Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: редуктор планетарный 2-ступенчатый

Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: редуктор планетарный 2-ступенчатый

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

ПО КУРСОВОЙ РАБОТЕ

Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Редуктор планетарный 2-ступенчатый

СОДЕРЖАНИЕ

1.      Введение

.        Выбор посадок методом аналогов

.1      Выбор и обоснование выбора посадок

.2      Расчет размерных параметров выбранных посадок

.3      Выбор параметров шероховатости, допусков формы и размеров поверхностей

.4      Рабочие эскизы сборочных единиц и сопрягаемых деталей

.        Расчёт и выбор посадок колец подшипника

.1 Выбор класса точности подшипника, предельное отклонение и определения вида нагружения колец

.2 Выбор посадки для циркуляционного нагружения кольца

.3 Выбор посадки для местнонагруженного кольца

.4 Эскиз подшипникового узда и деталей с сопрягаемым подшипником

.        Расчёт посадки с натягом

.        Расчет переходной посадки

.        Расчет комбинировоной посадки

.        Выбор посадки шпоночного соединения

.        Расчет размерной цепи

.        Заключение

Список использованных источников

1. ВВЕДЕНИЕ

Редуктор служит для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу без изменения угла вращательного движения.

Работа шестерёнчатого механизма осуществляется в масляной ванне. Для заливки масла в корпус редуктора 2 имеется отверстие, закрытое отдушиной 16, оно также служит для снижения избыточного давления. Корпус редуктора 2 закрывается крышкой редуктора 1. В крышке редуктора находится отверстие для посадки уплотнения 28, в крышку 1 вставляется вал шестерня, на который с одной стороны напрессовывается с натягом подшипники 27, 4 а, с другой стороны имеется паз для шпонки 29 и резьбы, для установочной гайки 30 и шайбы 31. На подшипник 4 напрессовывается водило-шестерня 3, которое с другой стороны также имеет напрессованный подшипник 4. Водило шестерня 3 имеет 3 отверстия в которые запрессовывают оси сателлитов 21. На оси сателлитов насажены подшипники 19. На которые ставятся сателлиты 22 и кольца пружинные 25, 26 для фиксации. Водило-шестерня 3 подшипником 4 входит в водило ведомое 7 которое установлено в корпусе редуктора 2 на подшипниках 8, между которыми установлено кольцо пружинное 9. На водило-ведомое напрессовывается втулка упорная 11. В корпусе 2 установлено уплотнение 10 для предотвращения потерь масла. Водило-ведомое 7 с одной стороны имеет паз для шпонки 16, шайбу конусную 12 которая прикручивается винтом 13 и фиксируется шайбой лапчатой 14, с другой - отверстие, в которое запрессовываются оси сателлитов 17. На оси 17 ставятся подшипники 19, с распорной втулкой 20 и сателлиты 18. Всё фиксируется пружинными кольцами 25 и 26. В корпусе редуктора 2 входит кольцо зубчатое корончатое, которое крепится винтом стопорным 5.

2. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ АНАЛОГОВ

2.1 Выбор и обоснование выбора посадок

Сопряжение по d4=20мм.

Данное сопряжение представляет собой соединение втулки распорной 32 и водила-ведущего. Соединение разъемное, подвижное. Для аналогичных соединений рекомендуется применять посадки типа - «скользящие».

Выбираем по [1] стр. 304 переходную посадку Ø 20  из числа рекомендуемых в системе отверстия, обеспечивающую не высокое требование в точности центрирования часто разбираемых деталей и назначением d4 = 20h7.

Сопряжение d10 =15мм.

Данное сопряжение представляет собой соединение оси сателлита 21 и водила-шестерни 3. Соединение разъемное, неподвижное. Ось сателлита 21 плотно запрессовывается в отверстие водила-шестерни 3..

Для аналогичных соединений рекомендуется применять переходные посадки типа  -«умеренно напряженные».

Принимаем переходную посадку Ø 15 . Вероятность получения зазоров или натягов при такой посадке одинакова. Сборка и разборка проводиться без значительных усилий.

Сопряжение d1 =15мм.

Соединение вала шестерни с другим валом или шестернёй. Соединение разъемное, неподвижное. Неподвижность обеспечивается шпонкой 29. Колесо должно хорошо центрироваться на валу для предотвращения биения в процессе работы. Для такого рода соединения, в случае умеренного нагружения применяются посадки с натягом. - прессовые соединения. Принимаем посадку Ø 15 , как предпочтительную из ряда других. Небольшой натяг получающийся в большинстве соединений, достаточен для центрирования деталей и предотвращение их вибрации в процессе работы узла.

2.2 Расчет размерных параметров выбранных посадок

= 20 мм

Определяем размерные параметры отверстия

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Рис. 2.1.Схема взаиморасположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

= 15 мм

Определяем размерные параметры отверстия :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск размера отверстия:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Рис.2.2.Схема взаиморасположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:

= 15 мм

Определяем размерные параметры отверстия :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск размера отверстия:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Рис. 2.3.Схема взаиморасположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:

2.4 Рабочие эскизы сборочных единиц и сопрягаемых деталей

3. РАСЧЁТ НАТЯГОВ В ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ

В зависимости от характера от характера требуемого соединения поля допусков для валов и отверстий корпусов выбираются в зависимости от типа нагружения, т.е. от характера нагрузки.

3.1 Выбор класса точности подшипника, предпочтительное отклонение и определения вида нагружения колец

В нашем случае внутренне и внешнее кольца испытывают циркуляционный вид нагружения, так как кольца воспринимают радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передает ее последовательно всей посадочной поверхности вала.

Принимаем класс точности подшипника-6, так как число оборотов на редукторе не большое и такой подшипник является не дорогим, что экономически выгодно.

3.2 Выбор посадки для внутреннего кольца

Будем вести расчет по интенсивности распределения нагрузки по посадочной поверхности.

,

где R-радиальная реакция опоры подшипника, кН; R= 1000 Н b-рабочая ширина посадочного места;b=B-2r, B-ширина подшипника; kП- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки , kП=1 при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации; F-коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале F=1; FА=1 для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом. Режим работы 10000 часов

По таблице 4.82 [с. 818] и выбираем поле допуска поверхности вала сопрягаемой с внутренним кольцом подшипника.

Ø12jS6

По таблице 4.75 [с. 812] выбираем предельные отклонения для кольца подшипника.

Ø12L0

получаем посадку:

Ø12

Выбранную посадку проверяем па максимальному натягу:

где, k - коэффициент, зависящий от серии подшипника, k=2,8 (для средней серии); [GP] = 400 МПа - допускаемое напряжение при растяжении для материала кольца

[N] > Nmax (выбранный d=12 мм)

=12 мм=11,988мм

=dmax-Dmin=12,0055-11,9945= 0,0011 мм

= 11,9945мм= 12,0055мм

=es-EI=0,0055-(-0,008)=0,00135мм

Nmin=ei-ES=-0,0055-0=-0,0055мм=ES-ei=0-0,0055=-0,0055мм=EI-es=-0,008-0,0055=-0,0135мм

=0,0034 мм

Sc=-0,0068мм

Строим схемы расположения полей допусков сопрягаемых поверхностей рис. 3.1

рис 3.1. Схема расположения полей допусков сопряжения подшипника и вала

3.3 Выбор посадки для внешнего кольца

В нашем случае внешнее кольцо подшипника, как и внешнее, испытывает циркуляционный вид нагружения.

Ø37

Н=37 мм=36,992 мм=36,967мм

ТD=0,025мм.

=Dmax-dmin=36.992-36.989=0.003 мм

=36,989мм=37 мм

Nmax=d max- Dmax=37,000-36,992=0.008мкм

,5>0.008

Условие прочности выполняется

=es-EI=0-(-0,033)=0,033мм

Nmin= ei-ES=-0,011-(-0,008)=-0,003мм=ES-ei=-0,008-(-0,011)=0,003мм=EI-es=-0,033-0=-0,033мм

=0,018мм

Sc=0,0015мм

рис 3.2. Схема расположения полей допусков сопряжения подшипника и корпуса редуктора

По приложению VIII [6. с. 196] находим допускаемые радиальные зазоры в подшипниках Δнат. наиб и Δнат. наим . Определим велечину касательного радиального зазора по формуле

- радиальная деформация кольца при максимальном натяге посадки Nmax

Условие работоспособности  выполняется 0,0277>0,02

.4 ЭКСКИЗЫ ПОДШИПНИКОВОГО УЗЛА И ДЕТАЛЕЙ СОПРЯЖЕНЫМИ С ПОДЖШИПНИКАМИ

рис.3.1 Эскиз сопряжения сателита с подшипником

рис.3.2 Эскиз вала

рис. 3.3 Эскиз сателита

4. РАСЧЕТ ПОСАДОК С НАТЯГОМ

Посадки с натягом предназначены для неподвижных соединений неразъемных соединений (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте), как правило, без дополнительного крепления винтами штифтами шпонками и т. д.. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей.

Проведем расчет посадки сопряжения оси сателлита 21 с отверстием в водиле-шестере 3. Для этого примем l=22,5 мм, , dн.с.=15 мм,d2=0,0225 мм. Rос=1 KН.

Шероховатость принимаем равной Rzd=8, Rzdk=5,3. Корпус и зубчатое колесо изготовлено из СЧ(µ=0.25).

Рис. 4.1 Расчетная схема

Наружный диаметр ступицы dст, мм, определяеться по формуле

ст=1.7dн.с.,

где dн.с- номинальный диаметр вала, 15 мм,ст=1.7*15=25.5 мм

Длина ступицы

lст=1.5* dн.с

ст=1.5*15=22.5 мм

В результате рассчитаем величину наименьшего натяга, способного передать такие нагрузки:

,

где ЕD и Еd - модули упругости материалов втулки и вала, табл. 1.6

[1, ч. 1, с. 335]; CD и Cd - коэффициент Лямэ для втулки и вала.

Определим необходимые величины :

1)     определим требуемую величину давления на поверхности:

2)     определим коэффициенты Лямэ:

Рассчитаем необходимый натяг:

Данная величина должна быть скорректирована с учетом смятия поверхностей, потому что рассчитанная величина не будет обеспечена вследствие снижения шероховатости в процессе запрессовки.

Будем считать, что величина смятия и срезания поверхностей в связи с запрессовкой составляет 60% от их высоты.

Определим наименьший допустимый натяг с учетом уменьшения действительного натяга за счет смятия неровностей при запрессовке

Выберем посадку из таблиц, системы допусков и посадок, при этом учитываем условие относительной подвижности сопрягаемых деталей.

Окончательно принимаем для d=15 мм посадку Ø

Выполним расчет по наибольшему допускаемому давлению для обеспечения прочности сопрягаемых деталей.

для вала-

для втулки-

В качестве [Pmax] принимаем наименьший из двух значений

Находим величину наибольшего расчетного натяга

Вычисляем наибольший допустимый натяг с учетом среза и смятия неровностей

Находим необходимое усилие для запрессовки деталей без применения термических методов сборки

,

где - коэфициенет трения при запрессовке 0,15; - удельное давление при максимальном натяге выбранной посадки, определяемое по следующей формуле:

5. РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК

Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъемных соединений деталей и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для них характерна возможность получения, как натягов, так и зазоров. Натяги, получающиеся в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно не требуют проверки деталей на прочность, за исключением отдельных тонкостенных деталей. Эти натяги недостаточны для передачи соединением значительных крутящих моментов или усилий. К тому же получение натяга в каждом из собранных соединений не гарантировано. Поэтому переходные посадки применяют дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами.

Трудоемкость сборки и разборки соединений с переходными посадками, так же как и характер этих посадок, во многом определяется вероятностью (частностью) получения в них натягов и зазоров.

При расчете вероятности натягов и зазоров обычно исходят из нормального распределения натягов размеров деталей при изготовлении. Распределение натягов и зазоров в этом случае также будет подчиняться нормальному закону, а вероятности их получения определяется с помощью интегральной функции.

Проведем расчет переходной посадки, в данной коробке подачи по d1, где сопрягаются две поверхности водила-ведомого и втулки упорной 11. Переходная посадка в данном случае для того, чтобы определить точность центрирования и легкость сборки соединения. Для данного соединения выбираем посадку типа Н6/h5.

Ø15

Определим максимальный и минимальный зазор для данного соединения:

Минимальный зазор равен максимальному натягу.

Считаем среднее значение зазора:

Определяем средне квадратичное отклонение:

Определим предел интегрирования:

пользуясь таблицей Ф(z), находим Ф(z)=0,258

Определяем вероятность получения зазора:

Следовательно, вероятность получения натяга равна:

6. РАСЧЕТ КОМБИНИРОВАНОЙ ПОСАДКИ

Сопряжение по d17= 50 мм

Соединение водила-ведомого с втулкой упорной 10. Соединение подвижное, разъемное.

Для аналогичного соединения рекомендуется применять посадку скользящую Принимаем посадку скользящую Ø 50, как предпочтительную в системе.

Схема расположения полей допусков выбранной посадки представлена на рис. 6.1

Рис. 6.1.Схема расположения полей допусков

Средний зазор выбранной посадки Sm, определяется по формуле

, (6.1)

где Еm- среднее предельное отклонение в системе отверстия, 0,008 мм;среднее предельное отклонение в системе вала, -0.0055 мм

От выбранной системной посадки нужно перейти к комбинированной вне системной, вследствие того , что поле допуска вала определяется посадкой кольца упорного, тогда применяем . Поэтому на остальных посадках целесообразно использовать комбинированные, так как трудоемко обеспечить системными посадками нужных характер соединения. Поэтому поле допуска вала в комбинированной посадке будет , а поле допуска отверстия принимаем такое, которое с ранее принятым полем допуска обеспечит необходимый средний зазор, рис. 6.2.

рис. 6.2. Расчетная схема

Среднее предельное отклонение в системе отверстия для комбинированной посадки получили из формулы 6.1

где - среднее предельное отклонение в системе вала, 11,5 мкм

По среднему предельному отклонению в системе отверстия для комбинированной посадки принимаем поле допуска

Окончательно принимаем комбинированную посадку Ø50 , схема расположения полей допусков которой указанна на рис. 6.3.

рис 6.3. Схема расположения полей допусков

Расчет размерных параметров выбранных посадок= 50 мм

Определяем размерные параметры отверстия

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:

У этой посадки зазор  может изменяться от  до , натяг от 0 до 0,021 мм.

Определяем вероятный допуск посадки (при условии, что величины отклонений размеров вала и отверстия подчиняются закону нормального распределения):

,

тогда среднеквадратическое отклонение  равно

7. ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Чаще всего в массовом производстве принимают шпонки. Использование призматических шпонок дает возможность дает возможность более точно центрировать сопрягаемые элементы и получать как подвижные (в случае применения обыкновенных призматических шпонок), так и не скользящи соединения (при использовании направляющих шпонок с креплением на вал).

Выбираем для вала 1 призматическую шпонку, неподвижную. Характер соединения нормальный. Из табл. 4.52.[с.773] выбираем шпонку по диаметру вала.=5 мм; h=5мм; t1=3мм; t2=2.3мм;

Во всех случаях шпонка устанавливается в пазу вала плотно с натягом, а в пазу отверстия в зависимости от характера соединения. При точном центрировании поля допуска на отверстия H6, а на вал рекомендуется js6, k6, m6, n6. Для данного шпоночного соединения рекомендуется применять допуск на отверстия Н6, допуск на вал js6. Принимаем нормальное соединение, это соединение чаще всего используется в массовом производстве, так как обеспечивает точное центрирование деталей.

Для нормального соединения принимаем поля допусков:

на ширину паза вала N9, на ширину паза втулки js9, на ширину шпонки h9.Принимаем шероховатость на ширину паза вала и втулки - Ra 0.4, а на высоту паза втулки и вала - Ra 0.2

Кроме точности размеров шпонок и шпоночных пазов ограничивают и неточность расположения паза в валу и паза во втулке относительно оси симметрии вала и втулки. Должен ограничиваться допуск параллельности плоскости симметрии паза относительно оси симметрии сопрягаемой поверхности.

Предельные размеры элементов шпоночных соединений

Сопряжение шпонка вал Ø15

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск размера отверстия:

Определяем размерные параметры вала :

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Рис. 7.1.Схема взаиморасположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:

Сопряжение шпонка втулка Ø15

Определяем размерные параметры вала

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение:

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр отверстия:

Минимальный диаметр отверстия:

Средний диаметр отверстия:

Допуск размера отверстия:

Определяем размерные параметры вала

Верхнее предельное отклонение:

Нижнее предельное отклонение: ei=-0.043

Среднее отклонение:

Номинальный диаметр:

Максимальный диаметр вала:

Минимальный диаметр вала:

Средний диаметр вала:

Допуск размера на вал:

Рис. 7.2.Схема взаиморасположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по предельным размерам:

Максимальный зазор:

Минимальный зазор:

Средний зазор:

Максимальный натяг:

Минимальный натяг:

Средний натяг:

рис.7.3. Эскизы пазов вала и втулки

рис.7.4. Эскиз шпоночного сопряжения

8. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

рис. 8.1 Эскиз заданной детали

рис.8.2 Схема размерной цепи

Проанализируем рис. 8.1 В представленной детали в начале заготовку обрезают по необходимой длине, затем обрабатывается базовая поверхность под размер Б2, так как он является самым большим. Затем деталь обрабатывается по убывающим размерам. Размер Б1- составляющий, уменьшающий.

Размер Б-замыкающий.

Определим предельные отклонения замыкающего размера по

Зададим номинальные размеры всех составляющих звеньев, сохраняя пропорциональное соотношение

Б1=40,3(), Б2=25,7()

где m- число увеличивающих звеньев: n- число уменьшающих звеньев

Определим допуск замыкающего звена

где -верхнее предельное отклонение замыкающего звена;  - нижнее предельное отклонение замыкающего звена.

Рассчитываем среднее число единиц допусков размерной цепи с учётом известных единиц допусков

редуктор посадка нагружение цепь

где - сумма единиц допусков определяемых составляющих звеньев; значения единиц допусков определяемых составляющих звеньев находим по табл. 3.3 [1. ч.2 с.20]

По полученному числу единиц допусков am определяем ближайший соответствующий ему квалитет по табл. 1.8 [1, ч.1]. Примем квалитет 9.

По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения на звенья.

Допуски составляющих размеров находим по табл. 1.8 [1, ч.1 с.43] в зависимости от величины их исполнительных размеров.

Проверяем правильность назначения полей допусков и предельных отклонений составляющих звеньев

Редуктор планетарный 2-ступенчатый

Перечень деталей и узлов редуктора планетарного 2-ступенчатого.

. Крышка редуктора - 1 шт.; 2. Корпус редуктора - 1 шт.; 3. Водило-шестерня -1 шт.; 4. Подшипник - 2 шт.; 5. Винт стопорный - 4 шт.; 6. Колесо зубчатое корончатое - 1 шт.; 7. Водило ведомое - 1 шт.; 8. Подшипник - 2 шт.; 9. Втулка распорная - 1 шт.; 10. Уплотнение - 1 шт.; 11. Втулка упорная - 1 шт.; 12. Шайба концевая - 1 шт.; 13. Винт - 1 шт.; 14. Шайба лапчатая - 1 шт.; 15. Шпонка-1 шт.; 16. Отдушина - 1 шт.; 17. Ось сателитов - 3 шт.; 18. Сателит - Зшт.; 19. Подшипник - 9 шт.; 20. Втулка распорная - 3 шт.; 21. Ось сателита - 3 шт.; 22. Сателит - 3 шт.; 23. Винт - 8 шт.; 24. Шайба пружинная - 8 шт.; 25. Кольцо пружинное - 9 шт.; 26. Кольцо пружинное - 9 шт.; 27. Подшипник-2 шт.; 28. Уплотнение - 1 шт.; 29. Шпонка - 1 шт.; 30. Гайка установочная - 1 шт.; 31. Шайба лапчатая - 1 шт.

.       
ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Переходные посадки предназначены для неподвижных, но разъемных соединений деталей и обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей. При выборе переходных посадок необходимо учитывать, что для них характерна возможность получения, как натягов, так и зазоров. Натяги, получающиеся в переходных посадках, имеют относительно малую величину и обычно не требуют проверки деталей на прочность, за исключением отдельных тонкостенных деталей. Эти натяги недостаточны для передачи соединением значительных крутящих моментов или усилий. К тому же получение натяга в каждом из собранных соединений не гарантировано. Поэтому переходные посадки применяют дополнительным креплением соединяемых деталей шпонками, штифтами.

Трудоемкость сборки и разборки соединений с переходными посадками, так же как и характер этих посадок, во многом определяется вероятностью (частностью) получения в них натягов и зазоров.

При расчете вероятности натягов и зазоров обычно исходят из нормального распределения натягов размеров деталей при изготовлении. Распределение натягов и зазоров в этом случае также будет подчиняться нормальному закону, а вероятности их получения определяется с помощью интегральной функции.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.Якушев А.И. «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» 2007г.

.Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брагинский В.А. «Допуски и посадки» справочник. 2008г.

.Серый И.С. «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» М. 2006г.

. Сурус А.И., Дулевич А.Ф. «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения» 2011г.