Вступление
Задача 1: Выбор посадки с натягом
Задача 2: Расчет переходной посадки на вероятность получения натягов и зазоров
Задача 3: Контроль размеров (расчет исполнительных размеров калибров и контркалибров)
Задача 4: Выбор посадки колец подшипника
Задача 5: Метод центрирования и выбор посадки шлицевого соединения
Задача 6: Степень точности и контролируемые параметры цилиндрической зубчатой передачи
Задача 7: Расчет размерной цепи для обеспечения заданного замыкающего звена
Задача 8: Основные размеры и предельные отклонения резьбовых соединений
Задача 9: Определение вида шпоночного соединения
Заключение
Список используемой литературы
Введение
Курсовой проект включает в себя решение задач по темам:
1. Посадки;
2. Шлицевые соединения;
3. Зубчатая передача;
4. Резьбовые соединения;
5. Шпоночные соединения;
6. Размерные цепи.
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 (ГОСТ, СТ СЭВ и т.д.) и табличных данных.
1. Рассчитать и выбрать посадку для соединения 2-3 при следующих исходных данных:
Крутящий момент Mкр = 0
Осевая сила Pос = 5300 Н
Номинальный диаметр d = 56 мм
Длина контакта l = 40 мм
Коэффициент трения-сцепления f = 0,13
Диаметр внутреннего отверстия d1 = 50 мм
Диаметр втулки d2 = 78 мм
Материал вала Сталь 45
Материал втулки БрО4Ц4С17
Вид запрессовки Механическая
Высота микронеровностей вала Rzd = 5 мкм
Высота микронеровностей втулки RzD = 10 мкм
Рабочая температура соединения t = 60ْ С
Условия работоспособности:
1. Отсутствие проскальзывания;
2. Отсутствие пластических деформаций в соединении.
При расчетах используются выводы задачи Ляме (определение напряжений и перемещений в толстостенных полых цилиндрах).
По известным значениям внешних нагрузок (Mкр; Pос) и размерам соединения (d; l) определяется требуемое минимальное удельное давление на контактных поверхностях соединения по формуле [1.1]:
, [1.1]где Pос – продольная осевая сила, стремящаяся сдвинуть одну деталь относительно другой; Mкр – крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой; l – длина контакта сопрягаемых поверхностей; f – коэффициент трения-сцепления.
По полученному значению p определяется необходимая величина наименьшего расчетного натяга N’min [1.2]
, [1.2]где E1 и E2 – модули упругости материалов деталей; c1 и c2 – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам [1.3] и [1.4]
, [1.3] 
, [1.4]где d1 – диаметр внутреннего отверстия; d2 – диаметр втулки; μ1 и μ2 – коэффициенты Пуассона.
Принимаются значения E1 = 1,96·105 Н/мм2, E2 = 0,84·105 Н/мм2, μ1 = 0,3, μ2 = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335. Мягков том 1).
Определяются с учетом поправок к N’min величина минимального допустимого натяга [1.5]
, [1.5]где γш – поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения [1.6]
[1.6] 
γt – поправка, учитывающая различие коэффициентов линейного расширения материалов деталей [1.7]
, [1.7]где αD и αd – коэффициенты линейного расширения материалов;
– разность между рабочей и нормальной температурой 
Принимаются значения αD = 17,6·10-6 град-1, αd = 11,5·10-6 град-1 (табл. 1.62, стр. 187-188, Мягков том 1).
На основе теории наибольших касательных напряжений определяется максимальное допустимое удельное давление [pmax], при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей. В качестве [pmax] берется наименьшее из двух значений, определенных по формулам [1.8] и [1.9]
, [1.8] 
, [1.9]где σТ1 и σТ2 – предел текучести материалов деталей.
Принимаются значения σТ1 =355 МПа (табл. 3, стр. 97, Анурьев том 1), σТ2 = 147 МПа (табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1).
Определяется величина наибольшего расчетного натяга N’max [1.10]
[1.10] 
Определяется с учетом поправок к N’min величина максимального допустимого натяга [1.11]
, [1.11]где γуд – коэффициент удельного давления у торцов охватывающей детали.
Принимается значение γуд = 0,93 (по графику рис. 1.68, стр. 336, Мягков том 1).
Выбирается посадка из таблиц системы допусков и посадок (табл.1.49, стр. 156, Мягков том 1)
,для которого Nmax = 106 мкм < [Nmax], Nmin = 57 мкм > [Nmin].
рис.1.1
рис.1.2
рис.1.3
2. Для соединения 16-17 определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки:
. 
рис.2.1
рис.2.2
Рассчитывается посадка, и определяются минимальный и максимальный натяг [2.1], [2.2], [2.3]
, [2.1] 
, [2.2] 
, [2.3]поля допусков [2.4], [2.5]
, [2.4] 
, [2.5]где ВО – верхнее отклонение отверстия; во – верхнее отклонение вала; НО – нижнее отклонение отверстия; но – нижнее отклонение вала. (ВО=30 мкм , НО=-10 мкм , во=25 мкм , но=0 мкм)
Определяется среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле [2.6]
[2.6] 
Определяется предел интегрирования [2.7]
[2.7] 
Принимается значение функции Ф(1.65) = 0.4505 (табл. 1.1, стр. 12, Мягков том 1).
Рассчитывается вероятность натягов [2.8] (или процент натягов [2.9]) и вероятность зазора [2.10] (или процент зазоров [2.11]):
[2.8] 
[2.9] 
[2.10]