Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ИНДУСТРИАЛЬНЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра механического оборудования металлургических заводов

Метрология, стандартизация и сертификация в машиностроении

Методические указания и задания к выполнению

курсовой работы по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация».

Специальности: 150404 «Металлургические машины и оборудование», 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика»

Новокузнецк

2009

М54 Метрология, стандартизация и сертификация в машиностроении: Метод. указ./Сост. И.Г. Тюменцев и др. СибГИУ. - Новокузнецк, 2009. 36с.

Приведены основные понятия и методика расчета ряда последовательных задач по дисциплине, рекомендации к выполнению курсовых работ, варианты заданий. Предназначены для студентов специальностей: 150404 «Металлургические машины и оборудование», 150802 «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика»

Содержание

Общие сведения

1. Стандартизация и взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений

1.1 Основные понятия и определения

1.2 Расчет параметров посадки

2. Расчет и выбор посадок с натягом

2.1 Методика расчета

2.2 Выбор посадки

3. Расчет и выбор посадок колец подшипников качения на вал и в корпус

4. Выбор посадок шпоночных сопряжений

5. Выбор посадок шлицевых соединений

6. Расчет допусков звеньев линейной размерной цепи

6.1 Порядок решения задачи

7. Выбор посадок резьбовых цилиндрических соединений

7.1 Порядок решения задачи

8. Расчет и выбор допусков зубчатых цилиндрических передач

8.1 Порядок решения задачи

9. Оформление работы

9.1 Графическая часть

9.2 Пояснительная записка

Библиографический список

Общие сведения

Методические указания предназначены для закрепления теоретического материала путем выполнения курсовой работы по курсу «Метрология, стандартизация и сертификация». Курсовая работа состоит из графической части, выполняемой на листе формата А1, который разбивается на более меньшие форматы и расчетной части, выполняемой в виде пояснительной записки на листах формата А4.

Курсовая работа выполняется путем решения ряда последовательных заданий. Первое задание выполняется согласно своему варианту по таблице 1. Оставшиеся задания выполняются для конкретной сборочной единицы, представленной на рисунке 7, в соответствии со своим вариантом по таблице 2. В этой таблице номерами обозначены сопряжения деталей, приведенных на рисунке 7. цилиндрический подшипник цепь зубчатый

1. Стандартизация и взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений

1.1 Основные понятия и определения

Посадкой называется характер соединения деталей, определяемый величинами зазоров или натягов в сопряжении (соединении).

Если размер отверстия (D) больше размера вала (d), то их разность называется зазором:

S = D - d.

Натягом называется разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия:

N = d - D.

Действительный размер детали должен находиться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск (T):

- для отверстия Т_D = D_max - D_min,

- для вала Т_d = d_max - d_min .

Допуск является мерой точности размера: чем меньше допуск, тем выше точность. Точность размера нормируется условными уровнями точности - квалитетами. По ГОСТ 25346-82 установлено 20 квалитетов (IT01, IT0, IT1, IT2…IT18). С увеличением порядкового номера квалитета допуски увеличиваются, а точность для одного и того же размера уменьшается.

Величина допуска устанавливается в зависимости от номинального размера и квалитета.

Размер, относительно которого определяются предельные размеры и который служит началом отсчета отклонений, называется номинальным. На схемах номинальному размеру соответствует нулевая линия, от которой отсчитывают в плюс или минус отклонения вала (рисунок 1а) и отверстия (рисунок 1б).

Диапазон номинальных размеров разбит на ряд интервалов (например, свыше 30 до 50 мм, свыше 50 до 80 мм и т.д.).

а) б)

Рисунок 1 - схемы расположения полей допусков

Для формирования полей допусков предусмотрено по 28 основных отклонений валов и отверстий (рисунок 2), определяющих расстояния от нулевой линии до ближайшей границы поля допуска. Второе предельное отклонение поля допуска зависит от значения квалитета.

Каждое расположение основного отклонения обозначается латинской буквой - строчной для валов и прописной для отверстий.

Рисунок 2 - Основные отклонения валов и отверстий

Вал, верхнее отклонение (es) которого равно нулю, называется основным и обозначается буквой h.

Отверстие, нижнее отклонение (EI) которого равно нулю, называется основным и обозначается буквой Н.

Основные отклонения валов от a до h в сочетании с основным отверстием Н предназначены для образования в системе отверстия посадок с зазором, от j_s до n - переходных посадок, от p до zc - посадок с натягом.

Основные отклонения отверстий от А до Н в сочетании с основным валом h предназначены для формирования в системе вала посадок с зазором, от J_s до N - переходных посадок, от P до ZC -посадок с натягом.

В обозначение посадки, в соответствии с ГОСТ 2.307, входит номинальный размер, общий для соединяемых отверстия и вала, за которым следуют обозначения полей допусков отверстия и вала в виде дроби, например: Ш65 Н7/k6.

1.2 Расчет параметров посадки

Пример: Определить предельные размеры отверстия и вала, наибольший и наименьший натяги, а также допуск посадки Ш70 Н7/s6 [1].

Для посадки с натягом в системе отверстия задано (рисунок 3):

- номинальный размер d_{н.с .}= 70мм;

- верхнее отклонение для отверстия ЕS = + 0,03 мм [1, таблица 1.27];

- нижнее отклонение для отверстия ЕI = 0 [1, таблица 1.27];

- верхнее отклонения для вала еs = + 0,078 мм [1, таблица 1.30];

- нижнее отклонение для вала еi = + 0,059 мм [1, таблица 1.30].

Расчет размеров деталей:

Отверстие Ш70 H7:

D_max = d_{н.с .}+ ЕS = 70 + 0,03 = 70,03 мм;

D_min = d_н.с. + EI = 70 + 0 = 70 мм;

Т_D = D_max - D_min = 70,03 - 70 = 0,03 мм.

Вал Ш70 s6:

d_max = d_н.с. + es = 70 + 0,078 = 70,078 мм;

d_min = d_н.с. + ei = 70 + 0,059 = 70,059 мм;

Т_d = d_max - d_min= 70,078 - 70,059 = 0,019 мм.

Расчет посадки в соединении Ш70 H7/s6:

N_max = d_max - D_min = 70,078 - 70 = 0,078 мм - наибольший натяг;

N_min = d_min - D_max = 70,059 - 70,03 = 0,029мм - наименьший натяг;

Т_N = N_max - N_min = 0,078 - 0,029 = 0,049 мм - допуск натяга;

Проверка: T_N = T_D + T_d = 0,030 + 0,019 = 0,049 мм.

На рисунке 4 приведен пример простановки размеров на чертежах.

Рисунок 3 - Схема расположения полей допусков посадки Ш70 H7/s6 Рисунок 4 - Пример простановки размеров на чертежах

Примечание: В задании 1 возможно, что в таблицах [1, таблицы 1.27…1.43] отсутствуют данные по предельным отклонениям валов или отверстий. В данном случае поступаем следующим образом:

Задана посадка Ш20 Н3/u4.

Расчет предельных размеров отверстия Ш20 Н3:

1. Номинальный размер d_н.с. = 20 мм.

2. Нижнее отклонение ЕI = 0 (отверстие основное) [1, таблица 1.10].

3. Верхнее отклонение определим как сумму

ЕS = EI + IT3 = 0 + 0,004 = 0,004 мм;

IT3 = 0,004 мм [1, таблица 1.8].

4. D_min = d_н.с. + EI = 20 + 0 = 20 мм;

D_max = d_н.с. + ES = 20 + 0,004 = 20,004 мм.

5. Т_D = D_max - D_min = 20,004 - 20 = 0,004 мм.

Расчет предельных размеров вала Ш20u4:

1. Номинальный размер d_н.с. = 20 мм.

2. Нижнее отклонение (основное) еi = + 0,041 [1, таблица 1.9].

3. Верхнее отклонение определим как сумму

еs = ei + IT4 = + 0,041 + 0,006 = 0,047 мм

IT4 = 0,006 [1, таблица 1.8].

4. d_min = d_н.с. + ei = 20 + 0,041 = 20,041 мм;

d_max = d_н.с. + es = 20 + 0,047 = 20,047 мм.

5. Т_d = d_max - d_min = 20,047 - 20,041 = 0,006 мм.

Внимание: Если предельные отклонения определяются через значение основного отклонения и допуска на размер, следует учесть, что для размеров свыше 3 до 500 мм для отверстий J, K, M и N с допусками по 3…8-му квалитетам и для отверстий от Р до ZC с допусками по 3…7-му квалитетам применяется специальное правило: ES = - ei + ?, где ? = IT_n - IT_n-1, здесь IT_n -допуск квалитета, в котором образуется поле допуска; IT_n-1 - допуск ближайшего более точного квалитета, например ? = IT6 - IT5.

Задание 1

Для заданных вариантов посадок (таблица 1), расcчитать предельные размеры деталей, установить систему посадки, определить характер посадки, рассчитать предельные зазоры или натяги, рассчитать допуск посадки.

Сделать эскизы полей допусков сопрягаемых деталей, указав размеры условными обозначениями полей допусков и числовыми величинами предельных отклонений. Указать, является ли заданная посадка посадкой предпочтительного применения. Сделать эскиз сопрягаемых деталей с простановкой размеров и значений предельных отклонений.

Таблица 1 - Исходные данные к заданию 1

Ва-ри-ант	Диа-метр сопря-жения	Посадки	Ва-ри-ант	Диа-метр сопря-жения	Посадки
1	20	H7/u7 H11/h11 M6/n5	51	53	H8/f7 S6/h5 H8/js6
2	50	H7/n6 H12/h11 H8/s6	52	22	H7/s6 A11/h11 H7/n6
3	55	H7/j6 F9/h8 H10/s7	53	28	H10/h8 H8/p6 Js7/k6
4	25	H7/g6 Js6/h5 H8/r6	54	3	H9/d9 K6/h5 H7/t6
5	70	H7/d8 S6/h5 H8/k7	55	98	H7k6 H8/h6 H8/u7
6	65	H7/s7 D8/h6 Js6/k5	56	18	H8/s7 E7/h6 H7/m5
7	15	H6/s5 H8/h8 F8/g6	57	100	H8/u8 M8/h7 H7/h5
8	75	H6/m5 S7/h6 G7/f6	58	155	H8/u8 N6/h5 F9/g6
9	90	H6/n5 S6/h6 K8/js6	59	12	H7/r6 Js7/h7 H8/f8
10	88	H6/h5 U8/h6 K8/js6	60	5	H6/h5 H8/m7 X8/h6
11	18	H7/r6 Js8/h7 A11/h8	61	160	H8/x8 Js7/h6 F9/s6
12	38	H7/u8 D10/h9 H6/n6	62	3	H7/u7 K7/h7 D8/f9
13	100	H6/k5 S7/h6 H8/d8	63	40	H8/s6 H7/e7 J8/h6
14	34	H8/f9 H8/p6 Js7/h7	64	110	H7/e8 M6/h5 H8/h6
Ва-ри-ант	Диа-метр сопря-жения	Посадки	Ва-ри-ант	Диа-метр сопря-жения	Посадки
15	16	H8/z8 N8/h7 D9/d8	65	122	H7/js6 F9/h8 H9/f9
16	6	H11/a11 U8/h7 K6/h6	66	220	H6/n5 B11/h11 H9/s6
17	6	H8/m7 H12/h12 H9/f7	67	200	H6/k5 H11/b11 H8/x6
18	9	H6/k5 B12/h12 H7/s6	68	180	H8/u8 K9/h8 H12/b11
19	365	H8/js7 F7/h5 H8/t6	69	3	H8/k7 X8/h7 H8/e8
20	80	H6/r5 H12/h12 H7/k7	70	200	H6/m5 S7/h6 H8/f8
21	35	H7/k6 D9/h8 H8/x6	71	68	H8/n7 E8/h6 H8/u8
22	40	H7/h6 K6/h5 H6/n6	72	18	H8/n7 H8/k8 H9/x6
23	60	H7/s6 G6/h5 H7/k6	73	60	H8/m7 S6/h5 F9/h7
24	10	H7/s6 H7/k6 D11/h10	74	250	H6/k5 B12/h12 H8/s7
25	30	H8/d9 H/n6 H8/p6	75	130	H6/r5 Js6/h5 H11/e9
26	45	H6/js5 H8/t6 F9/h9	76	30	H9/u8 K7/h6 H8/f6
27	85	H8/s7 G7/h6 H7/k6	77	10	H8/s7 Js7/h6 H11/a11
28	95	H6/h5 U8/h6 H7/k5	78	120	H9/u8 K6/h5 H8/f6
29	8	H6/f6X8/h6 H8/m6	79	22	H6/s5 N7/h7 H9/c8
30	140	H7/m6 B11/h11 H8/t6	80	190	H8/u8 M6/h5 H9/d8
31	160	H8/u8 A11/h11 H8/k6	81	270	H6/r5 Js7/h6 H8/c8
32	48	H8/h7 N8/h7 H7/x6	82	15	H6/s5 K7/h6 H7/f6
33	52	H8/h8 M6/h5 H7/s6	83	6	H8/t7 Js7/h6 H9/d9
34	32	H11/h11 K7/h7 H7/u7	84	140	H6/j6 X8/h6 H7/f6
35	120	H8/m7 F7/h6 H6/t6	85	65	H6/u6 E9/h9 H8/j6
36	18	H12/h12 7/x6 H6/k5	86	36	H8/p7 K7/h6 H9/f8
37	44	N6/h5 H11/b11 H6/t5	87	80	H7/r6 Js7/h7 K9/d8
38	36	H8/f7 H8/h6 H8/k6	88	140	H8/k7 D11/h11 H8/s6
39	48	H8/r7 U6/h5 H8/f6	89	36	H8/u8 H7/h7 H8/e7
40	6	H7/s6 J9/h8 H7/js5	90	12	H7/p6 M6/h6 H7/f6
41	240	H8/x8 D8/h7 H9/c8	91	8	H9/u7 H8/h7 H8/d8
42	40	H8/x8 K7/h6 H8/f6	92	40	H7/u7 K7/h7 H8/f6
43	10	H8/u8 K8/h7 H8/k6	93	88	H7/t7 N7/h7 H10/e8
44	100	H6/r5 H6/h5 H9/f9	94	60	H8/x8 M7/h7 H9/f7
45	16	H7/u7 K10/f9 N6/h6	95	36	H7/p6 M6/h5 H8/h6
46	120	H7/e6 H8/x6 H7/js5	96	18	H8/u8 N6/h5 H8/d8
47	24	H8/s7 H7/h6 H10/f9	97	116	H7/r5 D10/h9 H7/js6
48	140	H7/s6 J8/h7 F9/h8	98	330	H6/n5 H8/h8 H7/t6
49	250	H7/n6 K6/h5 H8/u6	99	35	H9/d8 J6/h5H8/x6
50	110	H8/js 7 F7/t6 A11/h10	100	140	H8/e8 K6/h6 H8/t6

2. Расчет и выбор посадок с натягом

2.1 Методика расчета

Исходные данные приведены в таблице 2, для сопряжения 10-12, в соответствии с рисунком 7. Расчетные величины натягов соединения (рисунок 5) определяются согласно формулам, приведенным ниже.

Рисунок 5 - Расчетная схема посадки с натягом

При действии Ткр:

.

При действии Р_ос:

.

При одновременном действии Т_кр и Р_ос:

.

где f - коэффициента трения [1, таблица 1.104].

Наименьший расчетный натяг , м

где С₁ и С₂ - коэффициенты Ляме [1, таблица 1.107],

Е₁ и Е₂ - модули упругости первого рода сопрягаемых деталей [1,

таблица 1.106].

Минимальный допустимый натяг

,

где г_ш = 1,2 (Rz_d + Rz_D) 5 (Ra_d + Ra_D),

где Rа_d и Rа_D - шероховатость поверхностей сопрягаемых деталей [1,

таблица 2.68.].

Максимальное допустимое давление на контактных поверхностях деталей

[р_max]_d = 0,58 _T(d) [1 - (d₁/d_н.с.)²],

[р_max]_D = 0,58 _T(D) [1 - (d_н.с./d₂)²].

где _Т(d); _Т(D) - предел текучести материала вала и отверстия.

В дальнейшем расчете принимается наименьшее значение [р_max].

Наибольший расчетный натяг

Максимальный допустимый натяг

где _уд - коэффициент увеличения удельного давления у торцов

охватывающей детали [1, рисунок 1.68.].

2.2 Выбор посадки

По полученным значениям максимального [N_max] и минимального [N_min] допустимых натягов выбрать посадку из таблиц системы допусков и посадок [1, таблица 1.49].

Если по таблице предельных натягов [1, таблица 1.49] не удается подобрать необходимую посадку, то тогда следует определить средний квалитет искомой посадки.

Количество единиц допуска посадки, приходящееся на обе детали соединения

а_пос = Т_пос / i ,

Тпос = [Nmax] - [Nmin],

- единица допуска для соответствующего интервала посадочного размера [3, таблица 3.3].

IT	5	6	7	8	9	10	11	12
а	7	10	16	25	40	64	100	160
апос	14	20	32	50	80	128	200	320

По выбранному квалитету точности необходимо задать поле допуска отверстия (по Н), а затем подобрать поле допуска вала, квалитет которого может быть задан выше, чем отверстия, но отличие в их точности не должно превышать двух квалитетов.

В подобранной посадке максимальный натяг N_max должен быть не больше [N_max], а минимальный натяг N_min - больше [N_min].

Определить запасы прочности соединения и деталей. Запас прочности соединения при эксплуатации для данной посадки

_з.э.= N_min - [N_min].

Запас прочности деталей при сборке

_з.с. = [N_max] - N_max.

Фактические запасы прочности деталей будут выше, так как в соединении (с вероятностью ~0,9973) не будет натягов больших, чем максимальный вероятностный натяг N^в_max, и меньших, чем минимальный вероятностный натяг N^в_min:

,

,

где N_m - средний натяг выбранной посадки,

.

Расположение полей допусков и значений посадок приведены на рисунке 6.

Усилие запрессовки определяется по формуле

P_n=f_n p_max р d_н.с.l,

где f_n - коэффициент трения при запрессовке,

f_n = (1,15 … 1,2) f ,

p_max - удельное давление при максимальном натяге N_max,

.

Рисунок 6 - Расположение полей допусков и значений посадок

Задание 2

На рисунке 7 изображен разрез цилиндрического редуктора по оси одного из валов. Необходимо произвести расчет и выбор посадки с натягом стальной переходной втулки (позиция 10) и стального зубчатого колеса (позиция 12). В соответствии с вариантом, приведенным в таблице 2, для выбранной посадки определить запас прочности соединения.

На основании вероятностного максимального и минимального натягов рассчитать фактические запасы прочности. Определить усилие запрессовки. Полученные данные проиллюстрировать схемой расположения полей допусков (рисунок 6).

Материал соединяемых деталей - сталь45. Физико-механические свойства материала: Е = 2^.10¹¹ Н/м²; м = 0,3; _т = 3,53^.10² МПа; запрессовка механическая со смазкой; температура сборки и рабочая температура деталей +20⁰С.

Таблица 2 - Варианты заданий

Ва-ри-ант	Ткр, Нм	Обозначе-ние подши-пников 4 и 7	Радиальная наг-рузка на подши-пник Rmax, кН	d, мм	, мм	3 - 6	3 - 9	3 - 10	10 - 12	3 - 11
1	100	304	14	80	30	d-6x23x28	18	16	40	M10x1-6H/6g
2	800	318	48	340	70	d-10х102х112	88	86	110	М70х2-6Н/6g
3	100	304	16	80	30	D-6х23х28	18	16	32	М12x1,25-6H/6g
4	1800	318	46	340	70	D-10х102х112	88	86	110	M64x4-4H5H/4h
5	120	305	17	90	31	d-6х28х34	23	21	42	M16x0,75-6H/6g
6	890	317	40	320	66	d-10х92х102	82	80	100	M72x3-7H/8g
7	400	305	18	90	32	D-6х28х34	23	31	45	M16-4H5H/4h
8	2500	317	42	320	64	D-10х92х102	82	80	110	M56x3-6H/6g
9	60	306	20	100	32	d-8х36х42	28	25	44	M20x1,5-6H/6g
10	1200	316	46	300	62	d-10х92х102	78	76	95	M56x1,5-6H/6g
11	200	306	22	100	32	D-8х36х42	28	25	50	M24-7H/8g
12	680	316	44	300	61	D-10х92х102	78	76	95	M56x2-6H/6g
13	200	307	24	120	34	d-8х42х48	33	30	50	M24x3-6H/6g
14	1400	315	46	280	60	d-10х82х92	72	71	90	M64x3-6H/6g
15	100	307	26	120	35	D-8х42х48	33	30	60	M27x2-7H/8g
16	600	315	48	280	59	D-10х82х92	72	71	90	M48x1,5-6H/6g
17	100	308	28	140	36	d-8х46х54	38	36	48	M20-6H/6g
18	560	314	47	260	58	d-10х82х92	68	63	120	M56-7H/8g
19	120	308	30	140	37	D-8х46х54	38	36	70	M30-6H/6g
20	520	314	46	260	56	D-10х82х92	68	63	80	M45x3-6H/6g
21	140	309	32	160	38	d-8х52х60	42	40	52	M30x3-6H/6g
22	1800	513	45	240	54	d-10х72х82	63	60	76	M56x1,5-4H5/4h
23	160	309	34	160	39	D-8х52х60	42	40	72	M36x1-6H/6g
24	440	513	44	240	52	D-10х72х82	63	60	70	M42x3-6H/6g
25	200	310	36	180	40	d-8х56х65	48	45	58	M40x1,5-6H/6g
26	400	312	43	220	50	в-10х72х82	58	56	72	M50-6H/6g
27	240	310	38	180	42	D-8х56х65	48	45	58	M42x2-7H/8g
28	360	312	42	220	48	в-16х72х82	58	56	72	M42-7H/8g
29	200	311	40	200	44	d-8х62х72	52	50	64	M42-7H/8g
30	320	311	41	200	46	D-8х62х72	52	50	64	M42x2-4H5H/4h

Рисунок 7 - Разрез редуктора

3. Расчет и выбор посадок колец подшипников качения на вал и в корпус

Выбор посадок для внутреннего и внешнего колец подшипников качения осуществляется в зависимости от вида нагружения кольца.

Различают нагружения: местное, циркуляционное, колебательное.В рассматриваемом примере цилиндрического редуктора при вращающемся вале внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционное нагружение, внешнее кольцо - местное нагружение.

При циркуляционном нагружении колец подшипника выбор полей допусков на валы и отверстия корпуса производится по интенсивности радиальной нагрузки

,

где R - радиальная реакция опоры на подшипник, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м, b = B - 2r;

B - ширина подшипника, ГОСТ 3478-79 [2, таблица 12.26];

k₁-динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150 %, умеренных толчках и вибрациях k₁ = 1; при перегрузках до 300 %, сильных вибрациях и ударах k₁ = 1,8);

k₂ - коэффициент, учитывающий степень посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале k₂ = 1);

k₃ - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двухрядных или сдвоенных подшипниках при наличии осевой нагрузки на опору (для радиальных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом k₃ = 1).

Поля допусков на валы и отверстия корпуса в зависимости от интенсивности нагрузки P приведены в [3, таблица 4.82].

Посадку внутреннего кольца с валом можно выбрать и по минимальному натягу, мм,

,

где r - коэффициент, учитывающий серию подшипника (для легкой серии - 2,8; средней серии - 2,3; тяжелой серии - 2).

По полученному значению N_min выбирается поле допуска из числа предусмотренных для циркуляционно нагруженных колец (j_s6, r6, m6, n6, J_s7, K7, M7, N7) с учетом отклонения отверстия кольца подшипника по ГОСТ 520-89 [3, таблицы 4.82…4.85].

Отклонения для внутреннего и наружного колец подшипников приведены в [3, таблица 4.70…4.75].

Выбранную посадку необходимо проверить, чтобы максимальный натяг посадки (мм) не превышал допускаемого значения

,

где d - диаметр кольца подшипника, м,

[_р] - допускаемое напряжение на растяжение, МПа (для подшипниковой стали [_р] 400 МПа).

При местном нагружении кольца подшипника (когда кольцо не вращается относительно нагрузки) оно монтируется с зазором, величина которого обеспечивается применением соответствующих полей допусков вала или отверстия в корпусе по ГОСТ 3325-89 3,таблица 4.84.

На присоединительных поверхностях деталей необходимо проставлять допустимое отклонение формы (а именно, «допуск цилиндричности»), которое при посадке подшипников классов точности L0 и L6 не должно превышать четверти допуска на диаметр посадочной поверхности. Полученные при расчете значения необходимо округлить до стандартных [1, таблица 2.18].

Биение заплечиков валов и отверстий корпусов назначаются по [1, таблицы 2.28; 2.33; 3, таблица 4.86].

Допуск параллельности торцов крышки подшипника принимается по ГОСТ 24643-81 [1, таблица 2.28].

Допуск расположения осей отверстий под крепежные детали назначается по ГОСТ 14140-81 [1, таблица 2.47 - 2.50].

Шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов должна соответствовать нормам, указанным в [3, таблица 4.87]. Шероховатость других поверхностей принимается по [1, таблица 2.67…2.68].

Пример простановки посадок подшипникового узла и отклонений размеров деталей представлен на рисунке 8.



Рисунок 8 - Пример простановки посадок подшипникового узла и отклонений размеров деталей

Задание 3

По заданному варианту (таблица 2) для подшипникового узла (рисунок 7) назначить посадки, построить схемы расположения полей допусков и выполнить эскизы сопрягаемых деталей (рисунок 8).

4. Выбор посадок шпоночных сопряжений

Шпоночные соединения предназначены для соединения с валами (осями) различных тел вращения. Стандартизированы шпоночные соединения с призматическими, сегментными и клиновыми шпонками, которые чаще всего применяются.

Рисунок 9 - Сечение вала и отверстия втулки

Задание 4

По заданному варианту размера сопряжения 3-10 (таблица 2) подобрать шпоночное соединение c призматической шпонкой [3, таблица 4.52], определить допуски и предельные размеры всех элементов сопряжения по ГОСТ 23360-78 [3, таблица 4.53 и 4.54].

Изобразить схему расположения полей допусков для шпонки, паза втулки и паза вала. Сделать эскизы сечения вала и отверстия втулки с простановкой отклонений всех размеров, форм и расположения шпоночных пазов, а также шероховатостей поверхностей.

Пример выполнения эскизов приведен на рисунке 9.

Допуск параллельности на длине шпоночных пазов принимается равным половине поля допуска на ширину этих пазов.

Допуск симметричности при одном пазе равен двум полям допусков на ширину шпоночного паза, при двух пазах - половине этого допуска.

Шероховатость цилиндрических поверхностей, рабочих и нерабочих поверхностей шпоночного соединения назначается по [1, таблица 2.68].

5. Выбор посадок шлицевых соединений

Шлицевые соединения имеют то же назначение, что и шпоночные, но применяются при передаче больших крутящих моментов с высокими требованиями к соосности соединяемых деталей. Наиболее распространены шлицевые соединения с прямобочным профилем зуба. Они применяются для подвижных (вдоль оси) и неподвижных соединений.

Задание 5

В соответствии с заданным вариантом (таблица 2) для неподвижного шлицевого соединения 3-6 с прямобочным профилем зуба выбрать посадки и поля допусков по элементам соединения. По заданному соотношению числа зубьев и диаметров (z х d х D) выбрать соответствующую величину размера b [3, таблица 4.58].

Построить схемы расположения полей допусков по d, D и b.

Выполнить эскизы сечения шлицевого вала и отверстия с простановкой отклонений всех размеров.

Рекомендуемые посадки и поля допусков по элементам соединения в зависимости от способа центрирования приведены в [3, таблица 4.59…4.62].

Допуск нецентрирующего диаметра d берется как разность размеров (d - d₁).

Шероховатость поверхностей шлицевого соединения назначается по [1, таблица 2.68].

Пример построения схемы расположения полей допусков и эскизы сечения деталей шлицевого сопряжения D - 8 х 32 х 36 H7/f7 х 6 F8/f7 приведены на рисунках 10 и 11.



Рисунок 10 - Пример построения схемы расположения полей допусков для шлицевого соединения

Рисунок 11 - Эскизы сечения деталей шлицевого сопряжения

6. Расчет допусков звеньев линейной размерной цепи

При конструировании механизма возникает необходимость в проведении размерного анализа, с помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных размеров и определяются допустимые ошибки (допуски).

Размерной цепью называется совокупность взаимосвязанных размеров, образующих замкнутый контур и определяющих взаимное положение поверхностей (или осей) одной или нескольких деталей. Размеры не могут назначаться независимо, т.е. значение и точность, по крайней мере одного из размеров, определяется остальными размерами.

Существует несколько методов решения задач размерной цепи. В данной работе необходимо назначить допуски на размеры составляющих размерную цепь двумя способами: полной и неполной взаимозаменяемости.

6.1 Порядок решения задачи

1. Построить схему размерной цепи, выявить уменьшающие и увеличивающие звенья. Для этого рекомендуется применять правило обхода по контору, согласно которому стрелка над исходным размером должна быть направлена влево. Начиная от звена, соседнего с исходным, все составляющие звенья обозначить стрелками, имеющими один и тот же замкнутый поток направления.

2. Вычислить номинальный размер исходного звена

.

3. Определить допуск исходного звена

.

4. Установить среднюю точность составляющих звеньев размерной цепи, исключая размеры стандартных звеньев (например, подшипников качения):

а) при решении методом полной взаимозаменяемости

,

б) при решении методом неполной взаимозаменяемости

,

где - единица допуска для соответствующего интервала размера цепи [3, таблица 3.3].

Для рассматриваемого примера количество единиц допуска а_m определяется

,

.

Предельные отклонения ширины кольца подшипников находятся по [3, таблица 4.70] (класс точности L0).

5. По значению а_m выбрать ближайший квалитет [1,таблица 1.8.].

6. С учетом найденного среднего квалитета на составляющие звенья цепи назначить стандартные поля допуска [1, таблица 1.8].

7. Согласовать получающийся суммарный допуск всех составляющих звеньев с допусков замыкающего звена

,

.

При несоблюдении данных зависимостей скорректировать квалитет точности одного или нескольких звеньев цепи.

8. Назначить предельные отклонения на составляющие звенья, кроме одного из увеличивающих (например А₈), по следующему правилу: для уменьшающих звеньев в минус (по h), для увеличивающих в плюс (по Н) [1,таблицы 1.27; 1.35].

Предельные отклонения звена определить через координату середины поля допуска

,

,

,

,

,

и - заданные значения предельных отклонений замыкающего звена.

Для размера подобрать стандартное поле допуска, вписывающееся в найденный интервал .

9. Проверить получающуюся величину замыкающего размера

,

, ,

где ТА₀ - расчетное значение поля допуска замыкающего размера.

Задача решена правильно, если полученные значения предельных отклонений замыкающего звена вписываются в его заданный исходный интервал.

Задание 6

По исходным данным таблицы 3 рассчитать линейную размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и теоретико-вероятным методом (используя способ назначения допусков одного квалитета).

Рассеяние размеров составляющих звеньев цепи подчиняется нормальному симметричному закону распределения (.

Таблица 3 - Исходные данные для решения размерной цепи

Вариант	А1	А2	А3	А5= А6	А7= А9	А8	Подвариант
							А0	А0	А0
1	15	40	10	10	0,5	100	0,6-0,7	0,3-1,5	0,7-1,6
2	43	100	25	25	0,5	261	0,4-1,5	0,6-2,2	0,1-1,6
3	15	40	10	10	1	100	0,2-1,2	0,1-1,5	0,2-1,7
4	43	100	25	25	1	261	0,6-2,4	0,4-2,1	0,4-1,8
5	17	40	10	10	0,5	104	0,2-1,0	0,3-1,3	0,2-0,8
6	41	95	20	25	0,5	247	0,4-2,3	0,3-2,3	0,4-1,4
7	17	40	10	10	1	104	0,3-1,2	0,2-0,9	0,3-1,1
8	41	95	20	25	1	247	0,2-2,3	0,2-1,8	0,5-1,8
9	19	90	15	10	0,5	118	0,1-1,4	0,1-1,1	0,2-1,3
10	39	45	20	25	0,5	238	0,2-2,0	0,2-1,5	0,3-1,9
11	19	45	15	10	1	118	0,1-1,3	0,2-1,6	0,2-1,1
12	39	90	20	25	1	238	0,1-2,1	0,2-2,1	0,1-1,8
13	21	45	15	10	0,5	122	0,3-1,6	0,4-1,9	0,6-2,0
14	37	80	20	25	0,5	224	0,4-2,2	0,6-2,1	0,5-1,7
15	21	45	15	10	1	122	0,4-2,0	0,6-2,3	0,6-1,4
16	37	80	25	25	1	229	0,4-2,1	0,6-2,0	0,5-1,1
17	23	50	10	15	0,5	136	0,3-1,7	0,1-1,8	0,3-0,8
18	35	70	25	20	0,5	205	0,3-2,4	0,1-2,0	0,6-1,8
19	23	50	10	15	1	136	0,1-1,7	0,2-2,0	0,2-1,2
20	35	70	25	20	1	205	0,3-2,0	0,3-1,2	0,5-1,5
21	25	50	10	15	0,5	140	0,4-1,6	0,3-0,9	0,2-0,7
22	33	65	20	20	0,5	191	0,3-2,1	0,1-1,4	0,2-1,2
23	25	50	10	15	1	140	0,2-1,9	0,6-1,9	0,1-1,0
24	33	65	20	20	1	191	0,4-1,8	0,1-1,8	0,3-1,0
25	27	55	15	15	0,5	154	0,4-1,5	0,3-1,1	0,6-1,6
26	31	60	20	20	0,5	172	0,5-1,5	0,5-1,5	0,3-2,0
27	27	55	15	15	1	154	0,5-1,3	0,5-1,3	0,4-0,9
28	31	60	20	20	1	172	0,6-1,7	0,6-1,7	0,4-1,2
29	29	55	15	15	0,5	158	0,3-1,8	0,6-1,5	0,4-1,1
30	29	55	15	15	1	158	0,5-1,7	0,6-1,2	0,2-1,0

7. Выбор посадок резьбовых цилиндрических соединений

В конструкции редуктора предусмотрено использование крепежной метрической резьбы для фиксации колеса 12 относительно вала 3 с помощью гайки 2 (рисунок 7). Крепежные резьбы применяются для получения разъемного соединения элементов. Главное требование к ним - это обеспечение прочности соединения и сохранение плотности стыка в процессе эксплуатации.

Основные параметры резьбы определяются ее профилем, диаметром и шагом. Стандартом предусмотрены крепежные метрические резьбы диаметром от 0,25 до 600 мм. Исходным профилем метрической резьбы является треугольник с углом = 60. Метрические резьбы могут быть с крупным и мелким шагом. Для резьбы с крупным шагом существует прямая связь между диаметром и шагом, для резьбы с ...