065 -18 = 0,065 мм.

Назначим отклонения на все остальные размеры шпонки и шпоночных пазов на валу и во втулке:

на высоту шпонки - 16h11(-0,11) мм; на длину шпонки - 74h14(-0,74) мм;

на длину паза вала - 74 H15(+1,2) мм; на глубину паза вала -

d - t1 = 50-0,3 мм; на глубину паза втулки - d + t2 = 67,4+0,3 мм.

Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения представлена на рисунке 6.

Рисунок 6 - Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения

Погрешность измерения д = 10 мкм [1]. Выбираем: микрометр МК-0-25-2 ГОСТ 6507-90 с допускаемой погрешностью измерения равной Д lim = 4 мкм; нутромер НИ 10-18-1 ГОСТ 868-82 с ценой деления 0,01 мм, диапазоном измерения 10…32 мм и допускаемой погрешностью измерения ± 8 мкм. Размеры сечений пазов, шпонок и их предельные отклонения представлены на рисунках 7, 8.

Рисунок 7 - Размеры сечений пазов и их предельные отклонения

Результаты определения параметров шпоночного соединения представлены в таблице 3.

Таблица 3 - Результаты определения параметров шпоночного соединения

Наименование размера шпоночного соединения	Номиналь-ный размер, мм	Поле допуска	Величина допуска, мкм	Предельное отклонение, мкм	Предельный размер, мм	Зазор(натяг) S(N), мкм
				верхнее	нижнее	наибольший	наименьший	наибольший	наименьший
Ширина: паза втулки шпонки паза вала	18 18 18	D10 h9 H9	84 52 52	+149 0 +52	+65 -52 0	18,149 18 18,052	18,065 17,948 18	201 104	65 0
Высота шпонки Длина шпонки Длина паза вала Размер d -t1 Размер d+t2	16 74 74 50 67,4	h11 h14 H15	110 740 1200 300 300	0 0 +1200 0 +300	-110 -740 0 -300 0	16 74 75,2 50 67,7	15,890 73,26 74 49,7 67,4

8. Расчет допусков на элементы резьбового соединения

Для резьбового соединения M20-7H/8g определить допуски, предельные отклонения, размеры и зазоры. Начертить схемы полей допусков для основных диаметров резьбы.

Порядок расчета

Определяем основные размеры гайки и винта М20 с крупным шагом [3, 6, 8-10] Р = 2,5 мм:

- наружный диметр резьбы d = D = 20 мм;

- средний диаметр резьбы d2 = D2 = 20 - 2 + 0,376 = 18,376 мм;

- внутренний диаметр резьбы d1 = D1 = 20 - 3 + 0,794 = 17,794 мм.

Поля допусков для наружной резьбы заданы: по среднему диаметру d2 - 8g, по наружному диаметру d - 8g, по внутреннему диаметру d1 допуск не устанавливается. Для внутренней резьбы:

по среднему диаметру D2 и по внутреннему диаметру D1 - 7H, по наружному диаметру D допуск не устанавливается.

Определяем предельные отклонения для диаметров наружной и внутренней резьбы [3, 6, 11], рассчитываем допуски и записываем их в виде таблицы

Таблица - Предельные отклонения для диаметров наружной и внутренней резьбы

Предельные отклонения, мкм	Наружная резьба	Внутренняя резьба
	Поле допуска 8g	Поля допуска 7Н
	d	d2	d1	D	D2	D1
Верхнее (es, ES)	-42	-42	-42	-	+280	+560
Нижнее (ei, EI)	-572	-307	-	0	0	0
Допуск, мкм	530	265	-		280	560

Определяем предельные размеры и предельные зазоры в посадке

Для наружной резьбы:

dmax = 20 - 0,042 = 19,958 мм, dmin = 20 - 0,572 = 19,428 мм;

d2 max = 18,376 - 0,042 = 18,334 мм, d2 min = 18,376 - 0,307 = 18,069 мм;

d1 max = 17,794- 0,042 = 17,752 мм, d1 min не нормируется.

Для внутренней резьбы:

Dmax не нормируется, Dmin = 20 мм;

D2 max = 18,376 + 0,28 = 18,656 мм, D2 min = 18,376 мм;

D1 max = 17,794 + 0,56 = 18,354 мм, D1 min = 17,794 мм.

Предельные зазоры резьбовой посадки для наружного диаметра

Smin = Dmin - dmax = 20 - 19,958 = 0,042 мм = 42 мкм;

для среднего диаметра

Smin = D2 min - d2 max = 18,376 - 18,334 = 0,042 мм = 42 мкм,

Smax = D2 max - d2 min = 18,656 - 18,069 = 0,587 мм = 587 мкм;

для внутреннего диаметра

Smin = D1 min - d1 max = 17,794 - 17,752 = 0,042 мм = 42 мкм.

Схемы полей допусков изображены на рисунке 9.



Рисунок 9 - Схема полей допусков резьбового соединения M20 - 7H/8g

9. Выбор посадок для сборочного соединения и их расчет

В соответствии с заданием на курсовой проект назначаем посадки для десяти сопряжений сборочной единицы.

Результаты выбора посадок представлены в виде таблице

Таблица 4 - Выбранные посадки

Номера сопрягаемых деталей	Наименование сопрягаемых деталей	Выбранные посадки по ГОСТ 25347-82
33-3	Подшипник - вал	Ш 65 L6 / n6
33-1	Подшипник - корпус	Ш 140 G7/ l6
41-3	Шпонка - паз вала	18 Н9 / h9
41-9	Шпонка - паз крышки	18 D10/ h9
3-5	Вал - зубчатое колесо	Ш 100 H8 / u8
4-12	Вал - втулка	Ш 50 Н7 / e7
4-10	Вал - втулка	Ш 14 E9 / s7
26-2	Винт - крышка редуктора	М20x2,5 - 7H / 8g
15-2	Пробка - корпус	М27 - 7H / 8g
28-3	Гайка- вал	М22- 7H / 8g

Расшифровка буквенных обозначений посадок, расчет предельных размеров, зазоров или натягов, построение полей допусков для десяти выбранных сопряжений оформляем в виде таблицы

Таблица 4 - Выбранные посадки

Номерa сопрягаемых деталей	Номинальный размер с отклонениями	Предельные размеры, мм	Схемы полей допусков
		Dmax	Dmin	dmax	dmin	Smax	Smin
1	2	3	4	5	6	7	8	9
33-3	Ш	65	49,988	50,039	50,020	-0,02	-0,051
33-1	Ш	140,054	140,014	140	139,985	0,069	0,014
41-3	Ш	18,052	18	18	17,948	0,104	0
41-9	Ш	18,149	18,065	18	17,948	0,201	0,065
3-5	Ш	100,054	100	100,198	100,144	-0,09	-0,198
4-12	Ш	65,03	65	64,94	64,91	0,12	0,06
4-10	Ш	14,075	14,032	14,046	14,028	0,047	-0,014
26-2 (d)		-	-	19,958	19,428	-	-
26-2 (d2)		18,656	18,376	18,334	18,069	0,587	0,042
26-2 (d1)		17,854	17,294	17,252	-	-	0,042
15-2 (d)		-	-	26,974	26,694	-	-
15-2 (d2)		26,562	26,35	26,324	26,124	0,438	0,025
15-2 (d1)		26,208	25,918	25,902	-	-	-
28-5 (d)		-	-	21,962	21,512	-	-
28-5 (d2)		20,966	20,701	20,663	20,413	0,553	0,038
28-3 (d1)		20,31	19,835	19,797	-	-	0,038

10. Выбор средств измерения деталей

Выбор измерительных средств осуществляется с учетом допустимой погрешности измерений, а также погрешности измерительных средств. Значение допустимой погрешности измерения зависит от величины допуска на изготовление изделия , который, в свою очередь, связан с номинальным размером и квалитетом. Для размеров от 1 до 500 мм ГОСТ 8051-81 устанавливает 15 рядов наибольших допустимых погрешностей измерения в зависимости от величины допуска [2].

При выборе средств и методов измерения необходимо подобрать такое средство (инструмент, прибор), предельная погрешность ?приб которого превышала бы допустимую погрешность измерения размера (). Для выбранного средства измерения по справочным данным следует установить его основные характеристики: пределы измерения, цену деления. Результаты выбора измерительных средств оформляются в виде таблицы 5.

Таблица 5 - Характеристики измерительных средств

Номера сопрягаемых деталей	, мкм	, мкм	Средства измерения	Цена деления, мм	Пределы измерений, мм
1	2	3	4	5	6
33-3	0,012	---	---	---	---
	0,019		Микрометр рычажный ГОСТ 4381-81	0,001	0 - 50
33-1	0,04	---	---	---	---
	0,015		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,01	18-50
41-3	0,052		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,002	0 - 25
	0,052	---	Комплексный шпоночный калибр- призма ГОСТ 24110 - 80	---	----
41-9	0,084		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,002	0 - 25
	0,052	---	Комплексный шпоночный калибр- пробка ГОСТ 24110 - 80	---	----
3-5	0,054	---	---	---	---
	0,054		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,01	50 - 100
4-12	0,003		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,01	18 - 50
	0,003		Скоба рычажная ГОСТ 11098-81	0,002	20 - 50
4-10	0,043		Нутромер индикаторный ГОСТ 868-81	0,01	18 - 50
	0,018		Скоба рычажная ГОСТ 11098-81	0,002	20 - 50
26-2	---	---	Комплексный резьбовой калибр - кольцо ГОСТ 24110 - 80	---	---
			Комплексный резьбовой калибр-пробка ГОСТ 24110 - 80	0,01	0-25
15-2	----	---	Комплексный резьбовой калибр-кольцо ГОСТ 24110 - 80	---	---
			Комплексный резьбовой калибр-пробка ГОСТ 24110 - 80	0,001	0-25
28-3	---	---	Комплексный резьбовой калибр-кольцо ГОСТ 24110 - 80	---	---
			Комплексный резьбовой калибр-пробка ГОСТ 24110 - 80	0,001	0-25

11. Расчет рабочих и контрольных калибров

Предельные калибры для контроля гладких цилиндрических деталей выполняются в виде пробок и скоб. Для контроля каждого размера необходимо иметь два предельных калибра - проходной (ПР) и непроходной (НЕ). На изготовление таких калибров, как и на изготовление деталей, задаётся величина допуска вала и отверстия, с допусками точнее IT6 проверять калибрами не рекомендуется.

Построение полей допусков калибров-пробок и калибров-скоб, а также расчёт их размеров производится для одного сопряжения по указанию преподавателя.

Исходные данные для расчета:

Ш50 Н7/е7.

Порядок расчета

По таблицам допусков на гладкие цилиндрические соединения ГОСТ 25347-82 [3] определяем величины отклонений размеров контролируемых деталей:

для отверстия Ш 50Н7: ES = +0,03 мм; ЕI = 0 мм;

для вала Ш 50е7: es = -0,09 мм; ei = -0,06 мм.

Построение полей допусков деталей (рисунок и ) и расчет предельных и исполнительных размеров производится в соответствии с ГОСТ 24853 - 81.

Размечаем нулевые линии для построения полей допусков калибров:

а) калибры-пробки (для контроля отверстий):

- проходная сторона (наименьшее отверстие) - 50,0 мм;

- непроходная сторона (наибольшее отверстие) - 50,03 мм;

б) калибры-скобы (для контроля валов):

- проходная сторона (наибольший вал) - 49,94 мм;

- непроходная сторона (наименьший вал) - 49,91 мм.

По таблицам [5] выбираем отклонения.

Для пробки :

- отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия, Z, Z = 4,0 мкм = 0,0035 мм;

- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстий за границу поля допуска, Y, Y = 3 мкм = 0,003 мм;

- допуск на изготовление калибров для отверстий, Н, мм, H =4 мкм.

Для скобы:

- отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для контроля валов, Z1, Z1 = 4,0 мкм = 0,0035 мм;

- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для валов за границу поля допуска, Y1, Y1 = 3,0 мкм = 0,003 мм;

- допуск на изготовление калибров для контроля валов, H1, H1 = 4 мкм = 0,004 мм;

- допуск контрольного изношенного калибра для валов, Нр, Нр = 1,5 мкм = 0,0015 мм.

Поля допусков калибров строятся от соответствующих нулевых линий. Участок износа штрихуется вертикальными линиями.

Рисунок 10 - Схема расположения поля допуска отверстия и полей допусков калибра-пробки

Рисунок 11 - Схема расположения поля допуска вала и полей допусков калибра-скобы

Рассчитываем предельные размеры калибра-пробки.

Наибольший размер проходной стороны рабочего калибра для контроля отверстий Р-ПРмах, мм, рассчитывается по формуле

Р - ПРmax, (11.1)

Р - ПРmax мм.

Наименьший размер проходной стороны рабочего калибра для контроля отверстий Р-ПРmin, мм, рассчитывается по формуле

Р - ПРmin, (11.2)

Р - ПРmin мм.

Размер проходной стороны изношенного калибра для контроля отверстий Р-ПРизн, мм, рассчитывается по формуле

P - ПРизн, (11.3)

P - ПРизн мм.

Наибольший размер непроходной стороны рабочего калибра для контроля отверстий Р-НЕmax, мм, расчитывается по формуле

Р - НЕmax, (11.4)

P - HEmaxмм.

Наименьший предельный размер непроходной стороны рабочего калибра для контроля отверстий Р-НЕmin, мм, рассчитывается по формуле

P - HEmin, (11.5)

P - HEmin

Рассчитываем предельные размеры калибра-скобы.

Наибольший размер проходной стороны рабочего калибра для контроля валов Р-ПРmax, мм, рассчитывается по формуле

Р - ПРmax , (11.6)

Р - ПРmax мм.

Наименьший размер проходной стороны изношенного калибра для контроя валов Р-ПРmin, мм, рассчитывается по формуле

Р - ПРmin , (11.7)

Р - ПРmin мм.

Размер проходной стороны изношенного калибра для контроля валов

Р-ПРизн, мм, рассчитывается по формуле

Р-ПРизн (11.8)

Р-ПРизн мм.

Наименьший размер непроходной стороны калибра для контроля валов

Р-НЕmin, мм, рассчитываем по формуле

Р-НЕmin , (11.9)

Р-НЕmin мм.

Наибольший размер непроходной стороны калибра для контроля валов

Р-НЕmax, мм, рассчитывается по формуле

Р-НЕmax , (11.10)

Р-НЕmax мм.

Рассчитываем предельные размеры контрольных калибров.

Наибольший размер контрольного изношенного калибра для валов

К-ПРmax изн., мм, рассчитываем по формуле

К-ПРmax изн , (11.11)

К-ПРmax изн мм.

Наименьший размер контрольного изношенного калибра для валов

К-ПРmin изн., мм, рассчитывается по формуле

К-ПРmin изн ,(11.12)

мм.

Наибольший размер контрольного проходного калибра для валов

К-ПРmax, мм, рассчитывается по формуле

К-ПРmax , (11.13)

К-ПРmax мм.

Наименьший размер контрольного проходного калибра для валов

К-ПРmin , мм, рассчитывается по формуле

К-ПРmin , (11.14)

К-ПРmin мм.

Наибольший размер контрольного непроходного калибра для валов

К-НЕmax, мм, рассчитывается по формуле

К-НЕmax , (11.15)

К-НЕmax мм.

Наименьший размер контрольного проходного калибра для валов

К-НЕmin, мм, рассчитывается по формуле

К-НЕmin , (11.16)

К-НЕmin мм.

Результаты вычислений представим в таблице 6.

Таблица 6 - Предельные размеры калибров

Размеры	Предельные размеры калибров, мм
	Для пробки	Для скобы
Проходная сторона
Наибольший	50,0055	49,9385
Наименьший	50,0015	49,9345
Изношенный	49,997	49,943
Непроходная сторона
Наибольший	50,032	49,912
Наименьший	50,028	49,908
Контрольные калибры
	Проходная сторона новая
Наибольший	-	49,93725
Наименьший	-	49,93575
	Проходная сторона изношенная
Наибольший	-	49,94425
Наименьший	-	49,94225
	Непроходная сторона
Наибольший	-	49,91075
Наименьший	-	49,90925

Определяем исполнительные размеры калибров для простановки их на чертежах:

- для пробок

Р - ПР 50,0055+0,004 мм

Р - НЕ 50,032+0,004 мм

- для скоб

Р - ПР 49,9345-0,004 мм

Р - НЕ 49,908-0,004 мм

12. Расчет размерной цепи вероятностным методом

Назначение предельных отклонений составляющих звеньев размерной цепи при известном допуске замыкающего звена называется прямой задачей, которая может быть решена либо методом полной взаимозаменяемости, либо методом вероятностного расчета.

Метод неполной взаимозаменяемости - это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи получается не при любых сочетаниях, а при ранее обусловленной части сочетаний размеров составляющих звеньев.

Метод исходит из предложения, что сочетание действительных размеров составляющих звеньев в изделии носит случайный характер и вероятность того, что все звенья с самыми неблагоприятными сочетаниями окажутся в одном изделии, весьма мала.

Такой метод расчета, который учитывает рассеяние размеров и вероятность их различных сочетаний, называется вероятностным методом расчета. Метод допускает малый процент изделий, у которых замыкающее звено выйдет за рамки поля допусков, при этом расширяются допуски составляющих цепь размеров, и тем самым снижается себестоимость изготовления деталий.

В основе вероятностного метода лежат теоремы математической статистики, устанавливающие свойства дисперсии. Замыкающее звено размерной цепи принимается за случайную величину, являющуюся суммой независимых случайных переменных, т.е. суммой независимых составляющих звеньев размерной цепи.

Исходные данные для расчета представлены в таблице 7.

Таблица 7 - Исходные данные для расчета

Звенья размерной цепи	Номинальные размеры составляющих звеньев, мм	Законы распределения размеров звеньев	Допустимый брак
1	2	3	4
А1	25	РТ	-
А2	64	РВ	3%
А3	32	РТ	-
А4	54	РВ	-
А5	25	Н	-
А6	215	Н	-

Примечание: Н - нормальный закон распределения размеров звеньев цепи; РВ - закон равной вероятностного распределения размеров звеньев цепи; РТ - закон равнобедренного треугольника.

Рисунок - Векторное изображение размерной цепи

Отклонения замыкающего звена А?:

- верхнее отклонение ES(А?)=+0,2 мм;

- нижнее отклонение EI(А?)= - 2 мм;

Порядок расчета

Определяем допуск замыкающего звена [ТА?], мкм, по формуле

[ТА?]= ES(А?) - EI(А?) (12.1)

[ТА?]= 0,2-(-2)=2,2 мм = 2200 мкм

Определяем номинальный размер замыкающего звена А?, мм, по формуле

А?= А6 - (А1+А2+А3+А4 +А5), (12.2)

А?=215-(25+64+32+54+25)=15 мм.

Для каждого номинального размера составляющих звеньев (кроме замыкающего) по таблице 1.1 [3] определяем значение единиц допуска i, мкм Значение коэффициента лi принимаем в зависимости от закона распределения размеров звеньев. В зависимости от процента допустимого брака определяем для каждого звена добавочный множитель t - коэффициент риска. Результаты расчета заносим в таблицу 8.

Таблица 8 - Расчет средней точности размерной цепи

Аi ном, мм	i, мкм	t	лi	(ТАi?t?лi)2, мкм	, мкм
1	2	3	4	5	7
25	1,31	3	0,408	2,57	5,67
64	1,86	2,17	0,577	5,43
32	1,56	3	0,408	3,65
54	1,86	3	0,577	10,38
25	1,31	3	0,333	1,72
215	2,9	3	0,333	8,41

Примечание: Н - нормальный закон распределения размеров звеньев цепи; РВ - закон равной вероятностного распределения размеров звеньев цепи; РТ - закон равнобедренного треугольника.

Определяем значение среднего коэффициента точности цепи ас по формуле

, (12.3)

где [TA?] - заданное значение допуска замыкающего звена, мкм,

[TA?]=1000 мкм.

По полученному значению ас выбираем квалитет (округляя в меньшую сторону) - IT13, где аср = 250. Допуски звеньев, составляющих размерную цепь, рассчитываем по формуле

Т=а?i.(12.4)

Результаты расчета заносим в таблицу 9.

Таблица 9 - Расчет вероятностного допуска замыкающего звена

Аi ном, мм	TAi , мкм	лi	t	(TAi ? лi?t)2, мкм	, мкм
25	210	0,408	3	66150	909,32
64	300	0,577	2,17	141267
32	250	0,408	3	93750
54	300	0,577	3	270000
25	210	0,333	3	44100
215	460	0,333	3	211600

Проверяем выполнение условия

ТА? ? [ТА?],

909,32 < 2200.

Условие выполняется.

Определим среднее отклонение замыкающего звена Em(A?), мкм, по формуле

 (12.5)

мкм.

Так как Em(A?) > 0, то отклонения для звеньев принимаем:

для уменьшающих звеньев (А1, А2, А3, А4, А5) принимаем отклонения

,

для увеличивающего звена А6 принимаем отклонения

, ;

.

Проверяем выполнение обязательного условия

, (12.6)

.

-900 ? -230.

Условие не выполняется, поэтому в качестве зависимого звена принимаем звено А2. Обозначим звено А2 за Азав.

,

Em(Aзав) = -610 мкм,

ES(Aзав) = Em(Aзав) + 1/2Тзав, (12.7)

Тзав=300 мкм,

ES(Aзав)= мкм,

EI(Aзав)= Em(Aзав) - 1/2Тзав, (12.8)

EI(Aзав) = мкм,

.

Среднее квадратическое отклонение замыкающего звена у, мкм, определяется по формуле

у = (12.9)

у =мкм.

Границы нового допуска Х, мкм, определяются по формуле

Х = (12.10)

Х = мкм.

Пределы интегрирования расчетного вероятностного допуска Z определяются по формуле

Z = (12.11)

Z =.

Вероятность изготовления годных деталей определяются по формуле

Р = 2·Ф(Z), (12.12)

где Ф(Z) - интеграл функции Лапласа, значение которого определяем по [4]

Ф(Z) = 0,49865,

Р = 2·0,49865 = 0,9973.

Процент годных деталей П, %, определяется по формуле

П = Р?100%, (12.13)

П = 0,9973?100 = 99,73%.

Процентное содержание бракованных деталей Б, %, определяется по формуле

Б = 100% - П, (12.14)

Б = 100 - 99,73 = 0,27% .

Заключение

В данном курсовом проекте приведено описание конструкции редуктора конического К-355.

Проведен расчет и выбор посадок сопряжений механизма, так как качественные показатели, такие как надежность, точность, долговечность работы данного механизма в большей степени зависят от характера сопряжения деталей и правильности выбора допусков формы и расположения, то есть назначенных посадок.

В курсовом проекте решены следующие задачи:

- расчет и выбор подшипников качения;

- назначение 10 посадок для сопряжений механизма переключения и расчет его элементов;

- выбор средств измерения деталей с учетом допустимой погрешности измерения и погрешности измерительных средств, а также установление основных характеристик, выбранных средств измерения.

- расчет предельных исполнительных размеров гладких калибров-пробок и калибров-скоб для контроля соединения;

- расчет и выбор посадки с натягом;

- выбор степени точности зубчатой передачи по трем видам норм: кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев, расчет гарантированного бокового зазора и выбор измерительных средств контроля точности контролируемых параметров и бокового зазора;

- расчет и выбор посадки с зазором для подвижного сопряжения при стабильных эксплуатационных условиях работы;

- расчет размерной цепи вероятностным методом, что позволяет установить на составляющие звенья более широкие допуски, чем те, которые получаются при решении задачи методом полной взаимозаменяемости.

В курсовой проект входят чертежи:

редуктор конический К-355 (А1), вала (А3), зубчатого колеса (А3), калибра-пробки (А3) и калибра-скобы (А3), десяти посадок для сопряжений механизма (А1) редуктора конического К-355.

Список используемой литературы

1. Расчет посадок с зазорами и натягами. Допуски и посадки подшипников качения. Выбор средств измерения. Допуски зубчатых передач [Текст]: произв.-техн. материалы к учебным занятиям по курсу "Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения" / Воронеж. гос. технол. акад.; сост. А.А. Афанасьев, В.И. Логинова, Ю.М. Веневцев и др. - Воронеж, 1997. - 40 с.

2. Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения [Текст] / А.И. Якушев, Л.И. Воронцов, Н.М. Федотов - М.: Машиностроение, 1986. - 352 с.

3. Гмурман Е.В. Теория вероятностей и математическая статистика [Текст]: учеб. Пособие для вузов / В.Е. Гмурман - 8 - е изд., стер. - М.: Высш. шк., 2002. - 479 с.

4. Дунаев П.Ф. Допуски и посадки. Обоснование выбора [Текст] / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Л.П. Варламова - М.: Высш. Шк., 1984 - 112 с.

5. Руководство по выполнению курсовой работы для дисциплин "Метрология, стандартизация и сертификация", "Взаимозаменяемость" [Текст]: учеб. пособие / Г.В. Попов, Н.Л. Клейменова, Л.И. Назина, Н.А. Ерофеева; Воронеж. гос. технол. акад. - Воронеж: ВГТА, 2010. - 68 с.

6. Методические указания к оформлению расчетно-проектных, расчетно-графических работ, курсовых и дипломных проектов [Текст] / Воронеж. гос. технол. акад.: сост. Ю.Н. Шаповалов, В.Г. Савенков, Е.В. Вьюшина - Воронеж, 2003.- 59 с.

7. Палей М.А. Допуски и посадки [Текст] / М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. Справ.: В 2 т. 7-е изд. - Л.: Политехника, 1991. - 1184 с.

8. Анухин В.И. Допуски и посадки [Текст]: учеб. пособие. / В.И. Анухин. 3-е изд. - СПб.: Питер, 2004. - 207 с.

9. Кутай А.К. Справочник контрольного мастера [Текст] / А.К. Кутай, А.Б. Романов, А.Д. Рубинов. - Л.: Лениздат, 1980. - 250 с.

10. Виноградов А.Н., Воробьев Ю.А., Воронцов Л.Н. Допуски, посадки, линейные измерения [Текст] / А.Н. Виноградов, Ю.А. Воробьев, Л.Н Воронцов. Справочник контролера машиностроительного завода. - 3-е изд.- М.: Машиностроение, 1980. - 367 с.

11. Мягков В.Д., Допуски и посадки [Текст] / В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. Справочник в 2-х частях. - 6-е изд. - Л.: Машиностроение, 1982. - Ч. 1, 1983. - Ч. 2.

Приложение

Перечень стандартов для курсового проектирования

ГОСТ 2.307-68 ЕСКД. Нанесение размеров и предельных отклонений.

ГОСТ 2.308-79 ЕСКД. Указание на чертежах допусков формы и расположений.

ГОСТ 2.309-73 ЕСКД. Обозначение шероховатости поверхностей.

ГОСТ 2.403-75 ЕСКД. Правила выполнения чертежей цилиндрический зубчатых колес.

ГОСТ 25346-89 ЕСДП. Основные нормы взаимозаменяемости. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений.

ГОСТ 25347-89 ЕСДП. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры.

ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.

ГОСТ 24071-80 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с сегментными шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки.

ГОСТ 1139-80 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски.

ГОСТ 27284-87 Калибры. Термины и определения.

ГОСТ 27851-81 Калибры гладкие для цилиндрических отверстий и валов. Виды.

ГОСТ 24853-71 Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски.

ГОСТ 11708-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба. Термины и определения.

ГОСТ 24705-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Основные размеры.

ГОСТ 8724-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги.

ГОСТ 16093-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором.

ГОСТ 24834-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Переходные посадки.

ГОСТ 4608-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Посадки с натягом.

ГОСТ 3478-79 Подшипники качения. Основные размеры.

ГОСТ 3325-85 Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.

ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

ГОСТ 25142-82 Шероховатость поверхности. Термины и определения.

ГОСТ 2789-73 Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики.

ГОСТ 24643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения.

ГОСТ 14140-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски расположения осей отверстий для крепежных деталей.

ГОСТ 16319-80 Цепи размерные. Термины и определения. Методы расчета.

Размещено на Allbest.ru