Курсовая по допускам и посадкам
Добавил пользователь Дмитрий К. Обновлено: 19.09.2024
Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. В основе взаимозаменяемости лежит стандартизация, объектом которой в машиностроении является точность, взаимозаменяемость и технические измерения. Взаимозаменяемость деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля.
Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.
Сборочной единицей является узел редуктора. Данный редуктор применяется для понижения оборотов передающихся от двигателя к потребителю и повышения крутящего момента на выходе. Данный редуктор является первичной или вторичной ступенью.
Курсовой работы по стандартизации норм точности студента третьего курса, 132 м группы агромеханического факультета Кумагерчика Дмитрия Викторовича
Состоит из 25 страниц, в том числе 5 рисунков, 7 таблиц и графической части включающей фрагмент общего вида редуктора и рабочего чертежа вала, выполненного на формате А3.
Перечень ключевых слов: взаимозаменяемость, допуски, квалитет, посадка, зазор, натяг, стандартизация, контроль, измерение.
Представлены результаты выполнения 4 – х заданий, охватывающих основные разделы курса.
В задании 1 дан анализ допусков и посадок, рассчитаны геометрические параметры гладких цилиндрических соединений и выбраны средства измерения для контроля его деталей. Определены геометрические параметры шпоночных и шлицевых соединений.
В задании 2 на основании расчётов функциональных параметров выбрана посадка с натягом для зубчатого колеса.
В задании 3 на основании расчётов выбрана посадка для подшипников качения. Для заданного номинального диаметра соединения, допустимого радиального биения втулки на валу и вероятности появления зазоров и натягов в соединении выбрана переходная посадка.
В задании 4 по заданному замыкающему звену сборочной единицы выявлены и рассчитаны методом максимума минимума и вероятностным методом размерная цепь.
1. ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ
1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений
Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обосновать выбором системы, посадок, квалитетов. Для соединения на валу определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей, построить схему расположения допусков. Для деталей данного сопряжения выбрать средства измерения. Вычертить рабочий чертёж вала.
Определяем силовые факторы, действующие на вал:
Крутящий момент на валу:
( кНм),
где - мощность на выходном валу редуктора,кВт.
Определяем диаметр вала на выходе
(мм)
По таблице 1.3 ([1] стр.34) принимаем d=36мм
В зацеплении со стороны шестерни действует сила:
(Н) ,
где делительный диаметр колеса тихоходной ступени.
(мм),
где m-модуль зацепления тихоходной ступени.
радиальная
(Н);
;
(Н);
(Н);
Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал
(Н)
(Н)
Так как силы расположены симитрично ,то
(Н)
Определяем суммарные реакции апор:
(Н)
Определим тип подшипников, установленных на валу
Вала Рдоп d=0/58GTd[1-() 2 ]d2=53 мм
Принимаем для деталей сталь 45: GTD=353 МПа GTd=353 МПа; md=mD=0.3; E=2*10 5 МПа;
Pдоп D= МПа
Рдоп d= МПа
Чтобы в материалах вала и втулки не возникло пластических деформаций, принимаем меньшее значение допускаемого давления:
Определяем величину наибольшего расчётного (допустимого) натяга по формуле 1.117 ([1] , стр. 336)
Nmax p=Pдоп*d();
Значение коэффициентов жесткости деталей вычисляем по формуле 1.111 ([1] , стр. 334):
СD=
СD=
Сd=
Сd=
Nmax p=мкм
Определяем величину наибольшего функционального натяга по формуле:
Расчёт наименьшего функционального натяга определяем по формуле 1.107 ([1] , стр. 333) величину наименьшего допускаемого давления на сопрягаемых поверхностях деталей:
Pmin=
Pmin= МПа
Определяем по формуле 1.110 ([1] , стр. 334) величину наименьшего расчётного натяга:
Nmin=Pmin*d()
Nmin= мкм
Определяем по формуле Nmin f= Nmin p+U величину наименьшего функционального натяга.
По известным предельным функциональным натягам посадка выбирается так, чтобы был обеспечен запас прочности при эксплуатации (Nз=Nmin-Nmin f) и технологический запас прочности соединения (Nзс=Nmin f-Nmin).
Изобразим принципиальную схему полей допусков посадки с натягом в системе отверстия. Указываем на схеме наибольший функциональный натяг Nmax f=107,25 мкм.
По таблице 1.30 ([1]) в 4….8 квалитетах подбираем поле допуска вала, у которого es +0.039 )
Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:
Рекомендуется значение К=1…2.Следовательно, посадка выбрана точно.
3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Для подшипникового узла быстроходного вала выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.
Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.
По величине радиальной нагрузки рассчитать и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.
Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца.
Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.
Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.
Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или корпус с натягом.
Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечников вала и отверстия корпуса.
Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.
Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.
Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.
Выбор и обоснование класса точности подшипников качения
Выбираем подшипник, исходя из формулы , так как передача цилиндрическая, то следовательно . Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии.
По таблице 16.3 ([3]) назначаем подшипник № 309.
Номинальные размеры подшипника: d=45мм; D=100мм; В=25мм; r=2,5мм.
В редукторе сельскохозяйственных машин в основном применяются подшипники качения 0 класса. Следовательно, принимаем класс точности подшипника – 0.
Выбор вида нагружения внутреннего и наружного кольца.
Изучая конструкцию редуктора цилиндрического, устанавливаем, что кольцо воспринимает радиальную нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения и передаёт её также последовательно всей посадочной поверхности вала, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения.
Анализируя условия работы соединения, устанавливаем, что наружное кольцо подшипника не вращается относительно действующей на него радиальной нагрузки, следовательно, кольцо воспринимает нагрузку лишь ограниченным участком окружности дорожки качения и передаёт её соответствующему ограниченному участку посадочной поверхности корпуса. Такой вид нагружения наружного кольца подшипника называется местным.
Расчёт и выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца по величине радиальной нагрузки.
Выбор посадки для циркуляционно нагруженного кольца производится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:
Принимаем по табл. 4.92 ([2], стр 287) поле допуска для внутреннего циркуляционно нагруженного кольца js6 с предельными отклонениями по табл. 1.29 ([1]): es=0 мкм; ei=-15 мкм.
Посадка подшипника на вал
Æ
где, L0 – поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипника класса точности 0. предельные отклонения внутреннего диаметра кольца подшипника приведены в табл. 4.82 ([2])
Выбор и обоснование посадки местно нагруженного кольца.
Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местно нагруженное кольцо подшипника выбираем по табл. 4.89 ([2], стр 285). Принимаем поле допуска Н7 с предельными отклонениями по табл. 1.36 ([1]): ES=35мкм; EI=0
Посадка подшипника в корпусе:
Æ100
где l0-поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0.
Предельные отклонения выбираем по табл. 4.83 ([2]
| Внутреннее кольцо подшипника | Вал | наружное кольцо подшипника | Отверстие в корпусе |
| О 45 L0 | О 45 js6 | О 100 l0 | O 100 H7 |
Таблица 3.1-Выбор посадки подшипника №309 для заданных условий работы
Расчёт предельных размеров деталей подшипникового узла, предельных и средних натягов и зазоров.
В соединении внутреннего кольца с валом имеем:
В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:
3.1. Проверка наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал:
Находим начальные радиальные зазоры в подшипнике:
Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведённый наружный диаметр внутреннего кольца:
Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:
Dd1= Ne× мкм
Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём сохраняется радиальный зазор, который и является посадочным радиальным зазором.
Определим допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса. В приложении 7 ГОСТ 3325 – 85 приведены числовые значения допусков соосности посадочных поверхностей вала и корпуса при длине посадочного места В1=10мм. При другой длине посадочного места В2 для получения этих допусков следует табличные значения умножить на В2/10. тогда допуск соосности поверхностей вала составит:
Обозначение посадки подшипников качения приведено на чертеже. Вычертим эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположение, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.
Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе и опорных торцевых поверхностей заплечиков вала и отверстий выбираем не более чем значение табл. 4.95 ([2]).: Rad=1.25мкм; RaD=2,5мкм;Ra=2,5мкм.
4. Расчёт линейных размерных цепей
Решить линейную размерную цепь(Б∆=3).. Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о применении методов решения.
4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
Составляющие звеньев Б1=119мм; Б2=58мм; Б3=180мм; ТБ∆=1200мкм; ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм; ТБ3=400мкм.
2.Проверяем правильность принятых номинальных размеров составляющих звеньев, по формуле:
где m-число увеличивающих составляющих звеньев; n- число уменьшающих составляющих звеньев.
3.Определяем допуск замыкающего звена:
Предполагаем, что все размеры выполнены по одному квалитету . Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) разменной цепи с учетом известных допусков (стандартных деталей ) и по нему определяем квалитет:
4.Определяем среднее число единиц допуска по формуле:
По таблице 1.8 ([1] стр.45) находим, что полученное число единиц допуска приблизительно соответствует JT12.
5.По выбранному квалитету назначаем допуски отклонения, на звенья исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основе отверстия(H12) , а для охватываемых как на основе вала (h12). Если это трудно установить, на звено назначаем симметричные отклонения (JT12).
Допуски составляющих звеньев определяем по таблице 1.8 ([1] стр.43): ТБ1=350мкм; ТБ2=300мкм; ТБ3=400мкм.
Тогда мм; мм; мм;
ESБ2 кор
EIБ2 кор
7.Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:
Во всех уравнениях все условия выдерживаются, следовательно, допуски и предельные отклонения составляющих звеньев обеспечивают заданную точность замыкающего звена.
Курсовой проект включает в себя решение задач по темам:
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 = 60ъ С
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]:
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 Nmin [1.2]
где E1 и E2 - модули упругости материалов деталей; c1 и c2 - коэффициенты Ляме, определяемые по формулам [1.3] и [1.4]
где d1 - диаметр внутреннего отверстия; d2 - диаметр втулки; м1 и м2 - коэффициенты Пуассона.
Принимаются значения E1 = 1,96·10 5 Н/мм 2 , E2 = 0,84·10 5 Н/мм 2 , м1 = 0,3, м2 = 0,35 (табл. 1.106, стр. 335. Мягков том 1).
Определяются с учетом поправок к Nmin величина минимального допустимого натяга [1.5]
где гш - поправка, учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей деталей при образовании соединения [1.6]
гt - поправка, учитывающая различие коэффициентов линейного расширения материалов деталей [1.7]
где бD и бd - коэффициенты линейного расширения материалов; - разность между рабочей и нормальной температурой
Принимаются значения бD = 17,6·10 -6 град -1 , бd = 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]
где уТ1 и уТ2 - предел текучести материалов деталей.
Принимаются значения уТ1 =355 МПа (табл. 3, стр. 97, Анурьев том 1), уТ2 = 147 МПа (табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1).
Определяется величина наибольшего расчетного натяга Nmax [1.10]
Определяется с учетом поправок к Nmin величина максимального допустимого натяга [1.11]
где гуд - коэффициент удельного давления у торцов охватывающей детали.
Принимается значение гуд = 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 [Nmin].
2. Для соединения 16-17 определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: .
Рассчитывается посадка, и определяются минимальный и максимальный натяг [2.1], [2.2], [2.3]
поля допусков [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]
Определяется предел интегрирования [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]):
3. Рассчитать исполнительные размеры гладких предельных калибров (контркалибров) для контроля деталей соединения: 16-17.
Расчет исполнительных размеров калибра-скобы для вала h7
Проходная сторона рассчитывается по формуле [3.1], граница износа - [3.2], непроходная сторона - [3.3]
где d - номинальный диаметр вала; во - верхнее отклонение вала; но - нижнее отклонение вала; Z1 - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия; Y1 - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Принимаются значения Z1 = 4 мкм, Y1 = 3 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Допуска на изготовление калибров для вала (проходной и непроходной стороны) принимается H1 = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Допуска на изготовление контркалибров для вала (проходной и непроходной стороны, границы износа) принимается Hр = 2 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Исполнительные размеры калибра-скобы:
Исполнительные размеры контркалибра-скобы:
Расчет исполнительных размеров калибра-пробки для отверстия Js8
Проходная сторона рассчитывается по формуле [3.4], граница износа - [3.5], непроходная сторона - [3.6]
где D - номинальный диаметр вала; ВО - верхнее отклонение отверстия; НО - нижнее отклонение отверстия; Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия; Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
Принимаются значения Z = 7 мкм, Y = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Допуска на изготовление калибров для отверстия (проходной и непроходной стороны) принимается H = 5 мкм (табл. 2, стр. 8, ГОСТ 24853-81).
Исполнительные размеры калибра-скобы:
4. Выбрать посадки для колец 7 и 8 подшипника №421.
Класс точности 0
Радиальная реакция в опорах R = 45 кН
Характер нагружения: вращающийся вал
Диаметр внутреннего кольца d = 105 мм
Диаметр внешнего кольца D = 260 мм
Ширина подшипника B = 60 мм
Ширина фаски кольца подшипника r = 4 мм
При характере нагружения - вращающийся вал внутреннее кольцо испытывает циркуляционное нагружение, внешнее - местное. Интенсивность нагрузки подсчитывается по формуле [4]
где R - радиальная реакция в опорах; B - ширина подшипника; r - ширина фаски кольца подшипника, kП - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации kП = 1); F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл. 4.90, стр. 286, Мягков том 2); FA - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов (FA = 1 для радиальных и радиально-упорных подшипников).
Выбирается посадка для вала (табл. 4.92, стр. 287, Мягков том 2), для корпуса (табл. 4.93, стр. 289, Мягков том 2).
В соответствии с классом точности подшипника выбираются посадки колец:
внутреннее L0-20 (табл. 4.82, стр. 273, Мягков том 2),
внешнее l0-35 (табл. 4.83, стр. 276, Мягков том 2).
5. Определить метод центрирования и выбрать посадку шлицевого соединения 13-14.
Число шлицев z = 16
Внешний диаметр D = 82 мм
Материал вала Сталь 45
Материал втулки БрО4Ц4С17
В связи с тем, что твердость материала вала (HBвал = 255 по ГОСТ 1051-88) больше твердости материала втулки (HBвтулка = 60 по табл. 68, стр. 198, Анурьев том 1) и механизм не реверсивный, выбирается метод центрирования по внешнему диаметру. Принимаем число зубьев z = 16, внутренний диаметр d = 72 мм, внешний диаметр D = 82 мм, боковая поверхность зуба b = 7 мм (табл. 4.71, стр. 251, Мягков том 2).
Выбирается посадка (табл. 4.72, 4.75, стр. 252 - 253, Мягков том 2).
6. Установить степень точности и контролируемые параметры зубчатой пары 10-11.
Модуль m = 10 мм
Число зубьев z = 25
Скорость v = 5 м/с
Вид сопряжения Д
По формулам [6.1] и [6.2] определяются делительный окружной шаг и делительный диаметр
Зубчатые колеса - общего машиностроения, не требующие особой точности. По значению окружной скорости принимается степень точности - 8 (средняя точность) (табл. 5.12, стр. 330, Мягков том 2).
Диаметр вершин зубьев рассчитывается по формуле [6.3]
где коэффициент высоты головки h * a = 1 для стандартного исходного контура по ГОСТ 13755-81 и ГОСТ 9587-81.
Нормы кинематической точности
Принимается допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr = 80 мкм (табл. 5.7,стр. 317, Мягков том 2), допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса Fp = 125 мкм (табл. 5.8, стр. 319, Мягков том 2).
Нормы плавности работы
Принимается допуск на местную кинематическую погрешность fi = 60 мкм, предельное отклонение шага fpt = ±32 мкм, погрешность профиля ff = 28 мкм (табл. 5.9, стр. 321, Мягков том 2).
Т.к. ширина зубчатого венца b = 50 мм, то принимается суммарное пятно контакта по высоте зуба - 40%, по длине зуба - 50%; допуски на не параллельность fx = 25 мкм, перекос fy = 12 мкм, направление зуба Fв = 25 мкм (табл. 5.10, стр. 323-324, Мягков том 2).
Вид сопряжения - Д, допуска бокового зазора - d, класс отклонений межосевого расстояния - III (табл. 5.15, стр. 335, Мягков том 2).
Межосевое расстояние рассчитывается по формуле [6.4]
где числа зубьев колес z1 = z2 = 25.
Принимается гарантированный боковой зазор jnmin = 72 мкм, предельное отклонение межосевого расстояния fa = ±35 мкм (табл. 5.17, стр. 336, Мягков том 2).
Нормальный исходный контур
Степень точности по ГОСТ 1643-81
Допуск на биение зубчатого венца
Допуск на предельное отклонение шага
Гарантированный боковой зазор
Делительный окружной шаг
7. Построить и рассчитать размерную цепь для обеспечения размера заданного замыкающего звена . Расчет выполнить методами полной взаимозаменяемости и теоретико-вероятным.
Метод полной взаимозаменяемости
В данной задаче исходным звеном является зазор А?. Тогда
максимальное значение замыкающего звена [A?max] = 4.2 мм;
минимальное значение замыкающего звена [A?min] = 3.8 мм;
верхнее отклонение замыкающего звена [ВО?] = 0.2 мм;
нижнее отклонение замыкающего звена [НО?] = -0.2 мм;
значение среднего отклонения [Дc?] = 0;
поле допуска [Т?] = 0.4 мм.
Составляется уравнение размерной цепи по формуле [7.1] (линейная размерная цепь):
С учетом этого уравнения и принятого значения A? = 4 мм назначаются номинальные размеры всех составляющих звеньев по конструктивным соображениям: А1 = 100 мм, А2 = 8 мм; А3 = 112 мм. Проводится проверка размеров по уравнению [7.1]: 112 - (100 + 8) = 4.
Рассчитываются допуски составляющих звеньев по способу одной степени точности по формуле [7.2]
где [Т?] - значение поля допуска звена А?, i - значение единицы поля допуска. Принимаются i1 = 2.17, i2 = 0.9, i3 = 2.17 (табл. 3.3, стр. 20, Мягков том 2).
Такое значение единиц допуска соответствует примерно 10-му квалитету в ЕСДП (табл. 1.8, стр. 44, Мягков том 1).
Таким образом, допуски составляющих размеров с учетом степени сложности изготовления принимаются: Т1 = 0.14 мм, Т3 = 0.14 мм. По формуле [7.4] определяется поле допуска Т2
Назначаются допускаемые отклонения на все составляющие размеры исходя из экономической точности изготовления по возможной финишной операции. Для звена А1 назначается отклонение типа h, а для звена А3 - отклонение типа H, т.е. Дc1 = -Т1/2 = -0.07 мм, аналогично Дc3 = 0.07 мм. Среднее отклонение поля допуска корректирующего звена А2 определяется по формуле [7.5]
Предельные отклонения корректирующего звена А2 определяются по формулам [7.6] и [7.7]
Правильность вычисления предельных отклонений проверяем по формуле [7.8]
А? по условию задачи
А2 корректирующее звено
В данной задаче исходным звеном является зазор А?. Тогда
максимальное значение замыкающего звена [A?max] = 4.2 мм;
минимальное значение замыкающего звена [A?min] = 3.8 мм;
верхнее отклонение замыкающего звена [ВО?] = 0.2 мм;
нижнее отклонение замыкающего звена [НО?] = -0.2 мм;
значение среднего отклонения [Дc?] = 0;
поле допуска [Т?] = 0.4 мм.
Составляется уравнение размерной цепи по формуле [7.1] (линейная размерная цепь):
С учетом этого уравнения и принятого значения A? = 4 мм назначаются номинальные размеры всех составляющих звеньев по конструктивным соображениям: А1 = 100 мм, А2 = 8 мм; А3 = 112 мм. Проводится проверка размеров по уравнению [7.1]: 112 - (100 + 8) = 4. Принимается, что рассеяние размеров звеньев близко к нормальному закону, т.е. , и, следовательно, . Принимается также . Рассчитываются допуски составляющих размеров по способу одной степени точности, принимая процент риска Р = 0.27%. При Р = 0.27% - коэффициент t = 3 (табл. 3.8, стр. 36, Мягков том 2). По формуле [7.9] определяется среднее число единиц допуска составляющих звеньев
Принимаются i1 = 2.17, i2 = 0.9, i3 = 2.17 (табл. 3.3, стр. 20, Мягков том 2).
Такое значение единиц допуска соответствует примерно 11-му квалитету в ЕСДП (табл. 1.8, стр. 44, Мягков том 1).
Таким образом, допуски составляющих размеров с учетом степени сложности изготовления принимаются: Т1 = 0.22 мм, Т3 = 0.22 мм. По формуле [7.11] определяется значение поля допуска T2
Назначаются допускаемые отклонения на все составляющие размеры исходя из экономической точности изготовления по возможной финишной операции. Для звена А1 назначается отклонение типа h,а для звена А3 - отклонение типа H, т.е. Дc1 = -Т1/2 = -0.11 мм, аналогично Дc3 = 0.11 мм. Среднее отклонение поля допуска корректирующего звена А2 определяется по формуле [7.5]
Предельные отклонения корректирующего звена А2 определяются по формулам [7.6] и [7.7]
А? по условию задачи
А2 корректирующее звено
8. Назначить основные размеры и предельные отклонения резьбового соединения.
Длина свинчивания l = 14 мм
М27 - резьба метрическая с крупным шагом P = 3 мм, внешний диаметр d = 27 мм (табл.4.22, стр. 141, Мягков том 2). По формулам [8.1], [8.2] рассчитываются средний и внутренний диаметры болта и гайки
Длина свинчивания l = 14 мм относится к группе N (табл. 4.27, стр. 149, Мягков том 2). Поле допуска резьбы болта 6h, поле допуска резьбы гайки 6G (табл. 4.28, стр. 151, Мягков том 2).
Предельные диаметры болта (по табл. 4.29, стр. 155, Мягков том 2):
d2min = 25.051-0.200 = 24.851 мм (нижнее отклонение равно 200 мкм для поля допуска диаметра 6h);
dmin = 27-0.375 = 26.625 мм (нижнее отклонение равно 375 мкм для поля допуска диаметра 6h);
Предельные диаметры гайки (по табл. 4.29, стр. 165, Мягков том 2):
D2max = 25.051+0.313 = 25.364 мм (верхнее отклонение равно 313 мкм для поля допуска 6G);
D2mix = 25.051+0.048 = 25.099 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска 6G);
Dmax не нормируется;
Dmin = 27+0.048 = 27.048 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска диаметра 6G);
D1max = 23.752+0.548 = 24.3 мм (верхнее отклонение равно 548 мкм для поля допуска 6G);
D1mix = 23.752+0.048 = 23.8 мм (нижнее отклонение равно 48 мкм для поля допуска 6G).
9. Определить вид шпоночного соединения (ГОСТ 23360-78). Указать значения зазоров и натягов.
Ширина шпонки b = 22 мм
Глубина паза вала t1 = 9 мм
Высота шпонки h = 14 мм
Поле допуска шпонки по b h9
Поле допуска паза втулки Js9
Поле допуска паза вала N9
Поле допуска шпонки h9, поле допуска паза втулки Js9, поле допуска паза вала N9 характерны для нормального соединения с призматической шпонкой, назначение посадок - серийное и массовое производство (табл. 4.65, стр. 237, Мягков том 2).
Принимаются основные размеры соединения с призматическими шпонками (по ГОСТ 23360-78):
Диаметр вала d = 80 мм
Номинальные размеры шпонок
Ширина шпонки b = 22 мм
Высота шпонки h = 14 мм
Длина шпонки l = 95 мм
Номинальные размеры паза
Глубина на валу t1 = 9 мм
Глубина во втулке t2 = 5.4 мм
Радиус закругления r = 0.5 мм
(табл. 4.64, стр. 236, Мягков том 2).
рис.9.4 Заключение
В ходе решения задач курсового проекта были подкреплены практическими расчетами теоретические знания по курсу метрологии: изучены основные виды посадок и область их использования; получены навыки составления и решения расчетных цепей различными методами. А также - разобраны и уяснены основные цели и задачи дисциплины - метрология.
Список используемой литературы:
1. Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч./В. Д. Мягков, М. А. Палей, А. Б. Романов, В. А. Брагинский. - 6-е изд. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1983.
2. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т./В. И. Анурьев - 7-е изд. - М.: Машиностроение, 1992.
Цель курсовой работы – приобретение практических навыков пользования стандартами, а также выбора допусков и посадок в конкретных условиях.
Курсовая работа состоит из следующих основных разделов:
1. Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений;
2. Расчет количества групп деталей для селективной сборки соединения требуемой точности;
3. Расчет и выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения;
4. Выбор допусков и посадок шпоночных соединений;
5. Допуски и посадки шлицевых соединений;
6. Расчет допусков размеров, входящих в заданную размерную цепь.
Задание 1. Расчет и выбор посадок для гладких цилиндрических соединений
1. Номинальный размер – 120 мм
2. Значения расчетных зазоров или натягов
мкм; мкм
3. Система полей допусков – система вала cН
1. Определить среднее значение числа единиц допуска.
, (1.1)
=346–236=110мкм
2. Предварительно по таблице А2 приложения А установили квалитет 8, по которому изготавливаются детали соединения.
3. Определить значения предельных технологических натягов.
Шероховатость деталей соединения по формуле
, (1.2)
(1.3)
4. Выбрать поля допусков деталей соединения по таблицам П4-П10/4.
, квалитет 8,
, квалитет 8.
Выбираем основные отклонения отверстия по таблице П8/1 и формулам (1.4), (1.5)
(1.4)
Записываем выбранную посадку
Проверяем соблюдения условия выбора
(1.6)
Условие соблюдается – посадка выбрана верно.
5. Уточняем шероховатость поверхности вала и отверстия по формуле (1.2):
мкм,
мкм.
Выбираем стандартные значения и по таблице (приложение Б):
мкм,
мкм.
По таблице (приложение Б) назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:
- для отверстия – растачивание на токарных станках тонкое (алмазное)
- для вала – наружное точение тонкое (алмазное)
6. Выбираем средства измерения.
.00, IT = 54 мкм –
Нутромер индикаторный с точностью отсчета 0,01 мм, на нормируемом участке шкалы в 0,1 мм, .
, IT =54 мкм - Микрокатр типа ИГП с ценой деления 0,005 (±0,15 мм), .
7. Строим схему полей допусков соединения
Рисунок 1.1 – Схема допусков соединения
8. Чертим эскизы соединения и его деталей
Рисунок 1.2 – Эскизы соединения и его деталей: а - вал, б - отверстие,
в- полное соединение
Задание 2. Расчет количества групп деталей для селективной сборки соединения требуемой точности
1. Соединение технологическое, заданное номинальным размером и полями допусков деталей по возможностям изготовления - .
2. Точность соединения (эксплуатационного), заданная групповым допуском посадки (зазора), требуемое по условиям функционирования соединения - мкм .
1. Определить значения допусков, предельных отклонений и предельных размеров вала и отверстия.
По таблице П4/4 определяем верхнее и нижнее предельное отклонения для отверстия.
ES = +87 мкм; EI =0 мкм.
По таблице П8/4 определяем верхнее и нижнее предельное отклонения для вала.
es = -36 мкм; ei =-123 мкм.
Наибольший предельный размер для отверстия:
(2.1)
Наименьший предельный размер для отверстия:
(2.2)
Наибольший предельный размер для вала:
(2.3)
Наименьший предельный размер для вала:
(2.4)
Допуски для отверстия:
TD = ES - EI = 100 – 0 = 100 мкм (2.5)
Допуски для вала:
Td = es - ei = (–36) – (–123) = 87 мкм (2.6)
2. Определить значения предельных зазоров в заданном соединении (технологическом).
=ES - ei =87 – (–123) = 210 мкм (2.7)
=EI - es = 0 – (–36) = 36 мкм (2.8)
3. Определить число групп вала и отверстия для обеспечения заданной точности соединения.
, (2.9)
где - допуск посадки по возможностям изготовления;
- групповой допуск посадки по требованиям эксплуатации.
; .
Находим количество групп вала и отверстия
, (2.10)
Принимаем .
Групповые допуски деталей для селективной сборки
; ,
т.е. допуски всех размерных групп вала или отверстия будут равны между собой.
(2.11)
4. Выполнить схему полей допусков заданного соединения100H9/F9 , детали которого следует рассматривать на семь размерных групп (рисунок 2.1).
Рисунок 2.1 - Схема полей допусков соединения 100H9/f9 , детали которого рассортированы на семь размерные группы
5. Составить карту сортировщика, указав в ней предельные размеры валов и отверстий в каждой размерной группе (таблица 2.1).
Таблица 2.1 - Карта сортировщика для сортировки на семиразмерные группы деталей соединения
| Номер размерной группы | Размеры деталей, мм | ||
| отверстие | вал | ||
| 1 | от | 100 | 99,877 |
| до | 100,0145 | 99,8915 | |
| 2 | свыше | 100,0145 | 99,8915 |
| до | 100,029 | 99,906 | |
| 3 | свыше | 100,029 | 99,906 |
| до | 100,0435 | 99,9205 | |
| 4 | свыше | 100,0435 | 99,9205 |
| до | 100,058 | 99,935 | |
| 5 | свыше | 100,058 | 99,935 |
| до | 100,0725 | 99,9495 | |
| 6 | свыше | 100,0725 | 99,945 |
| до | 100,087 | 99,964 | |
Задание 3. Расчет и выбор полей допусков для деталей, сопрягаемых с подшипниками качения
1. Номер подшипника качения - 317
2. Значение радиальной нагрузки на опоре подшипника – 18 кН.
3. Чертеж узла, в котором используют подшипник качения - рисунок 15 (приложение Г).
1. Выбираем конструктивные размеры заданного подшипника качения серии 317.
2. Обосновать характер нагрузки подшипника.
Выбираем характер нагрузки подшипника – перегрузка до 150%, умеренные толчки вибрации.
3. Установить вид нагружения каждого кольца подшипника.
Для внутреннего кольца устанавливают циркуляционное нагружение, а для наружного кольца – местное.
4. Рассчитать и выбрать посадки подшипника на вал и в корпус.
При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки на валы и в корпусы выбирают по значению интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности.
Интенсивность радиальной нагрузки определяют по формуле (3.1)
(3.1)
где R- радиальная нагрузка, кН;
В-ширина подшипника, м;
kn - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки, kn =1-1,8;
F- коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале и тонкостенном корпусе, при сплошном вале F=1;
FA - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки между рядами роликов и шариков, для радиальных и радиальноупорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом FA =1.
кН/м
При местном виде нагружения поле допуска корпуса для D=180 мм – H7. Условное обозначение соединения «корпус – наружное кольцо подшипника - (таблица П20/4)
Верхнее предельное отклонения для внутреннего кольца ES = 0 мм
Нижнее предельное отклонения для внутреннего кольца EI = -0,02 мм
Верхнее предельное отклонения для вала es = 0,011 мм
Нижнее предельное отклонения для вала ei = 0,011 мм (таблица П5/4)
Верхнее предельное отклонения для корпуса ES = 0,040 мм
Нижнее предельное отклонения для корпуса EI=0 мм
Верхнее предельное отклонения для наружного кольца es = 0 мм
Нижнее предельное отклонения для наружного кольца ei = -0,025 мм (таблица П4/4)
Рисунок 3.1 – Схемы полей допусков соединений: а- поле допуска для посадки , б – поле допуска для посадки
Задание 4. Выбор допусков и посадок шпоночных соединений
1. Диаметр вала d=30 мм
2. Вид соединения – нормальное
3. Конструкция шпонки – сегментная
1. Определить основные размеры шпоночного соединения.
По ГОСТ 24071-80 для d=30 мм: b=8 мм; высота h=11 мм; =8,0 мм; =3,3 мм; D=28 мм.
2. Выбрать поля допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки b=8 мм зависит от нормального вида соединения.
При нормальном виде соединения на ширину шпонки выбираем поле допуска – h9; на ширину паза вала - N9; на ширину паза вала - Js9.
3. Назначить поля допуска на другие размеры деталей шпоночного соединения определены в ГОСТ 24071, по которым назначают следующие поля допусков:
- высота шпонки – по h11;
- длина шпонки – по h14;
- длина паза вала – по H15;
- глубина паза вала и втулки - H12;
- диаметр сегментной шпонки.- h12.
4. Вычертить схему расположений полей допусков размеров шпоночного соединения (рисунок 4.1).
Рисунок 4.1- Схема расположения полей допусков шпоночного соединения.
5. Заполнить таблицу 5.1 “Размерные характеристики деталей шпоночного соединения”
Принимаю посадку с зазором, так как сопряжение подвижное.
Принимаю систему отверстия как более экономичную т.к. условий для выбора системы вала нет.
Для размера отверстия принимаю основное отклонение Н, т.к. отверстие в системе отверстия является основным.
Для размера вала принимаю основное отклонение g, т.к. следует увеличивать зазор из-за большой скорости относительного движения деталей.
Для размера отверстия принимаю 7-й квалитет, для размера вала – 6-й квалитет, т.к. условия нормальные.
Для отверстия и вала принимаю допуски формы в пределах полей допусков размеров, т.к. к ним не предъявляются повышенные требования по форме.
Для отверстия принимаю Ra=3,2 мкм, для вала – Ra=1,6 мкм, т.к. номинальные размеры входят в интервал 50-120 мм, для размера отверстия принят 7-й квалитет, а вала – 6-й квалитет, допуски формы приняты в пределах допусков размеров.
Smax= ES-ei= +0,035 – (-0,034) = +0,069 мм;
Smin= EI-es = 0 – (-0,012) = +0,012 мм;
Проверка: Tпос = Тотв+Твал = +0,035 + (-0,012 – (-0,034)) = 0,057 мм
Сопряжение Б.
Принимаю посадку с зазором, хотя сопряжение неподвижное. Неподвижность сопряжения обеспечивается специальным креплением, а зазор облегчает сборку.
Принимаю систему отверстия как более экономичную т.к. условий для выбора системы вала нет.
Для размера отверстия принимаю основное отклонение Н, т.к. соединение неподвижное, условия нормальные.
Для размера вала принимаю основное отклонение h, т.к. соединение неподвижное, условия нормальные.
Для размера отверстия принимаю 7-й квалитет, для размера вала – 6-й квалитет, т.к. условия нормальные.
Для отверстия принимаю допуск плоскостности по 6-ой степени точности, т.к. принят 7-ой квалитет размера, для вала принимаю допуск плоскостности по 5-ой степени точности, т.к. принят 6-ой квалитет размера,
Для отверстия принимаю Ra=1,6 мкм, для вала – Ra=0,8 мкм, т.к. номинальные размеры входят в интервал 50-120 мм, для размера отверстия принят 7-й квалитет, а вала – 6-й квалитет, допуски формы приняты в пределах 60% допусков размеров.
Smax= ES-e i= +0,030 – (-0,019) = +0,049 мм;
Smin= EI-es = 0 – 0 = 0 мм;
Проверка: Tпос = Тотв+Твал = +0,030 + (-0,019) = 0,049 мм
Сопряжение В.
Принимаю посадку с зазором, т.к. соединение подвижное
Принимаю систему отверстия как более экономичную т.к. условий для выбора системы вала нет.
Для размера отверстия принимаю основное отклонение Н, т.к. отверстие в системе отверстия является основным.
Для размера вала принимаю основное отклонение g, т.к. следует увеличивать зазор для удобства сборки.
Для размера отверстия принимаю 7-й квалитет, для размера вала – 6-й квалитет, т.к. необходимо создать запас точности на износ деталей.
Для отверстия принимаю допуск цилиндричности по 6-ой степени точности, т.к. принят 7-ой квалитет размера, для вала принимаю допуск цилиндричности по 5-ой степени точности, т.к. принят 6-ой квалитет размера.
Smax= ES-e i= +0,021 – (-0,020) = +0,041 мм;
Smin= EI-es = 0 – (-0,007) = +0,007 мм;
Проверка: Tпос = Тотв+Твал = +0,021 + (-0,007 – (-0,020)) = 0,034 мм
Сопряжение Г.
Принимаю посадку с зазором, т.к. соединение неподвижное, точное центрирование деталей не требуется, есть специальное крепёжное средство (винт).
Принимаю систему отверстия как более экономичную т.к. условий для выбора системы вала нет.
Для размера отверстия принимаю основное отклонение Н, т.к. соединение неподвижное, точного центрирования деталей не требуется, условия нормальные.
Для размера вала принимаю основное отклонение d, т.к. посадка с зазором, центрирование не требуется.
Для размера отверстия принимаю 11-й квалитет, для размера вала – 10-й квалитет, т.к. точность размера соединения не влияет на точность узла в целом.
Для отверстия и вала принимаю допуск цилиндричности в пределах допусков размеров.
Для отверстия принимаю Ra=12,5 мкм, для вала – Ra=6,3 мкм, т.к. номинальные размеры входят в интервал 120-500 мм, для размера отверстия принят 11-й квалитет, а вала – 10-й квалитет, допуски формы приняты в пределах допусков размеров.
Smax= ES-e i= +0,250 – (-0,305) = +0,555 мм;
Smin= EI-es = 0 – (-0,145) = +0,145 мм;
Проверка: Tпос = Тотв+Твал = +0,250 + (-0,145 – (-0,305)) = 0,410 мм
Нет нужной работы в каталоге?
Сделайте индивидуальный заказ на нашем сервисе. Там эксперты помогают с учебой без посредников Разместите задание – сайт бесплатно отправит его исполнителя, и они предложат цены.
Цены ниже, чем в агентствах и у конкурентов
Вы работаете с экспертами напрямую. Поэтому стоимость работ приятно вас удивит
Бесплатные доработки и консультации
Исполнитель внесет нужные правки в работу по вашему требованию без доплат. Корректировки в максимально короткие сроки
Если работа вас не устроит – мы вернем 100% суммы заказа
Техподдержка 7 дней в неделю
Наши менеджеры всегда на связи и оперативно решат любую проблему
Строгий отбор экспертов
Требуются доработки?
Они включены в стоимость работы ![]()
Работы выполняют эксперты в своём деле. Они ценят свою репутацию, поэтому результат выполненной работы гарантирован
Читайте также: