Размещено на http://www.allbest.ru

СОДЕРЖАНИЕ

• Введение
• 1. Работа со справочником по допускам и посадкам
• 1.1 Расчет посадки в системе отверстия
• 1.2 Расчет посадки в системе вала
• 2. Расчет и выбор посадки с гарантированным натягом для гладкого цилиндрического соединения
• 2.1 Расчет посадки
• 2.2 Выбор посадки
• 3. Расчет и выбор посадки с гарантированным зазором для подшипника жидкостного трения
• 3.1 Расчет посадки
• 3.2 Выбор посадки
• 4. Выбор и расчет переходных посадок
• 5. Расчет и выбор гладких калибров для посадки с натягом
• 6. Расчет посадки для подшипников качения
• 7. Расчет и выбор посадки для шпоночного соединения
• 8. Расчет и выбор посадки для шлицевого соединения
• 9. Расчет размерных цепей
• 9.1 Способ «а» (расчет на max и min)
• 9.2 Способ «б» (вероятностный расчет)
• Заключение
• Список использованных источников
• ВВЕДЕНИЕ
• Среди важнейших проблем повышения эффективности наиболее острой и неотложной является качество продукции. Народное хозяйство подошло к такой черте, когда без коренного улучшения положения дел с качеством не может быть решена ни одна крупная производственная задача. Под качеством понимают совокупность свойств и показателей, определяющих их пригодность для удовлетворения определенных потребностей в соответствии с назначением.
• Качество и эффективность действия выпускаемых машин и приборов находится в прямой зависимости от точности их изготовления и контроля показателей качества с помощью технических измерений.
• Точность и ее контроль служит исходной предпосылкой важнейшего свойства совокупности изделий - нормирования. При конструировании применение принципа нормирования ведет к повышению качества и снижению себестоимости конструкции.
• В настоящее время детали и узлы машин общего или специального назначения изготавливаются на специализированных предприятиях. При этом расчленение производства возможно при условии, если составные части, детали, узлы, изготовленные с заданной точностью на разных заводах, сразу бы могли занять своё место в машине, для которой они предназначены, без сборки и подгонки. Это возможно при условии, что все они будут изготовлены по единым нормативным документам и отвечать требованиям взаимозаменяемости. Этими нормативными документами в первую очередь являются стандарты. Стандартные детали и будут взаимозаменяемы. Поэтому взаимозаменяемость является обязательным условием специализации и кооперирования современного производства

Цель курсовой работы: приобрести навыки расчета и выбора посадок для типовых соединений, а также их графического представления на эскизах и схемах расположения полей допусков.

Задачи курсовой работы: выполнить обоснование и выбор посадок для типовых соединений методами аналогов, подобия и расчетным методом; выполнить расчет размерных цепей.

качество посадка соединение цепь

1. РАБОТА СО СПРАВОЧНИКОМ ПО ДОПУСКАМ И ПОСАДКАМ

1.1 Расчет в системе отверстия

Дано соединение вала и втулки с номинальным диаметром 75,000 мм, выполненное по посадке [1].

Посадка выполнена в системе отверстия, так как в числителе дано поле допуска основного отверстия Н6.

Номинальный диаметр является общим для вала и отверстия. Он равен d=D=75,000 мм.

Величины предельных отклонений определяем по ГОСТ 25347-2013 так как вал выполнен с полем допуска s6, то величины отклонений нужно взять из таблицы 28 стандарта для квалитета 6, на пересечении интервала размеров свыше 65 до 80 мм (строка) и поля допуска вала s6 (столбец), отклонения равны es = +78 мкм,

ei = +59 мкм. Предельные отклонения отверстия, выполненного с полем допуска Н7, определяем из таблицы этого же стандарта для квалитета 6 [3]. Они равны: ES = +19 мкм; EI = 0 мкм.

Определяем предельные размеры вала:

d_max = d + es, (1.1)

d_max = 75,000 + 0,078 = 75,078 мм,

d_min = d + ei, (1.2)

d_min = 75,000 + 0,059 = 75,059 мм.

Определяем предельные размеры отверстия:

D_max = D + ES, (1.3)

D_max = 75,000 + 0,019 = 75,019 мм,

D_min = D + EI, (1.4)

D_min = 75,000 + 0 = 75,000 мм.

Рассчитаем допуск вала и отверстия:

Td = es - ei , (1.5)

Td = 78 -59 = 19 мкм,

TD = ES - EI, (1.6)

TD = 19 - 0 = 19 мкм.

Данное соединение выполнено по посадке с натягом [1, с. 9, рисунок 2] (размеры вала больше, чем размеры отверстия). Рассчитаем максимальный, и минимальный натяг:

N_max = d_max - D_min= es - EI, (1.7)

N_max = 75,078 - 75,000= 0,078мм = 78 мкм,

N_min =d_min - D_max= ei -ES, (1.8)

N_min = 75,059- 75,019= 0,040мм = 40 мкм.

Допуск посадки TSравен:

TN = N_max - N_min, (1.9)

TN = 78 - 40 = 38 мкм.

Проверяем правильность выполненного расчета:

TN(S)= Td + TD, (1.10)

TN(S) = 19 + 19 = 38 мкм.

Расчет выполнен верно.

1.2 Расчет в системе вала

При переводе посадок из системы отверстия в систему вала пользуются следующим правилом:

При переводе квалитеты точности вала и отверстия сохраняются, меняются основные отклонения - поле допуска не основного вала становится основным валом h, а поле допуска основного отверстия S заменяется полем допуска не основного отверстия, соответствующего полю допуска вала в системе отверстия.

В соответствии с этим правилом, посадка в систему вала будет переведена следующим образом .

Все предыдущие расчеты повторяем для системы вала:

Номинальные диаметры вала и отверстия: d = D = 75,000 мм.

Предельные отклонения вала с полем допуска h6 найдем по таблице 22 ГОСТ 25347-2013 [3] для квалитета 6 (для интервала размеров свыше 50 до 80 мм):

es = 0 мкм, ei = -19 мкм.

Предельные отклонения отверстия с полем допуска S7 найдем по таблице 12 ГОСТ 25347-2013для квалитета 6(для интервала размеров свыше 65 до 80 мм): ES = - 53 мкм, EI = -72 мкм.

Определяем предельные размеры вала по формулам (1.1) и (1.2):

d_max = 75,000 + 0= 75,000 мм,

d_min = 75,000 - 0,019 = 74,981 мм.

Определяем предельные размеры отверстия по формулам (1.3) и (1.4):

D_max = 75,000 - 0,053 = 74,947 мм,

D_min = 75,000 - 0,072 = 74,928 мм.

Рассчитаем допуск вала и отверстия по формулам (1.5) и (1.6):

Td = 0 + 19 = 19 мкм,

TD = - 53- (-72) = 19 мкм.

Рассчитаем максимальный, и минимальный натяг по формулам (1.7) и (1.8):

N_max = 75,000-74,928= 0,072 мм = 72 мкм,

N_min = 74,981-74,947= 0,034 мм = 34 мкм.

Допуск посадки TS равен (1.9):

TN = 72 - 34 = 38 мкм.

Проверяем правильность выполненного расчета, определим по формуле (1.10):

TN (S) = 19 +19 =38 мкм.

Расчет выполнен, верно.

2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯГОМ ДЛЯ ГЛАДКОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО СОЕДИНЕНИЯ

Согласно выданной схеме 28 - вариант 2 (зубчатая шестерня 8 -втулка полая 9), выбраны исходные данные:

Номинальный диаметр d=40 мм;

Внутренний диаметр вала d₁=30 мм;

Наружный диаметр вала d₂=90 мм;

Длина сопряжения l=30 мм;

Шероховатость втулки Ra₁= 0,8 мкм;

Шероховатость поверхности зубчатого колеса Ra₂=1,6 мкм;

Крутящий момент M_кр=108 Н•м;

Материал вала: БрАЖ 9-4;

Коэффициент Пуассона для втулки м₁=0,33;

Модуль упругости втулки E₁=0,9?10¹¹ Н/м²;

Предел текучести втулки у_т1=20?10⁷ Н/м²;

Материал зубчатого колеса: сталь 40Х;

Коэффициент Пуассона для зубчатого колеса м₂=0,3;

Модуль упругости зубчатого колеса E₂=2?10¹¹ Н/м²;

Предел текучести зубчатого колеса у_т2=80?10⁷ Н/м²;

Коэффициент трения сцепления f=0,20;

Способ запрессовки - нагревание зубчатого колеса.

2.1 Расчет посадки

Определяем величину удельного контактного эксплуатационного давления Р_э при действии крутящего момента:

 (2.1)

где - крутящийся момент ,

d - номинальный диаметр соединения, м;

l - длина контакта, м;

f₁ - коэффициент трения при продольном смещении деталей;

Рассчитаем величину наименьшего расчетного натяга, исходя из условия, что поверхности сопрягаемых деталей предельно гладкие:

; (2.2)

где E₁ - модуль упругости материала вала, Па;

E₂ - модуль упругости материала втулки, Па;

C_1, C₂ - коэффициенты Ляме, вычисляемые по формулам:

(2.3)

(2.4)

где d₁ и d₂ - диаметры соответственно вала и втулки, м;

и ? коэффициенты Пуассона для металлов охватываемой и охватывающей детали.



.

Определяем величину наибольшего расчетного натяга:

• (2.5)

где предельное допустимое контактное давление на поверхности вала или отверстия.

(2.6)

(2.7)

где и - условные пределы текучести или пределы прочности сопрягаемых отверстий и вала.

Величину наибольшего натяга необходимо рассчитывать по наименьшему значению :

(2.8)

Определяем предельные монтажные натяги:

(2.9)

(2.10)

где:

(2.11)

Для определения значения k, зависящего от квалитета, предварительно рассчитаем коэффициент ? число единиц допуска в допуске размера:

(2.12)

где:

0,5 • ,

i=0,45 •

где:

D= (2.13)

D

i=0,45 •,

По расчётному значению коэффициента «а» [3, с. 130, табл. Г.2] устанавливается квалитет.

Так как а =, то квалитет 8, значит К=2, следовательно:

;

.

2.2 Выбор посадки

По полученным значениям [N_min] и [N_max], подбирается стандартная (табличная) посадка с численными значениями натягов N_{min.табл.} и N_{max.табл.}, близким значениям расчетным, затем определяются численные значения предельных отклонений по ГОСТ 25347-2013 [3]. Кроме того, при подборе посадки [3] предпочтение необходимо отдавать рекомендуемым посадкам.

Выбор посадки определяется по таблицам [2], исходя из соблюдения условий:

Определяем предельные табличные натяги:

Выбираем посадку , образованную в комбинированной системе:



.

Выбор внесистемной посадки обоснован тем, что из предпочтительных посадок в системе отверстия не удалось выбрать посадку, удовлетворяющую приведенным выше условиям.

Проверяем условие правильности выбора посадки, т.е.:

(мкм),

,

(мкм),

.

Для построения схемы расположения полей допусков выбранной посадки рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

(2.18)

(2.19)

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

(2.20)

(2.21)

Определяем допуски отверстия и вала:

(2.22)

(2.23)

Устанавливаем наиболее приемлемые технологические операции окончательной обработки отверстия и вала, исходя из условий применения наиболее распространенных технологических операций и обеспечения допусков выбранных квалитетов, требований к шероховатости обработанных поверхностей, которые устанавливаются по соответствующей справочной и технической литературе.

Отверстие Ш40U8 выполняется с допуском TD=0,039 мм.

Шероховатость обработанной поверхности назначена 0,8. Для обеспечения допусков выбранного квалитета применяем в качестве технологической операции для окончательной обработки отверстия ? шлифование круглое на внутришлифовальном станке (операция шлифование чистовое).

Вал сплошной Ш40 h6 выполняется с допуском Td=0,016 мм. Шероховатость обработанной поверхности вала назначена 1,6. Для обеспечения допуска выбранного квалитета применяем в качестве технологической операции для окончательной обработки вала шлифование круглое на круглошлифовальном станке.

Определяем силу прессования при механической запрессовке деталей. Необходимая сила пресса (при ):

(2.24)

где l - длина сопряжения;

f_n- коэффициент трения сцепления.

Контактное давление, соответствующее максимальному натягу (монтажному) выбранной посадки, будет равно:

(2.25)

где - максимальные предельные монтажные натяги;

- минимальные предельные монтажные натяги;

- шероховатость обработанной поверхности.

(2.26)

Запас на эксплуатацию определяем по формуле (2.27):

Д_эксп = N_табл.min - N_m.min, (2.27)

Д_эксп = 44 - 42 = 2 мкм.

Запас на сборку определяется по формуле (2.28):

Д_сб = N_m.mах - N_{табл.mах,} (2.28)

Д_сб = 119 -71= 48 мкм.

Соотношение запасов на прочность и сборку определяется по формуле 2.29:

Д_эксп>Д_сб , (2.29)

11,78 мкм >3,57 мкм.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ГАРАНТИРОВАННЫМ ЗАЗОРОМ ДЛЯ ПОДШИПНИКА ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ

Согласно выданному заданию схема 28 - вариант 2 (соединение шестерня 4 -втулка скольжения 12) выбраны исходные данные:

Номинальный диаметр сопряжения d=D=30 мм;

Длина подшипника l=19 мм;

Частота вращения вала n=3200 мин^-1;

Радиальная нагрузка на подшипник R=4000 Н;

Смазка масло - индустриальное T50a;

Динамическая вязкость м=0,0414Па•с;

Шероховатость вала R_а1=0,8 мкм;

Шероховатость отверстия R_а2=1,6 мкм.

3.1 Расчет посадки

Определяем скорость вращения вала:

(3.1)

где D - номинальный диаметр сопряжения, мм;

n - частота вращения вала, об/мин.

Определяем величина относительного зазора ш:

(3.2)

где V - скорость вращения.

Определяем величина оптимального зазора в подшипнике, принимается среднее значение:

S_опт=ш?D, (3.3)

S_опт=1,178• 10^-3 • 30=0,035 мм=35 мкм.

Определяем угловая скорость щ:

, (3.4)

Определяем среднее давление на опору:

(3.5)

Определяем коэффициент несущей способности (нагруженности) C_R:

, (3.6)

где м- динамическая вязкость.

Определяем величину относительного эксцентриситета подшипника ч в зависимости от л и С_R [2,с. 138, табл. Д.1]:

(3.7)

Определяем толщину масляного слоя h_min:

, (3.8)

мкм.

Определяем надежность жидкостного трения без учета погрешностей формы и перекосов:

Размещено на http://www.allbest.ru

(3.9)

Определяем коэффициент жидкостного трения:

, (3.10)

Т.к. К_ж.т.> 2, то запас погрешности жидкостного трения удовлетворяет необходимым требованиям.

Таким образом, устанавливается оптимальная величина зазора и принимается за среднее значение S_опт.ср.= 35 мкм.

3.2 Выбор посадки

Чтобы срок службы соединения был наибольшим и затраты на изготовление деталей минимальными, посадки следует выбирать так, чтобы средний табличный зазор S_т.ср. был близким к оптимальной величине зазора S_опт.ср. расчетной и принятой за среднее значение.

Средний табличный зазор S_т.ср находится по следующей формуле:

, (3.11)

где S_т.max - максимальный табличный зазор;

S_т.min - минимальный табличный зазор.

Оптимальной величине зазора S_опт.ср. = 35 мкм соответствует посадка Ш35 [2] в системе вала, для которой средний табличный зазор S_т.ср.= 70 мкм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

d_max = d+es = 35,000 - 0,020=34,98 мм, (3.12)

d_min = d+ei = 35,000 - 0,033 = 34,967 мм. (3.13)

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

D_max = D+ES = 35,000+0,013= 35,013 мм, (3.14)

D_min = D+EI = 35,000+0 = 35,000 мм. (3.15)

Определяем допуски отверстия и вала:

TD = ES+EI = 0,013 - 0= 0,013мм =13 мкм, (3.16)

Td = es+ei = -0,020 - (-0,033) = 0,013мм = 13 мкм . (3.17)

Рассчитаем и :

S_min = EI-es = D_min - d_max = 0+0,020 = 0,020 мм= 20 мкм, (3.18)

S_max = ES - ei = D_max - d_min = 0,013 - (-0,033)= 0,046 мм = 46 мкм. (3.19)

Рассчитаем средний зазор:

(3.20)

Рассчитаем допуск посадки:

TS = S_max - S_min = TD+Td = 13+13 =26 (3.21)

4. ВЫБОР И РАСЧЕТ ПЕРЕХОДНЫХ ПОСАДОК

Согласно выданной схеме 28 - вариант 2 (для соединения шестерня 4 -вторичный вал 12) в соответствии с условиями эксплуатации выбрана типовая посадка Ш30, характеризующаяся наибольшими средними зазорами, т.к. требуется высокая точность центрирования при передаче крутящего момента и предусмотрено дополнительное крепление шпонкой.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

d_max = d+es = 30,000+0,0105 = 30,0105 мм, (4.1)

d_min = d+ei = 30,000+ (- 0,0105) = 29,989 мм. (4.2)

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

D_max= D+ES = 30,000 + 0,021 = 30,021 мм, (4.3)

D_min= D+EI = 30,000 + 0 = 30,000 мм. (4.4)

Определяем допуски отверстия и вала:

TD = ES - EI = 0,021 - 0 = 0,021 мм = 21 мкм, (4.5)

Td = es-ei = 0,0105 - (- 0,0105) = 0,021мм= 21 мкм. (4.6)

Рассчитаем и :

N_max = d_max - D_min = 30,0105 - 30,000 = 0,0105 мм, (4.7)

S_max = D_max - d_min = 30,021 - 29,989 = 0,032 мм. (4.8)

Определение среднего зазора-натяга:

 мкм. (4.9)

Определяем СКО зазора-натяга:

(4.10)

Определяем предел интегрирования функции Ф(z) [2, с. 29, таблица 3.1] при:

(4.11)

В зависимости от z, Ф(z)=0,1879;

Рассчитаем вероятность получения соединений с зазором и натягом:

(4.12)

(4.13)

Находим процент соединений с зазором:

= 98,41 %. (4.14)

Находим процент соединений с натягом:

. (4.15)

Рассчитаем вероятностные величины зазоров и натягов:

 (4.16)

мкм. (4.17)

Координата распределения вероятности появления зазоров-натягов при (т.е. ) определяется по формуле:

(4.18)

мкм.

Таким образом, при сборке 0,0159 % всех соединений (688 из 1000) получены с натягом и 98,41 % будут с зазором.

5. РАСЧЕТ И ВЫБОР ГЛАДКИХ КАЛИБРОВ ДЛЯ ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

Исходные данные выбраны из альбома заданий 28 - вариант 2:

Номинальный диаметр d = D = 30 мм;

Тип соединения - натяг;

Определение предельных и исполнительных размеров калибра для контроля вала и отверстия (D=30 мм: посадка с натягом).

Из ГОСТ 24853-81 [4] выбираем допуски отклонений для калибров.

Данные сведены в таблицу 5.1.

Таблица 5.1 - Допуски отклонений для калибров

В микрометрах

Для H7	Для js7
z = 3	z1 = 3
y = 3	y1 =3
H = 4	H1= 4
HS = 2,5	HP = 1,5

Рассчитаем размеры калибра-пробки для отверстия Ш30 H7

Проходной новый:

(5.1)

ПР_max = 30,000 + 0,003 + 0,002 = 30,005 мм,

(5.2)

ПР_min=30,000 + 0,003 - 0,002= 30,001 мм.

Проходной изношенный:

(5.3)

ПР_изн = 30,000 - 0,003 = 29,997 мм.

Непроходной:

(5.4)

НЕ_max = 30,021 +0,002 = 30,023 мм,

(5.5)

НЕ_min = 30,021 - 0,002 = 30,019 мм.

Рассчитаем размеры калибра-скобы для вала Ш30js7 .

Проходной новый:

(5.6)

Р-Пр_max = 30,0105 - 0,003 + 0,002 = 30,0095 мм,

(5.7)

Р-Пр_min = 30,0105 - 0,003 - 0,002 = 30,0055 мм,

(5.8)

Р-Пр_изн= 30,0105 + 0,003 = 30,0135 мм.

Непроходной:

(5.9)

Р-НЕ_max = 29,9895 + 0,002 = 29,9915 мм,

(5.10)

Р-НЕ_min= 29,9895 - 0,002 = 29,9875 мм.

Рассчитаем контрольные калибры.

Контрольный проходной новый:

(5.11)

К-ПР_max = 30,0105 - 0,003 + 0,00075 = 30,00825 мм,

(5.12)

К-ПР_min= 30,0105 - 0,003 - 0,00075 = 30,00675 мм.

Контрольный проходной изношенный:

(5.13)

К-И_max = 30,0105 + 0,003 + 0,00075 = 30,01425 мм,

(5.14)

К-И_min = 30,0105 + 0,003 - 0,00075 = 30,01275 мм.

Контрольный непроходной:

5.15)

К - НЕ_max = 29,9895+0,00075 = 29,99025 мм,

(5.16)

К - НЕ_min = 29,9895 - 0,00075 = 29,98875 мм.

Расчёт исполнительных размеров калибров сводится к определению размеров исполнительных поверхностей, ограничению отклонений их формы и назначению оптимальной шероховатости. Шероховатость исполнительных поверхностей должна назначаться по ГОСТ 2789-73 [2, с. 39, табл. 4.2]. Для калибра-пробки и калибра-скобы размерами до 180 мм, квалитетов IT6-IT8, высота микронеровностей по параметру R_a не должна превышать 0,025 мкм.

6. РАСЧЕТ ПОСАДКИ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Из альбома заданий по дисциплине нормирование точности были выбраны согласно заданию схемы 28 - варианта 2, выбраны исходные данные:

Подшипниковый узел (корпус-подшипник-вал сплошной) - 7-5-3;

По ГОСТ 8338-75 [6] по номинальным размерам, указанным на чертеже, выбираем стандартные параметры подшипника. Этим параметрам соответствует подшипник № 106, легкой серии, узкой серии 0, у которого стандартизованы следующие партии:

Номинальный диаметр внутреннего кольца d = 30 мм;

Наружный диаметр наружного кольца D = 55 мм;

Ширина подшипника В = 13 мм;

Ширина фаски r = 1,0 мм;

Посадка выбирается по интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности:

где радиальная нагрузка на опору, кН;

b - рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок (b= B- 2r), м;

динамический коэффициент посадки. Зависит от характера нагрузки:

при перегрузке до 150 %, умеренных толчках и вибрации;

при перегрузке до 300 %, сильных толчках и вибрации;

- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (если вал сплошной, то =1);

- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору.

.

По таблице 5.4 ([2, с. 56] рекомендуемые посадки для колец при местном нагружении) выбрана посадка для внутреннего кольца с отверстием Ш30, так как нагружение с ударами и вибрацией; перегрузка до 300 %, и посадочный диаметр свыше 50 мм.

Согласно ГОСТ 25347-2013 [3], нижнее отклонение наружного кольца подшипника равно - 8 мкм, верхнее - равно 0 мкм, а согласно ГОСТ 520-2011 [7], верхнее отклонение диаметра отверстия корпуса равно +15 мкм, нижнее - равно 20 мкм.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки наружного кольца с отверстием рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

, (6.1)

мм,

, (6.2)

мм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

, (6.3)

мм,

, (6.4)

мм.

Определяем допуски отверстия и вала:

TD = ES-EI, (6.5)

TD = 0+ 0,08 = 0,08 мм = 8 мкм,

Td = es-ei, (6.6)

Td = 0,015+0,02=0,017 мм = 17 мкм.

Рассчитаем наибольший табличный натяг по формуле:

, (6.7)

Рассчитаем наибольший табличный натяг по формуле:

, (6.8)

По ГОСТ 25347-2013 [3] определим предельные отклонения размеров посадок наружнего кольца с валом Ш55.

Согласно ГОСТ 520-2011 [7], нижнее отклонение внутреннего кольца подшипника равно 0 мкм, верхнее - равно 11 мкм. Согласно ГОСТ 25347-2013 [3] верхнее отклонение диаметра отверстия корпуса равно +19 мкм, нижнее - равно 0 мкм.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки внутреннего кольца с валом рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

, (6.9)

, (6.10)

мм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

, (6.11)

, (6.12)

Определяем допуски отверстия и вала:

, (6.13)

, (6.14)

Рассчитаем наибольший табличный зазор по формуле:

, (6.15)

Рассчитаем наибольший табличный натяг по формуле:

, (6.16)

7. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ ДЛЯ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Согласно выданной схеме 27 - вариант 2 (вал 3 -шпонка - шкив 10), выбраны исходные данные для выбора и расчета шпоночного соединения:

Номинальный диаметр вала: d = 30 мм.

При выборе типа шпоночного соединения, ориентируемся на нагрузку воспринимаемою опорами качения (R=2500), но несмотря на незначительные нагрузки, данное соединение испытывает переменные циклы нагружения, т.к. в работе зубчатых передач предусмотрено реверсирование. Поэтому выбираем посадку со средним натягом

Для нормального типа соединения (поскольку для подшипников R = 2500 Н) выбираются следующие поля допусков:

Обозначение полей допусков ширины шпонки h9(_-0,036);

Паза вала N9 (_-0,036);

Паза втулки Js9;

Посадка зубчатого колеса по диаметру вала Ш30.

Сечение призматической шпонки b х h определяется по ГОСТ 23360-2013 [5] в зависимости от заданного диаметра вала. Для d = 56 мм по указанным стандартам имеем: b = 8 мм, h = 7 мм. В этой же таблице даны размеры глубины паза вала t₁ = 4,0 мм и глубины паза втулки t₂ = 3,3 мм.

Длина шпонки находится по формуле 7.1:

l = В - 2(5...7) = 72 -12= 60 мм. (7.1)

По ГОСТ 23360-78 выбирается стандартная длина шпонки равная 56 мм.

Согласно исходных данных можно записать следующие посадки:

- паз вала - шпонка по размеру b₁ -8 ;

- паз втулка - шпонка по размеру b₂-8 .

Дальнейшее решение задачи удобнее и нагляднее выполнить, построив схему расположения полей допусков заданных сопряжений:

- для сопряжения паз вала - шпонка ;

- для сопряжения паз втулка - шпонка .

Согласно схеме имеем:

Предельные размеры на ширину шпонки:

, (7.2)

мм,

, (7.3)

мм.

Предельные размеры на ширину паза вала:

, (7.4)

мм,

, (7.5)

мм.

Предельные размеры на ширину паза втулки:

, (7.6)

мм,

, (7.7)

мм.

Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз вала - шпонка :

, (7.8)

мм,

, (7.9)

мм.

Предельные зазоры, натяги в сопряжении паз втулка - шпонка определяются также по формулам 7.8-7.9:

мм,

N_2max = 0 + 0,018 = 0,018 мм.

Если призматическую шпонку с закругленными торцами закладывают в глухой паз на валу, по длине шпонки образуется соединение с нулевым гарантированным зазором.

8. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ ДЛЯ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Согласно выданному заданию 28 - вариант 2 (тип соединения втулка 4 - вал 8) [2, с. 255, табл. Р.1] выбраны исходные данные:

z = 8 мм;

d = 42 мм;

D = 48 мм.

Находим размер «b» из таблицы 7.6 [2, с. 68] в разделе «легкая серия» выбираем стандартные параметры шлицевого соединения (ГОСТ 1139-80) для zЧdЧD =>8Ч42Ч48. Он составляет b = 8 мм. В этой же строке отмечено, что значение d должно быть не менее 39,5мм.

По указанным выше стандартам обозначения шлицевых соединений должны содержать: букву, указывающую поверхность центрирования, число зубьев и номинальные размеры d, D, b с указанием посадок после соответствующих размеров.

В соответствии с условиями эксплуатации выбираем центрирование по внутреннему диаметру d, т.к. в соединении требуется обеспечение подвижности и не подвержено значительному износу, поэтому допускается обработка шлицевой протяжкой втулки по внутреннему диаметру.

В соответствии с этим запишем:

d - 8Ч 42 Ч 48Ч 8.

Расшифровка:

Имеем прямобочное шлицевое соединение с центрированием по наружному диаметру D, число зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 42 мм, наружным диаметром D = 48 мм с посадкой по диаметру центрирования , с шириной зуба

b = 8 мм и посадкой по размеру b: .

Обозначение шлицевого вала:

-d - 8Ч42H7Ч48H12 Ч8D9.

Обозначение шлицевого отверстия:

-d - 8Ч42f7Ч48 a12 Ч8h9.

Расшифровка:

Имеем прямобочный шлицевой вал с центрированием по наружному диаметру D, числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 42 мм, наружным диаметром D = 48 мм полем допуска по наружному диаметру a11, ширина зуба

b = 8 мм и полем допуска по размеру b: h9.

Предельные отклонения и допуски на диаметры, и ширину зуба находим по ГОСТ 25347-2013 [3].

Найдем отклонения и допуски по квалитетам для посадки .

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

, (8.1)

мм,

, (8.2)

мм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

, (8.3)

мм,

, (8.4)

мм.

Определяем допуски отверстия и вала:

ТD = ES - EI , (8.5)

ТD = 0,25 - 0 = 0,25 мм = 250 мкм,

Td = es - ei, (8.6)

Td = - 320 + 480 = 160 мкм.

Рассчитаем S_min и S_max:

, (8.7)

мм,

, (8.8)

мм.

Поле допуска не центрирующего диаметра d =48 мкм при центрировании по d в таблице 7.1[2, с.65] не установлено. Имеется лишь указание, что диаметр d должен быть не менее d₁ = 39,5 мм.

Найдем отклонения и допуски по квалитетам для посадки .

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

, (8.9)

мм,

, (8.10)

мм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие предельные размеры для вала:

, (8.11)

мм,

, (8.12)

мм.

Определяем допуски отверстия и вала:

ТD = ES - EI, (8.13)

ТD = 0,076 - 0,040 = 0,036мм = 36 мкм,

Td = es - ei, (8.14)

Td = 0 - (-0,036) = 0,036мм = 36 мкм.

Рассчитаем S_min и S_max:

, (8.15)

мм,

, (8.16)

мм.

Найдем отклонения и допуски по квалитетам для посадки .

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для вала:

, (8.1)

мм,

, (8.2)

мм.

Рассчитаем наибольшие и наименьшие размеры для отверстия:

, (8.3)

мм,

, (8.4)

мм.

Определяем допуски отверстия и вала:

ТD = ES - EI , (8.5)

ТD = 0,025 - 0 = 0,025 мм = 25 мкм,

Td = es - ei, (8.6)

Td = 25 + 50 = 25 мкм.

Рассчитаем S_min и S_max:

, (8.7)

мм,

, (8.8)

мм.

9. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

Согласно выданному варианту 2выбраны исходные данные [2, с. 255, табл. Р.1]:

А₁ = 80js12

А₂ = 200h12

А₃ = 40js12

Составляем схему размерной цепи. Замыкающим звеном этой размерной цепи является осевой размер, получающийся последним в результате изготовления. Таким размером является осевой размер утолщения валика.

По ГОСТ 25347-13 [8] находим величины допусков и отклонений звеньев и наносим их на схему:

А₁ = 80js12 ; А₂ = 200h12 ; А₃ = 40js12

Выявляем увеличивающие и уменьшающие звенья размерной цепи. Зададим замыкающему звену направление стрелкой налево, используя правило обхода по замкнутому контуру устанавливаем, что звенья А₁ и А₃ уменьшающие (направление стрелок обхода по контуру совпадает с направлением стрелки замыкающего звена), а звено А₂ - увеличивающее.

9.1 Способ «а» (расчет на max и min)

Номинальное значение замыкающего звена:

 (9.1)

где - увеличивающее j-е составляющее звено размерной цепи А;

- уменьшающее j-е составляющее звено размерной цепи А;

n - количество увеличивающих звеньев;

р - количество уменьшающих звеньев.

= 200 - (40 + 80) =80 мм.

Допуск замыкающего звена по формуле (9.3) с учетом того, что для линейных размерных цепей = 1:

(9.2)

где - общее количество составляющих звеньев n+p=m-1.

Верхнее отклонение замыкающего звена:

(9.3)

Нижнее отклонение замыкающего звена:

(9.4)

Проверка:

Отклонения определены правильно.

Предельные отклонения замыкающего звена:

, (9.5)

, (9.6)

Размер замыкающего звена: мм.

9.2 Способ «б» (вероятностный расчет)

Номинальное значение замыкающего звена вычисляется по формуле (9.1) и было определено выше

Допуск замыкающего звена:

(9.8)

где для нормального закона распределения.

Координату середины поля допуска замыкающего звена найдем по формуле (9.9), предварительно определив координаты середин полей допусков составляющих звеньев.

, э (9.9)

мкм= - 0,1мм.

Верхнее отклонение замыкающего звена:

(9.10)

Нижнее отклонение замыкающего звена:

, (9.11)

Предельные размеры замыкающего звена находим по формуле (9.6) и (9.7):

Окончательно получаем размер замыкающего звена, который равен мм.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В соответствии с целями курсовой работы, полученные теоретические знания по дисциплине «Конструкторско-технологические методы обеспечения качества», были применены на практике и были изучены методы и приемы работы со справочной литературой и нормативной документацией.

В процессе выполнения курсовой работы были получены следующие результаты:

1) Работа со справочником по допускам и посадкам - для заданной посадки Ш75выполнены как в системе вала, так и в системе отверстия расчеты предельных характеристик посадки;

2) Расчет посадки с натягом для гладкого цилиндрического соединения - рассчитана и выбрана посадка с натягом посадки из посадок, определенных по ГОСТ 25347-2013 для соединений типа отверстие-вал (варианты из альбома заданий схема 28 - вариант 2), определен запас на эксплуатацию и запас на прочность, определена сила запрессовки;

3) Расчет посадки с зазором для гладкого цилиндрического соединения - рассчитана и выбрана посадка с зазором Ш35 , определенная по ГОСТ 25347-2013 для соединений типа вал-отверстие;

4) Расчет переходной посадки для гладкого цилиндрического соединения на вероятность получения зазоров или натягов - для выбранной посадки Ш30(исходные данные в альбоме заданий) определена вероятность получения соединений с натягом и зазором, вероятные величины натягов и зазоров;

5) Расчет и выбор гладких калибров для гладкого цилиндрического соединения - рассчитана и выбрана посадка с натягомШ30, выбраны параметры рабочих и контрольных калибров и определены предельные и исполнительные размеры калибров;

6) Расчет и выбор посадок подшипников качения - для подшипника качения обоснован выбор посадок внутреннего кольца и наружного кольца .

7) Расчет и выбор посадок для шпоночного соединения - рассчитаны и выбраны посадки: для сопряжения паз вала - шпонка , для сопряжения паз втулка - шпонка и были определены:

- предельные размеры на ширину шпонки;

- предельные размеры на ширину паза вала; предельные размеры на ширину паза втулки;

- предельные размеры глубины шпоночных пазов во втулке и в валу;

- предельные натяги (зазоры) в сопряжении шпонки с пазом вала и шпонки с пазом во втулке;

8) Расчет и выбор посадок для шлицевого соединения - рассчитаны и выбраны посадки, и, найдено сечение призматической шпонки и размеры шпоночных пазов на валу и во втулке;

9) Расчет размерных цепей - составлена размерная цепь и определено:

- номинальное значение замыкающего звена;

- верхнее и нижнее значение замыкающего звена;

- допуск и предельные размеры замыкающего звена.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1 Третьяк, Л.Н. Нормирование точности гладких цилиндрических соединений: методические указания. / Л.Н. Третьяк. - Оренбург: ИПК ГОУ ОГУ, 2008. - 28 с.

2 Третьяк, Л.Н. Практикум по дисциплине «Взаимозаменяемость»: учебное пособие / Л.Н. Третьяк, А.С. Вольнов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Оренбург: ООО «НикОс», 2011. - 240 с.

3 ГОСТ 25346-89. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основных отклонений - Введ. 1990-01-01. - М.: Издательство стандартов, 1992. - 31 с.

4 ГОСТ 24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски - Введ. 1983-01-01. М.: Издательство стандартов, 1982. - 7 с.

5 ГОСТ 520-2011. Подшипники качения. Общие технические условия - Введ. 2012-07-01. - М.: Стандартинформ, 2012. - 67 с.

6 ГОСТ 8338-75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры. -Введ. 1976-06- 01. - М.:Издательство стандартов, 2003. - 12 с.

7 ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки - Введ. 1980-01-01. (Переизд. в августе 1993 г. с Изм. № 1,2). - М.: Издательство стандартов, 1993. - 19 с.

8 ГОСТ 25347-2013. Основные нормы взаимозаменяемости. Характеристики изделий геометрические. Система допусков на линейные размеры. Ряды допусков, предельные отклонения отверстий и валов. - Введ. 2013-11-14. - М.: Стандартинформ, 2014. - 59 с.

Размещено на Allbest.ru

...