Взаимозаменяемость, стандартиризация и технические измерения

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ИНЖЕНЕРНО – ФИЗИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Отделение № 2

Курсовой проект по курсу:

ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ

и ТЕХНИЧЕСКИЕ ИЗМЕРЕНИЯ

Вариант 7

Новоуральск

–1995–

ВВЕДЕНИЕ

1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ

1.1. Содержание задания и исходные данные.

1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.

1.3 Расчет посадок с натягом.

1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала.

2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА

2.1. Содержание задания и исходные данные.

2.2. Расчет переходной посадки

2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала

3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

3.1. Задание и исходные данные.

3.2. Расчет посадок.

3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала

4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

4.1. Задание и исходные данные.

4.1. Расчет калибров.

4.2. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.

5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

5.1. Задание и исходные данные к расчету

5.2. Расчет начальных параметров

5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.

6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ

6.1. Задание и исходные данные

6.2. Расчет.

6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости

6.2.2. Вероятностный метод.

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

Выполнение данной курсовой работы преследует собой следующие цели:

– научить студента самостоятельно применять полученное знание по курсу ВСТИ на практике;

– изучение методов и процесса работы со справочной литературой и информацией ГОСТ;

– приобретение необходимых навыков по оформлению курсовых и аналогичных работ.

Преимуществами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения можно назвать практически полную самостоятельноcть студента во время ее выполнения, необходимость использования знаний не только по данному предмету, но и по многим смежным областям.

1. ПОСАДКА С НАТЯГОМ

1.1. Содержание задания и исходные данные.

По заданному вращающему моменту рассчитать и выбрать посадку с натягом, обеспечивающую как неподвижность соединения, так и прочность сопрягаемых деталей. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.

Таблица 1

Число зубьев

Материал

Модуль

переда

чи m, мм

Угловая скорость V, м/с

Переда

ваемая мощность Р, КВт

колеса

z2

шестер

ни z1

колесо

шкив

ст 45

чугун

3

2.5

8

50

23

E=1*1011 МПа

E=9*1010 МПа

1.2. Определение угловой скорости и крутящего момента на валу.

Расчет производим по алгоритму, приведенному в [1].

>>,

где > > – угловая скорость, c–1;

m, z>1>, V взяты из таблицы 1.

>>=72 с-1.

>> ,

где Р – передаваемая мощность, КВт.

Т>КР>=8000/72=110 Нм.

1.3 Расчет посадок с натягом.

Расчет и выбор посадки производится по пособию [1], т1, стр. 360–365.

где: d>Н>– номинальный диаметр сопряжения вала и шестерни;

d>Ш>– диаметр шестерни;

l – длина сопряжения.

d>Н>=50 мм;

d>Ш>=69 мм;

l=56 мм.

Определение минимального значения нормального напряжения > >, Па на поверхности сопряжения, обеспечивающего передачу заданной мощности.

>>,

где Т>КР >– крутящий момент, Нм;

f – коэффициент трения при установившемся процессе распрессовки или проворачивания – принимаем f= 0.08, т.к. это прессовая посадка;

l – длина контакта сопрягаемых поверхностей, м.

>>=6.252×106 Па.

Определение наименьшего расчетного натяга N>MIN>, мкм, обеспечивающего [Pmin], мкм:

>>,

где Е – модуль нормальной упругости материала, Па;

С>1> и С>2> – коэффициенты Ляме, определяемые по формулам:

>>,

> >,

где m>1> и m>2> — коэффициенты Пуассона соответственно для охватываемой и охватывающей деталей; принимаем

m>1>=m>2>=0.3;

d>0> — внутренний диаметр вала – в нашем случае равен нулю.

>>,

>>.

>> мкм.

Определяем с учетом поправок величину минимального натяга [N>MIN>], мкм.

>>,

где g>Ш> — поправка, учитывающая смятие неровностей кон- тактных поверхностей деталей при образовании соединения, мкм.

>>,

где R>aD> — среднее арифметическое отклонение профиля отверстия, мкм;

R>ad> — среднее арифметическое отклонение профиля вала, мкм.

Для поверхности деталей в посадках с натягом собираемых под прессом, квалитет 6—7 и d>H> от 50 до 120 мкм:

R>aD>=1.6 мкм;

R>ad>=1.6 мкм.

g>Ш> =5(1.6+1.6)=16 мкм.

[N>min>]=7+16=23 мкм.

Определение максимально допустимого удельного давления [p>max>], МПа, при котором отсутствует пластическая деформация на контактных поверхностях деталей.

В качестве [p>max>] берем наименьшее из двух значений, рассчитываемых по формулам:

>>,

>>,

где p>1> и p>2> – предельное значение удельного давления соответственно для вала и шестерни;

s>m1> и s>m2> — предел текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей, МПа.

Для Ст 45 s>m>=350 МПа.

>>МПа;

>> МПа.

Так как p>2 >< p>1>, то [p>max>]=99 МПа.

Определим необходимое значение наибольшего расчетного натяга N’>max>.

>>,

>>мкм.

Определим с учетом поправок к N’>max >величину максимального допустимого натяга.

>>,

где g>уд> — коэффициент увеличения давления у торцов охватывающей детали.

По рис. 1.68 [1], исходя из > >=1.07, принимаем g>уд>=0.89.

[N>max>]=1010.89+16=105 мкм.

Выбираем посадку.

d>H>=50 мм; N>min>>22 мкм; N>max>£105 мкм.

Æ50 > >.

1.4. Схема расположения полей допусков отверстия и вала.

Схема расположения полей допусков отверстия и вала изображена на рис. 2.



Рис. 2.

2. ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА

2.1. Содержание задания и исходные данные.

Для неподвижного разъемного соединения назначить переходную посадку; обосновать ее назначение. Определить вероятность получения соединений с зазором и с натягом. Изобразить схему расположения полей допусков отверстия и вала.

2.2. Расчет переходной посадки

Руководствуясь пособием [1], назначаем как наиболее удобную исходя из условий сборки скользящую посадку Æ40>> .

Данная посадка не обеспечивает достаточной прочности и как следствие конструктивно предусмотрена шпонка. Параметры посадки:

EI=0 мкм – нижнее отклонение отверстия;

ES=25 мкм – верхнее отклонение отверстия;

es=8 мкм – верхнее отклонение вала;

ei=–8 мкм – нижнее отклонение вала.

Максимальный натяг:

N>MAX>=es–EI,

N>MAX>= 8–0=8 мкм.

Минимальный натяг:

N>MIN>=ei–ES,

N>MIN>=–8–25=–33 мкм.

Далее, вычислим средний натяг:

N>c>=(N>MAX >+ N>MIN >)/2,

N>C>= –12.5 мкм.

Знак минус говорит о посадке с зазором.

Допуск отверстия:

T>D>=ES–EI,

T>D>=25 мкм.

Допуск вала:

Т>d>=es–ei,

T>d>=16 мкм.

Определим среднеквадратичное отклонение натяга (зазора).

>>,

>>.

Вычислим предел интегрирования:

>>,

Z=–12.5/4.946=2.51.

Пользуясь таблицей 1.1. [1], получим:

Ф(Z)=0.493.

Рассчитаем вероятность натягов и зазоров:

P>N>=0.5–Ф(Z),

P>N>=0.5–0.493=0.7 % – т. к. Z<0;

P>S>=0.5+Ф(Z),

P>S>=0.5+0.493= 99,3 % – т.к. Z<0.

Следовательно, при сборке большинство изделий будет с зазором.

2.3. Схема расположения допусков отверстия и вала

3. РАСЧЕТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

3.1. Задание и исходные данные.

Рассчитать (назначить) посадки по внутреннему и наружному кольцам подшипника качения. Построить схемы расположения полей допусков колец подшипников качения и соединяемых с ним деталей вала и корпуса. Выполнить эскизы посадочных мест под подшипник вала и корпуса и обозначить на эскизе номинальные размеры, поля допусков, требования к шероховатости, форме и расположения поверхностей.

Согласно заданию, имеем радиальный сферический двухрядный роликоподшипник номер 3609 ГОСТ 5721–75. Нагружаемость С>0>=75 КН. Ширина колец b=36, диаметр внутреннего кольца d>1>=45 мм и внешнего d>2>=100 мм. Фаска согласно [2] r=2.5 мм. Нагружающие силы F>R>:

>>,

от шестерни и от шкива примерно одинаковые по модулю и противоположны по направлению.

>>2.7 кН.

3.2. Расчет посадок.

Внутреннее кольцо нагружено циркуляционной нагрузкой интенсивностью Р>R >, кН/м.

>>,

где k>1> – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера посадки – при перегрузке до 150 % умеренных толчках и вибрациях k>1>=1;

k>2> – учитывает степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе – k>2>=1;

k>3> – коэффициент неравномерости распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки k>3>=1.

>>=174 кН.

По табл. 4.90.1. [1] выбираем поля допуска js6 для внутреннего кольца и К6 для внешнего.

Обратимся к табл. 4.91., которая рекомендует принять следующие посадки:

внутреннее циркуляционно нагруженное с нормальным режимом работы 0.07С>0><F>R><0.15C>0> – посадка L6/js6, которой соответствует: N>МАХ>=18.5 мкм; S>MIN>=–8 мкм;

внешнее, закрепленное в корпусе, местнонагруженное кольцо с режимом работы 0.07C>0><F>R><0.15C>0> – посадка JS7/l6,

где N>MAX>=17 мкм; S>MIN>=-30 мкм.

Проверку внутреннего кольца на прочность можно произвести по формуле:

>>,

где К – коэффициент, равен 2.8 в нашем случае;

[s>P>] – допускаемое напряжение на сжатие, МПа;

d – диаметр внутреннего кольца, мм.

>>=155 мкм – условие прочности выполнено.

Выбираем 6–й класс точности подшипника.

Допуски соосности посадочных поверхностей вала ÆТВ>РС >и корпуса ÆТК>РС> и допуск торцевого биения заплечиков в корпусной детали ТК>ТБ> и валов ТВ>ТБ> примем по табл. 4.94. [1]:

ÆТВ>РС>=21 мкм; ÆТК>РС>=42 мкм; ТК>ТБ>= 16 мкм; ТВ>ТБ>=30 мкм.

Шероховатость посадочных поверхностей:

вала:

R>a>=0.63 мкм;

отверстий корпуса:

R>a>=0.63 мкм;

опорных торцов заплечиков вала и корпуса:

R>a>=1.25 мкм.

3.3. Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала

Эскизы посадочных мест и схема расположения допусков отверстия и вала изображены на рис. 5 .

4. РАСЧЕТ КАЛИБРОВ

4.1. Задание и исходные данные.

Спроектировать гладкие калибры для контроля отверстия и вала одного из сопряжений и контрольные калибры для рабочей скобы. Выполнить эскизы стандартных калибров, указав на них исполнительные размеры рабочих поверхностей.

Выберем вал d=Æ50 js6 с параметрами:

ei=– 8 мкм;

es= 8 мкм.

Отверстие D=Æ50 H7 с параметрами:

ES=25 мкм;

EI=0 мкм.

4.2. Расчет калибров.

Определяем наибольший и наименьший предельные размеры вала:

d>MAX>=50.008 мкм;

d>MIN>=49.992 мкм.

В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 6 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для вала, мм:

Z>1>=0.0035; Y>1>=0.003; H>P>=0.0015; H>1>=0.004;

где Z>1 >–> >отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;

Y>1> – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;

Н>1 >– допуск на изготовление калибров для вала;

Н>Р> – допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.

Определение размеров калибров и контркалибров производится по формулам из таблиц 2 и 3 [3].

Наименьший размер проходного нового калибра–скобы ПР:

ПР=d>MAX>–Z>1>–H>1>/2,

ПР=50.008–0.0035–0.002=50.0025 мм.

Наименьший размер непроходного калибры–скобы НE:

НЕ=d>MIN>–H>1>/2,

НЕ=49.992–0.002=49.99 мм.

Предельное отклонение +0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибра–скобы ПР:

ПР=d>MAX>+Y1,

ПР=50.008+0.003=50.011 мм.

Наибольший размер контркалибра К–ПР равен:

К–ПР=d>MAX>–Y>1>+H>P>/2,

К–ПР=50.008–0.003+0.00075=50.005 мм.

Наибольший размер контркалибра К–НЕ равен:

К–НЕ =d>MIN>+H>P>/2,

К–НЕ=49.992+0.00075=49.993 мм.

Наибольший размер контркалибра К–И равен:

К–И =d>MAX>+Y>1>+H>P>/2,

К–И=50.008+0.003+0.00075=50.0115 мм.

Предельное отклонение –0.0015 мм.

В табл. 4 гл. 1 [3] для квалитета 7 и интервала размера свыше 35 до 50 мм находим данные для определения размеров необходимых калибров для отверстия, мм:

H=0.004; Z=0.0035; Y=0.003,

где Н – допуск на изготовление калибров для отверстия;

Z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наибольшего предельного размера изделия;

Y – допустимый выход изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска.

ES=0.0025 мм;

EI=0;

D>MAX>=50.025 мм;

D>MIN>=50 мм.

Наибольший размер проходного нового калибра–пробки

ПР=D>MIN>+Z+H/2,

ПР=50+0.0035+0.004/2=50.0055 мм.

Наибольший размер непроходного калибра–пробки:

НЕ=D>MAX>+H/2,

НЕ=50.025+0.002=50.027 мм.

Предельное отклонение: –0.004 мм.

Предельный размер изношенного калибра–пробки:

ПР=D>MIN>–Y,

ПР=50–0.003=99.997 мм.

4.3. Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров.

Схемы расположения полей допусков рабочих и контркалибров изображены на рис. 6.

5. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

5.1. Задание и исходные данные к расчету

Для заданной пары зубчатых колес установить степени точности по нормам кинематической точности, плавности и контакта; назначить комплекс контролируемых показателей и установить по стандарту числовые значения допусков и предельных отклонений по каждому из контролируемых показателей.

Рассчитать гарантированный боковой зазор в передаче и подобрать по стандарту вид сопряжения и его числовое значение.

Выполнить рабочий чертеж одного зубчатого колеса в соответствии с требованиями стандартов.

Параметры зубчатого зацепления указаны в табл. 1.

5.2. Расчет начальных параметров

Межосевое расстояние a>W> рассчитывается по формуле:

а>W>=(d>1>+d>2>)/2,

где d>1 > и d>2> – диаметры соответственно шестерни и колеса.

d>1 >=m×z>1> ,

d>1>=69 мм.

d>2>=m×z>2 >,

d>2>=150 мм.

a>W>=(69+150)/2=110 мм.

5.3. Расчет параметров зубчатого зацепления.

Согласно [1], табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8–ю степень точности передачи, так как окружные скорости невысоки, как и передаваемые мощности. Данная степень точности отмечена как наиболее используемая.

Назначим комплекс показателей точности, пользуясь материалом табл. 5.6., 5.7., 5.9., 5.10., назначаем:

допуск на радиальное биение зубчатого венца F>r>:

F>r>=45 мкм;

допуск на местную кинематическую погрешность f'>i> :

f'>i>=36 мкм;

допуск на предельные отклонения шага f>pt>:

f>pt>=±20 мкм;

допуск на погрешность профиля f>f>:

f>f>=14 мкм.

Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:

ширина зубчатого венца b>W> составляет по высоте зуба не менее 50 % и по длине зуба не менее 70 % – тогда справедливо:

допуск на непараллельность f>Х>:

f>Х>=12 мкм;

допуск на перекос осей f>Y>:

f>Y>=6.3 мкм;

допуск на направление зуба F>b>:

F>b>=10 мкм;

шероховатость зубьев R>Z>:

R>Z>=20 мкм.

Минимальный боковой зазор рассчитывается по алгоритму примера главы 5.3. [1] :

j>n min>=j>n1>+j>n2>,

где j>n1> и j>n2> – соответственно слагаемые 1 и 2.

>>,

где а – межосевое рассстояние, мм;

a>Р1 >, a>Р2> – коэффициенты теплового расширения соответственно для зубчатых колес и корпуса, 1/° С;

t>1> , t>2 >– предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно зубчатых колес и корпуса, ° С; принимаем согласно заданию t>1>=50, t>2>=35.

>>=14 мкм.

j>n2>=(10¸30) m,

j>n2>=45 мкм.

j>n min>=59 мкм. Cледовательно, пользуясь табл. 5.17., принимаем вид сопряжения С и IV класс отклонения межосевого расстояния. Тогда предельное отклонение межосевого расстояния :

f>a>=±45 мкм.

Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле :

j>n max>=j>n min>+0.684 (T>H2>+T>H3>+2f>a>)> >,

где T>H2 >, T>H3>– допуск на смещение исходного контура;

f>a> – предельное отклонение межосевого.

T>H2>=120 мкм;

T>H3>=180 мкм;

j>n max>=325 мкм.

Назначим контрольный комплекс для взаимного расположения разноименных профилей зубьев. Для этого из табл 5.30. возьмем длину общей нормали W при m=3 и z>n>=2 – число одновременно контролируемых зубьев.

W=m*W>m>,

W>m>=10.7024 мм;

W=m*W>m> =23.1072 мм.

Верхнее отклонение E>W ms>, мкм:

E>W ms>= E>W ms1 >+ E>W ms2> ,

где E>W ms1 >, E>W ms2 >– наименьшее дополнительное смещение исходного контура, соответственно слагаемое 1 и 2 :

E>W ms1>=60;

E>W ms2>=11;

E>W ms>=71 мкм.

Допуск на среднюю длину общей нормали:

T>wm>=60 мкм.

>>.

Данный результат отображается на чертеже.

6. РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ

6.1. Задание и исходные данные

6.1.1. По заданным предельным размерам замыкающего звена сборочной размерной цепи рассчитать допуски составляющих звеньев методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом (использовать метод единого квалитета); рассчитать предельные отклонения составляющих звеньев размерной цепи. Сделать сравнение и дать заключение об экономической целесообразности применения того или иного метода.

6.1.2. Схема размерной цепи приведена на рис. 7.

Рис 7.

Номинальные размеры звеньев, мм:

В>1>=157, В>2>=56, В>3>=12, В>4>=36, В>5>=13, В>6>=25, В>7>=5 мм.

В>1> – увеличивающее звено, остальные – уменьщаюшие.

6.2. Расчет.

Замыкающее звено рассчитывается по формуле:

В>å>=B>1>–( B>2>+ B>3>+ B>4>+ B>5>+ B>6>+ B>7>),

B>å>=157–(56+12+36+13+25+5)=10 мм.

Максимальный размер замыкающего звена [B>å>> MAX >]:

[B>å>> MAX >]=0.4 мм.

Минимальный размер замыкающего звена [B>å>> MIN >]:

[B>å>> MIN >]=–0.4 мм.

Предельный зазор:

>>,

[S>å>]=0.4 мм.

Предельный натяг:

>>,

[N>å>]=–0.4 мм.

Среднее отклонение:

>>,

[>>=0.

6.2.1. Метод полной взаимозаменяемости

Предполагаем, что подшипник, являющийся стандартным изделием, уже имеет определенный квалитет и размер Т>4>=36>–0.3>.

Согласно [1], табл. 3.3., получаем количество единиц допуска для каждого из размеров, мкм:

i>1>=2.52;

i>2>=1.86;

i>3>=1.08;

i>5>=1.08;

i>6>=1.31;

i>7>=0.73.

Рассчитаем количество единиц допуска для квалитета звеньев, составляющих данную размерную цепь:

>>,

где m+n – количество всех звеньев в цепи.

>>53 ед.

Ближайший подходящий квалитет IT10 – по табл. 1.8.

Соответствующие допуски для каждого звена, мкм:

ТВ>1>=185;

ТВ>2>=120;

ТВ>3>=70;

ТВ>4>=300;

ТВ>5>=70;

ТВ>6>=84;

ТВ>7>=48.

Т>å>=TB>1>+ TB>2>+ TB>3>+ TB>4>+ TB>5>+ TB>6>+ TB>7>,

Т>å>=185+120+70+300+70+84+48=877 мкм.

Проверка показывает: Т>å>=877>[Т>å>] – надо назначить для звеньев В>1> и В>7 >более низкий IT9. Допуски, мкм:

ТВ>1>=115, ТВ>7>=30.

Т>å>=115+120+70+70+84+48=789 мкм.

Проверка: Т>å>=789 £ [Т>å>] – верно.

Назначим предельные отклонения на остальные звенья цепи, исходя из уравнения, мм:

>>,

где > >–суммарное среднее отклонение поля допуска;

>>>С УМ> – среднее отклонение поля допуска уменьшающих звеньев;

> >>С УВ> – среднее отклонение поля допуска увеличивающих звеньев;

В>1>=157e8=>>;

В>2>=56js9=>>;

В>3>=12js9=>>;

В>4>=36 >–0.3> ;

В>5>=13 js9=>>;

В>6>=25js9=>>;

В>7>=5u8=>>.

[>>=­–0.1165 мм;

>>=0.032 мм.

Учитываем, что поле допуска js имеет > >=0,

>>,

>> мм – приемлемо.

Проверку производим по формуле:

>>

Вывод: принимаем выбранные квалитеты и допуски.

6.2.2. Вероятностный метод.

Повторяем начальные расчеты пункта 6.2.1.

Согласно [1],

>>,

где t – коэффициент, зависит от принятого процента риска Р и принимается по табл. 3.8. [1];

l – коэффициент относительного рассеяния; принимаем l=1/3, предполагая, что отклонения распределены по нормальному закону.

>>195 – соответствует IT12.

Допуски, мм:

ТВ>1>=0.4, ТВ>2>=0.3, ТВ>3>=0.18, ТВ>4>=0.3, ТВ>5>=0.18, ТВ>6>=0.21, ТВ>7>=0.12.

Проверка:

>>,

>>мм – требуется понизить точность некоторых звеньев. Изготовим В>2> и В>6> по IT13.

Допуски, мм:

ТВ>2>=0.46, ТВ>6>=0.33.

>>.

Назначаем допуски на звенья, мм:

В>1>=157c12=>>;

В>2>=56js13=>>;

В>3>=12d12=>>;

В>4>=>>;

В>5>=13js12=>>;

В>6>=25js13=>>;

В>7>=5c12=>>.

Учитывая, что поле допуска js имеет > >=0, рассчитаем среднее отклонение поля допуска > >:

> >,

>> – приемлемо. Проверка согласно формуле:

>>

Вычислим t.

>>,

>>.

t=3.946 – по табл. 3.8. процент риска Р=0.01 %.

Среднее отклонение считается аналогично пункту 6.2.1.

Вывод : вероятностный метод позволяет получить более грубые и более дешевые квалитеты при малой вероятности брака по сравнению с методом полной взаимозаменяемости. Следует предпочитать проведение расчетов вероятностным методом как более эффективным и экономически выгодным.

ЛИТЕРАТУРА

1. Палей М. А. Допуски и посадки: Справочник: В 2–х ч. –

Л.: Политехника, 1991.

2. Перель Л. Я., Филатов А. А. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Справочник – М.:Машиностроение,1992.

3. Медовой М. А. Исполнительные размеры калибров: Справочник. В 2–х ч.– М.:Машиностроение,1980.