Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь

Учреждение образования «Белорусский государственный аграрный технический университет»

Кафедра: стандартизации и метрологии

Курсовая работа

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

«Расчет, выбор и обоснование посадок соединений»

03.88.027.00.000ПЗ

Пояснительная записка

03.88.027.00.000 ПЗ

Выполнил: студент 3 курса 12 пп группы

Кравчёнок В.Д.

Руководитель: Сурус А.И.

Минск, 2017

Реферат

Курсовая работа 22 страниц, 4 книги, 6 таблиц, 5 источника, 2 рисунков 1 приложение

СТАНДАРТИЗАЦИЯ, МЕТРОЛОГИЯ, ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ, ШЛИЦЕВОЕ СОЕДИНЕНИЕ, ШПОНОЧНОЕ СОЕДИНЕНИЕ, ДОПУСК, РАЗМЕР, КВАЛИТЕТ, ПОСАДКА, ЗАЗОР, НАТЯГ, КОНТРОЛЬ, ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ.

Объект работы: редуктор с деталями и их типовыми соединениями.

Цель работы: разработка методики проектирования конструкции и нормирования параметров точности.

Методы исследования: анализ, синтез графический метод.

Полученный результат: разработана методика выбора посадок типовых соединений сопряжения, применяемых в машиностроении.

Технико-экономическая значимость: разработанная методика позволит использовать научную базу в условиях предприятия.

Степень внедрения: применение на практике.

Значимость работы: возможность изучить и разработать методику выбора посадок и допусков в реальных условиях.

Возможность развития исследования.

Содержание

• Введение
• 1. Выбор посадок методом подобия
• 1.1 выбор посадок гладких цилиндрических соединений
• 1.1.1.Расчёт силовых факторов
• 1.1.2Определяем диаметр входного конца вала по пониженным допускаемым напряжениям кручения
• 1.1.3 Определяем усилия, действующие в зацеплении
• 1.1.4 Определяем реакции опор
• 1.1.5 Определяем тип подшипников, установленных на валу
• 1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений
• 2. Выбор посадок расчетным методом
• 2.1 Расчет и выбор посадок с натягом
• 3. Расчет и выбор посадок подшипников качения
• 4. Решение линейных размерных цепей
• 4.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
• 4.2 Расчет размерной цепи вероятностным методом
• Список использованных источников

Введение

В данное время определена стратегия ускорения социально-экономического развития нашей страны на длительную перспективу. Намечено принять и поднять на качественную ступень производительные силы и производственные отношения, ускорить научно-технический прогресс. Ускоренными темпами предстоит развивать машиностроение, являющееся ключевой отраслью, определяющей темпы технического перевооружения всех отраслей народного хозяйства.

Решить столь важные народно-хозяйственные задачи по повышению эффективности и качества продукции можно путем точного проектирования механизма.

Важнейшее свойство совокупности изделий - взаимозаменяемость, в значительной мере определяет технико-экономический эффект, получаемый при эксплуатации современных технических устройств.

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.

Основной задачей стандартизации является непрерывное повышение качества изделий, их способности удовлетворять возрастающие требования современного производства. Таким образом, стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и удешевлению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.

Вот почему комплекс глубоких знаний и определенных навыков в области метрологии, стандартизации и сертификации является необходимой составной частью профессиональной подготовки инженера.

1. Выбор посадок методом подобия

1.1 Выбор посадок гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на быстроходном 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

1.1.1. Расчёт силовых факторов

Определяем крутящий момент [2, c.137]:

,

где Рв - мощность на входном валу редуктора, кВт;

n - частота вращения вала, об/мин

=9550·=7,96 H·м

1.1.2 Определяем диаметр входного конца вала по пониженным допускаемым напряжениям кручения [1, с.294]:

,

где - допускаемые напряжения кручения, МПа;

Т - крутящий момент на валу Нм;

Для быстоходного вала принимаем (по заданию)

Принимаем по таблице 1.3 [1, ч.1, с.34].

Определяем масштабный коэффициент:

где - определенный диаметр, мм;

- измеренный диаметр по схеме, мм.

Замеряем все размеры и умножаем на м и принимаем размеры из ряда по ГОСТ 6639-69

1.1.3 Определяем усилия, действующие в зацеплении

В зацеплении действуют:

Окружное усилие ([1] стр279):

Ft=2Т/d1 = 2*7,96*10³ /44=361,8 Н;

где d1 -делительный диаметр колеса быстроходной ступени,

в1= я1 * ь.сщыв =16*2б75.сщы0=44ммж

где m - модуль зацепления быстроходной ступени

Радиальное усилие стр.287[1], действующее на вал:

Fr= Ft * tgб/соsв =361,8 *tg20/cos0=0,36*361,8 =130,2 Н,

 где б - угол зацепления, б=20

Осевое усилие в зацеплении:

Fа=Ft*tgв=361,8 *tg0=0 Н

1.1.4 Определяем реакции опор

Строим схему сил, действующих на вал:

Рисунок 1-Схема сил, действующая на вал

S=125*(T) ^1/3= 125* (7,96) ^1/3=249,6 Н

Плоскость XY

Ma=0

Rby*(A+B)- Ft *A+S*C =0

Rby= (Ft *A- S*C) /(A+B)=( 361,8 *25-249,6 *35)/55=5,6 H

Мв =0

-Ray*(A+B)+Ft*B+S*(A+B+C)=0

Ray=(361,8 *30+249,6 (35+25+30))/55=605,8 H

Ray+Rby-Ft-S =0

 605,8 + 5,6 - 361,8 - 249,6 =0

Плоскость XZ

Ma=0

Rbx*(A+B)- Fr *A=0

Rbx= (Fr *A)/(A+B)= 130,2 *25/55= 59,2 H

Мв =0

-Rax*(A+B)+Fr*B=0

Rax=130,2 *30/55=71 H

Rax+Rbx-Fr=0

71 +59,2 -130,2 =0

Определяем суммарные реакции опор:

R_a=( RІax+ RІ_AY)Ѕ = ((71)² +(605,8)²)Ѕ= 609,9 Н

R_b =( RІbx + RІby)Ѕ = ((59,2)² +(5,6)²)Ѕ =59,5 Н

1.1.5 Определяем тип подшипников, установленных на валу

Определяем отношение Fa/R=0<0,3 ,

где Fa - осевое усилие в зацеплении.

Выбираем шариковые радиальные подшипники средней серии 304

Назначаем и обосновываем посадки для соединений, расположенных на выходном валу (результаты сводим в табл. 1.1).

Таблица 1.1 Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей

Соединение и посадка	Предельные отклонения, Мкм	Допуски	Зазор мкм	Натяг мкм	Допуски формы и расположения поверхностей мкм	Шероховатость поверхности Rа 0.05Tр. [1,с296]	Примечание
		max	min	мкм	max	min	max	min	Тo, Т= мкм таблица 2.18, [1,с.393]	Т© мкм таблица 2.40 [1, с443]
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
1.Ступица зуб.колеса-вал [1, с.322]	24 H7 k6	+21	0	21	25		16		8	50	0,8	Переходная посадка в системе отверстия
		15	+2	13					3	20	0,6
2.Крышка подшипника-корпус	52 H7 d9	+30	0	30	30	74			Согласно требования под наружное кольцо подшипника	Посадка низкой точности с зазором[2.c.306]
		-100	-174	74					25	160	3,2
3.Наружное кольцо подшипника-корпус [1, с.272]	52 H7 l0	+30	0	30	13	0			6	12	1,25	Посадка под местно нагруженное кольцо
		0	-13	13					Обеспечивается заводом-изготовителем
4.Внутреннее кольцо подшипника-вал [1, с.272]	20 L0 js6	0	-10	10	6,5		16,5		Обеспечивается заводом-изготовителем	Посадка под циркуляционно нагруженное кольцо
		+6,5	-6,5	13					3	6	0,6
5.Соединение втулка-вал	20 F8 js6	+53	+ 20	33	59,5	13,5			12	80	0,8	-
		+6,5	-6,5	13					3	6	0,6

Выбор средств измерения.

По табл. 41 [3] выбираем приборы для измерения вала и отверстия удовлетворяющие условию д ? д ин. Выбранные средства измерения представлены в табл. 1.2., где: д- допускаемая погрешность измерения, зависящая от допуска измеряемого изделия, дин - предельная погрешность средства измерения.

Таблица 1.2 Объекты измерения и метрологические характеристики выбранных средств измерения

Объект измерения	Т, мкм	д, мкм	д ин, мкм	Средства измерения	Условия измерения
Отверстие 24Н7	25	7,0	5,5	Нутромер индикаторный с ценой деления отсчетного устройства 0.001мм	1. Используемое перемещение измерительного стержня 0.1мм. 2. .Средства установки- концевые меры 1-го класса. 3. Режим температурный 3°С.
Вал 24k6	16	5,0	5,0	Скоба рычажная с ценой деления 0.002мм	1. Настройка по концевым мерам 3-го класса. Скоба при работе находится в руках. 2. Режим температурный 5°С. 3. Контакт-любой.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

Для шпоночного соединения (ступица зубчатого колеса - вал), исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, определить предельные отклонения, назначить допуски расположения и шероховатость сопрягаемых поверхностей. Назначить поля допусков и предельные отклонения на сопрягаемые размеры. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения.

Решение. Принимаем шпоночное призматическое соединение. Так как шпоночное соединение предназначено для передачи крутящего момента (Т=7,96 Нм), то применяем нормальный вид шпоночного соединения. Для соединения шестерни с валом в задании 1.1 приняты поля допусков: втулка- ?24 Н7, вал- ?24 к6.

Форма и размеры элементов шпоночного соединения, зависящие от условий его работы и диаметра вала, стандартизованы.

Определяем по ГОСТ 23360 - 78 номинальные размеры деталей шпоночного соединения: b = 8 мм, h = 7 мм, 1ш =45 мм, tl = 4 мм,

d - tl =20 мм, t2 = 3,3 мм, d +t2 =27,3

Выбираем по табл. 4,65 [2] посадки по b для соединений : паз вала - шпонка -10N9/h9; паз втулки - шпонка 10Js9/h9. Определяем по ГОСТ 25347-82 предельные отклонения размеров шпоночного соединения и рассчитываем предельные размеры деталей шпоночного соединения, их допуски, предельные зазоры и натяги. Полученные результаты сводим в табл. 1.3.1,табл. 1.3.2.

Таблица 1.3.1 Размерные характеристики шпоночного соединения

Наименование размера	Ном. размер	Поле допуска	Верхнее отклон. мм	Нижнее отклон. мм	Макс. Размер мм	Миним. Размер мм	Допуск размера Т, мм
Ширина шпонки	8	h9	0	-0,036	9	7,964	0,036
Высота шпонки	7	h11	0	-0,09	8	6,91	0,09
Ширина паза вала	8	N9	0	-0,036	8	7,964	0,036
Глубина паза вала	4	-	+0,2	0	4,2	4	0,2
Ширина паза втулки	8	Js9	+0,018	-0,018	8,018	7,982	0,036
Глубина паза втулки	3,3	-	+0,2	0	3,5	3,3	0,2
Длина шпонки	22	hl4	0	-0,52	22	21,48	0,62
Длина паза вала	22	H15	+0,84	0	22,84	22	0,84

Таблица 1.3.2 - Размерные характеристики пазов.шпоночных

Наимен. сопряжения	Dn, MM	Посадка	Smax	Smin	Nmax	Nmin	Ts,n
Шпонка ? паз вала	8	N9/h9	0,036	-	0,036	-	0,072
Шпонка ? паз втулки	8	Js9/h9	0,054	-	0,018	-	0,072

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки Ra = 3.2 мкм, а несопрягаемых поверхностей- Ra=12,5 мкм стр.239,241(2,2ч.). Выбираем экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.

Эскизы нормального шпоночного соединения, его деталей, схема расположения полей допусков на размер b приведены дальше. Для обеспечения взаимозаменяемости шпоночного соединения допуск на ширину паза следует рассматривать как комплексный, в пределах которого находятся как отклонения ширины паза, так и отклонения его расположения. Ограничение всех этих отклонений в пределах допуска на ширину паза вала достигается контролем комплексными и элементными калибрами. Контроль элементными калибрами производится до контроля комплексными калибрами.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производит с помощью предельных калибров.

Ширину пазов вала и втулки проверяют пластинами, имеющими проходную и непроходную стороны. Размер от образующей цилиндрической поверхности втулки до дна паза (d + t2) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала tl проверяют кольцевыми калибрами-глубиномерами; симметричность расположения паза относительно осевой плоскости проверяют у втулки пробкой со шпонкой, а у вала - накладной призмой с контрольным стержнем.

При ремонте машин можно использовать как универсальные средства измерения, так и калибры. Из большого числа размеров шпоночного соединения за счет пластических деформаций изменяется только ширина шпоночных пазов и ширина самой шпонки. Поэтому при дефектации можно использовать универсальные средства измерения, а при восстановлении желательно применять предельные калибры.

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал назначить шлицевое зубчатое колесо - вал. Обосновать выбор метода центрирования, системы, посадок. Определить предельные отклонения выбранных полей допусков центрирующих и не центрирующих параметров. Построить схемы расположения полей допусков. Вычертить эскизы шлицевого соединения и его деталей в поперечном сечении, показать их условные обозначения. Назначить шероховатости поверхностей деталей шлицевого соединения. Обосновать выбор средств измерения для комплексного и поэлементного контроля деталей соединения.

Решение.

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения. Из условия прочности расчета на смятие

усм = Tn/([SF] 1) [усм]

где: [sF] - суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала ммі/мм,

1 - длина шлицевого соединения, 1=28мм,

[усм] - допускаемые напряжения смятия для материала вала (для стали

[усм] ⁼ 40МПа). Определяем [sF]:

[sF] =(Т/[усм]1) = 7,96*10³/(40*28)=7,1 ммі/мм.

Применяем шлицевое прямобочное соединение лёгкой серии табл.4.71 [2]

z*d*D =6*23*26.

Так как заданное шлицевое соединение неподвижное, передача нереверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала. Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения определяют способ его центрирования по наружному диаметру-D. По табл. 4.71 (ч.2 с.250) определяем серию и размер b прямобочного шлицевого соединения. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по табл.4.73 (ч.2 с.253). Поля допусков не центрирующего диаметра - d выбираем по табл.4.75 (ч2. с.253). Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по табл.2.66 (ч. I.с.517). Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим в табл. 1.4.

Таблица 1.4 Поля допусков, виды обработки и деталей шлицевого соединения D-6x23х26H7/f7x6F8/f8

Параметр	Поле допуска	Верхнее откл. Мм	Нижнее откл. мм	Способ окончательной обработки	Шероховатость, мкм
Центрирующие параметры отверстия	23Н7	+0,021	0	Протягивание чистовое	1,25
Вал	23f7	-0,020	-0,041	Шлифование чистовое	1,25
Ширина впадины отверстия	6F8	+0,028	+0,01	Протягивание чистовое	1,25
Толщина зуба вала	6f8	-0,01	-0,028	Шлицестрогание	1,25
Не центрирующие параметры отверстия	23Н11	+0,16	0	Зенкерование чистовое	8
вал	23	0	-1,5	Шлицестрогание	8

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующим параметрам:

По размеру D:

Smax = ES - ei = +0,021-(-0,041)=0,062мм.

Smin = EI - es = 0-(-0,020)=0,020мм.

По размеру b:

Smax=ES-ei= 0,028-(-0,028)=0,056мм.

Smin=EI- es= 0,010-(-0,010)=0,020мм.

Рассчитаем предельные зазоры по центрирующему параметру d.Наименьший зазор Smin не вычисляем,т.к. не установлено es.Для определения Smax находим наибольший предельный размер внутреннего диаметра втулки

Dmax=D+ES=23+0,16=23,16мм.

Затем по ГОСТ 1139-80 находим предельный размер вала d1=21,5 мм, вычисляем

Smax=Dmax-d1=23,16-21,5=1,66 мм.

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения, Поэлементный контроль охватывает диаметры валов, отверстий, толщину зубьев и ширину впадины отверстия. Поля допусков, назначенные на элементы деталей шлицевого соединения и указанные в условном обозначении, контролируют в условном обозначении, контролируют независимо друг от друга специальными гладкими калибрами.

2. Выбор посадок расчетным методом

2.1 Расчет и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения зубчатое колесо - вал рассчитать и выбрать посадку с натягом. Построить схему расположения функциональных полей допусков деталей сопряжения. Вычертить эскизы сопряжения и его деталей и указать посадку, предельные отклонения размеров, шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Решение

Согласно условию задания заменяем шпоночное соединение соединением с натягом.

Передаваемый крутящий момент Т=7.96 Нм, осевая сила Fa=0 H диаметр вала d =24 мм, наружный диаметр ступицы D = 1,6d =1,6*24=38,4 мм стр.165 [I].

1. Расчет наибольшего функционального натяга

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей:

втулки

Рmax=0.58 уTD[1- (d/D)²] = 0,58х35*10⁷х [1-(24/38,4)²] =124*10⁶ Па

вала

Рmax= 0.58 уTD[l- (d1/d)²] = 0,58х35*10⁷x[1-(0/24)²] = 203Мпа (d1=0 так как вал сплошной)

где: ут - предел текучести материала деталей при растяжении.

Согласно теории наибольших касательных напряжений, наиболее близко соответствующей экспериментальным данным, условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности втулки. Для снижения пластических деформаций берется наименьшее из двух значений. Рдоп=124 МПа

Наибольший расчетный натяг, при котором возникает наибольшее допускаемое давление Pдоп, находят по формуле:

Nmax=Рmax*d*(СD/ED+Cd/Ed)=124х10⁶x0,024*(0,7+2,6)/2x10№№=49*10^-6 м

Значение коэффициентов Ляме (коэффициент жесткости деталей):

Сd= [1+ (d/D)²] / [1- (d/D)²] + м= [1+ (24/38,4)²] / [1- (24/38,4)²] +0,3 =2,6

Cd= [1+ (d1/d)²] / [1- (d1/d)²] - м= [1+ (0/24)²] / [1- (0/24)²] - 0,3 = 0,7

м - коэффициент Пуассона, для стали м =0.3

Е- модуль упругости для материалов деталей, входящих в соединение (для стали Е= 2х 10¹¹ Н/м² табл. 1.06 стр335[2])

Определяем величину наибольшего функционального натяга с учетом смятия микронеровностей:

Тьфч А = Тьфч доп +г=49+8=57 мкм

Где: u- поправка на смятие микронеровностей (для стальных деталей)

u= 5*(RaD + Rad )=5*(0,8+0,8)=8мкм

2. Расчет наименьшего функционального натяга.

Определяем величину наименьшего допустимого давления на сопряженных поверхностях деталей:

Pmin=2T/(рd²1f1)

Pmin=2*7,96/(3,14*0,024І*0,028*0,l) = 3,14*10⁶ Па.

Определяем величину наименьшего расчетного натяга

Nmin pacч = Pmin*d [(Cd/Ed) + (Cd /Ed)] =

=3,14*10^6*0,024*(0,7+2,6)/2 *10¹¹ =1,2*10^-6 м

Определяем величину наименьшего функционального натяга

NminF = Nmin расч + 5*(RaD + Rad )= 1,2+5*(0,8+0,6)=8,2 мкм.

3. Выбор посадки. По предельным функциональным натягам (NmaxF, NminF) выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

1.1. NmaxT < NmaxF на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т.е.

Nз.c. = NmaxF - NmaxT

1.2. NminT > NminF на величину запаса прочности соединения при эксплeатации, т.е.

Nз.e. = NminT - NminF .

1.3. Nз.e>Nз.c., т.к. запас прочности деталей при сборке Nз.с. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей и повышения усилий запрессовки из-за возможных перекосов соединяемых деталей, колебания коэффициента трения и температуры.

Посадка выбирается в системе отверстия из числа предпочтительных или рекомендуемых ГОСТ 25347-82.

По табл. 1.49 [2] ч. 1, с. 156 выбираем посадку: 24Н7/t6 у которой NmaxT= 54 мкм, NminT =20 мкм

Nз.с. = NmaxF -NmaxT = 57-54=3 мкм

Nз.e. = NminT - NminF =20-8,2=11,8 мкм

Определяем коэффициент запаса точности выбранной посадки:

Кt= (NmaxT-NminF) / Тn = (TN+Nз.c) / Tn = (54-8,2) /34=1,35 >1

Рекомендуется значение Кт =1.. .2. Следовательно, посадка выбрана верно.

Вычерчиваем схему расположения полей допусков и эскизы соединения и его деталей с нанесением соответствующих размеров и обозначений.

сопряжение машиностроение шлицевый подшипник

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

1. Для подшипникового узла (быстроходний вал) выбрать и обосновать класс точности подшипника качения.

2. Установить вид нагружения внутреннего и наружного кольца.

3. Рассчитать по заданной величине радиальной нагрузки и выбрать посадку для циркуляционно нагруженного кольца.

4. Выбрать и обосновать посадку местно или колебательно нагруженного кольца.

5. Рассчитать предельные размеры деталей подшипникового узла, предельные и средние натяги и зазоры в сопряжениях.

6. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей.

7. Выполнить проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

8. Определить шероховатость и допускаемые отклонения формы и

положения посадочных и опорных торцовых поверхностей заплечиков вала и отверстия корпуса.

9. Определить допуски соосности посадочных поверхностей вала и корпуса.

10. Обозначить посадки подшипников качения на чертеже.

11. Вычертить эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей.

Решение

Расчет ведем по подшипнику А (левая опора). rа=609,9 Н подшипник №304

1. Учитывая, что редуктор нельзя отнести к разряду высокоскоростных, принимаем класс точности подшипников 0.

2. По табл.4.88[2] ч.2, с.284 и чертежу узла устанавливаем вид нагружения внутреннего и наружного кольца. Вал вращается, а корпус неподвижен, следовательно, внутренне кольцо - циркуляционно-нагружено, а наружное - местно.

3. Выбор поля допуска цапфы вала, сопрягаемого с циркуляционно- нагруженным внутренним кольцом подшипника, производим по интенсивности радиальной нагрузки.

Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле

PR=R/b*К1*К2*К3 = 609,9/(15-2*2)*1*1*1= 55,4 Н/м.

Допускаемые значения PR, подсчитанные по средним значениям посадочных натягов, приведены в табл.4.92[2] ч.2, с.287. Назначаем допуск вала js6.Заданным условиям соответствует поле допуска цапфы 20 js6.

4. Методом аналогии по табл.4.89, 4.93, 4.94 [2] ч.2. с.285-289 выбираем допуск наружного кольца подшипника - 52Н7.Исходя из класса точности подшипника , конструкции узлов подшипника и режима работы.

5. Определяем по ГОСТ 520-89 предельные отклонения средних диаметров колец подшипника качения:

наружного D =52мм ( es =0, ei = -0,013 мм),

внутреннего d=20mm, (ES=0, El =-0.01 мм).

По ГОСТ 25347-89 определяем предельные отклонения вала:

20 js6 es = +6,5 мкм, ei = -6,5 мкм, и отверстия в корпусе

52 Н7 ES = + 30 мкм, EI = 0 мкм.

Таблица 3.1 Результаты выбора посадок подшипника № 304 для заданных условий работы.

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	Наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе
20LO	20js6	52 l0	52Н7

В соединении наружного кольца подшипника с корпусом имеем:

Smax= ES -ei = 30-(-13)=43 мкм, Smin = EI - es = 0-0=0 мкм

Ts=TD+Td=43 мкм, Sm =(Smax+Smin)/2=21,5 мкм

В соединении внутреннего кольца с валом имеем:

Nmax= es - EI =6,5-(-10)=16,5 мкм, Smin=ei- ES =0-(-6,5)=6,5мкм

Tn = Td+ Td =10 мкм, Nm= (Nmax+ Nmin)/2 = 5мкм

Выполним проверку наличия радиального зазора в подшипнике после посадки его на вал или в корпус с натягом.

Определяем предельные значения зазоров в подшипнике (4):

Gr min = 12 мкм, Gr max = 26мкм, Сr m= 19 мкм.

Вычисляем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца. Для этого определяем приведенный диаметр внутреннего кольца:

d0 = d+(D-d)/4 =20+(52-20)/4=28 мм

действительный натяг:

Ne =0,85*Nmax= 0,85*16,5=14,025 мкм.

Диаметральная деформация дорожки качения циркуляционно

нагруженного внутреннего кольца:

?=Ne *d/d0=14,025*20/28=10,0 мкм

Посадочный зазор определяем по формуле:

Gr = Gr m - ?=19-10,0=9 мкм.

7. Шероховатость поверхностей вала и отверстия в корпусе выбираем по табл.4.95./2 / ч.2, с.296 : Rad= 0,8мкм, RaD= 1,25 мкм, торцов заплечиков вала и отверстия R а = 1,25мкм.

Для достижения выбранной шероховатости и степени точности посадочных поверхностей целесообразно принять каленый вал, обработанный чистовым шлифованием, а отверстие в корпусе тонким растачиванием /2 /.

8. Допуск соосности поверхностей составит:

вала Т_© = 4В2 /10 = 4*19/10=6 мкм,

корпуса Т_© = 8*15/10=12 мкм.

Допуск цилиндричности составит:

вала То =1/4Td=1/4*13=3мкм;

отверстия То =1/4TD=1/4*30=6мкм.

9. Обозначение посадки подшипников качения приведено на чертеже.

10. Вычертим эскизы вала и корпуса с обозначением допусков размеров, формы, расположения, шероховатости посадочных и опорных торцовых поверхностей

4. Решение линейных размерных цепей

4.1 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Решить линейную размерную цепь с предельным отклонением замыкающего звена (). Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Сделать вывод о применении вышеназванных методов. Процент риска выхода размеров замыкающего звена за границы допуска--Р=0,1%.

Рисунок 2 ? Размерная цепь

Решение. Составляем размерную цепь и выявляем составляющие (увеличивающие и уменьшающие) звенья по заданному чертежу. Размерные связи деталей через сборочные базы:

А₁=45 мм - вал.

А₂=22 мм - крышка.

А₃ =20 мм -подшипник

Проверяем правильность составления размерной цепи:

А?=?Аув-?Аум=45-42=3мм

2. По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

TF?=Es(F?)- Ei(F?)=0-(-0?92)=0?92vv

Предполагаем, что все размеры выполнены по одному классу точности (квалитету). Определяем среднее число единиц допуска (коэффициент точности) размерной цепи с учетом известных допусков (стандартных деталей) и по нему определяем квалитет:

Ac= (TА?-? TАi)/ ?IRi

Ac=(920-100)/(2,17+1,56)=219,8

По табл.1.8 (/2/ ч.1, с.45) находим, что полученный коэффициент точности соответствует 13 квалитету.

По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения на звенья . исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основные отверстия (Н 13), а для охватываемых -- как на основные валы (h13). В тех случаях, когда это трудно установить, на звено назначаются симметричные отклонения.

Допуски составляющих звеньев определяем:

TА1=0,39 мм, TА2=0,13 мм, TА3=0,1 мм ст. изделие

Так как коэффициент точности Aс не полностью соответствует расчетному, то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего. При выборе корректирующего звена руководствуются следующими соображениями. Если выбранный коэффициент точности а, меньше вычисленного ас, то есть а<ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более сложное звено. Если же а>ас, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено.

Принимаем в качестве корректирующего звена увеличивающее звено А1. Отклонения корректирующего звена А1 находим по формулам:

EsА1=Es(А?)+?EiА(j)(ум)-?EsА(i-1)(ув)=0-0,33-0,1=-0,43 мм

EiА1=Ei(А?)+?EsА(j)(ум)-?EiА(i-1)(ув)=-0,92мм

Принимаем для

Таблица 4.1- Результаты расчета размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номинальный размер	Допуск	Верхнее отклонение	Нижнее отклонение	Квалитет	Знач.ед.допуска
			Задан	Принят
Увеличивающие (корректир)	А1	45	0,39	0,49	-0,43	-0,92	IT13	2,17
Уменьшающее	А2 А3	22 20	0,33 0,1	0,33 0,1	0 0	-0,33 -0,1	IT13 ---	1,56 ---
Замыкающее	А?	3	0,92	0,92	0	-0,92	---	---

Проверяем правильность назначения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев:

TА?=?TАi+j=0,49+0,33+0,1=0,92 мм

Заключение^ Назначенные допуски и отклонения составляющих звеньев обеспечивают заданную точность замыкающего звена

4.2 Расчет размерной цепи вероятностным методом

4.2.1 Находим пределы замыкающего звена аналогично пункта 1 задания 4.1. Принимаем, что рассеяние действительных размеров звеньев близко к нормальному закону распределения и допуск размера Т равен полю рассеяния размеров, коэффициент относительного рассеяния 'ki='k=1/3,а коэффициент относительной асимметрии =0([2] ч.2 с.37).

4.2.2. Находим среднее число единиц допуска:

Ac=((TА?²-?TАi²)/?IАi^1/2)=((920²-100²)/(2,17²+1,56²)) ^1/2=342,2

По табл. 1.8 ([2]ч.1 с.45)определяем, что Aс приблизительно соответствует квалитету (IT=14).

4.2.3.По табл. 1.8 ([2]ч.1 с.43) находим допуски на составляющие звенья:

TА1=0,62 мм, TА2=0,52 мм, TА3=0,1 мм -- стандартное изделие.

Так как Aс не полностью соответствует расчетному то звено А1 принимаем за корректирующее, для которого допуск определим по формуле:

TА1=( TА?²-?TА²) ^1/2=(920²-520² -100²) ^1/2=752 мkм

4.2.4 Определяем середину поля допуска корректирующего звена А1:

Ec(А1) =Ec(А?)+?Ec(Аум)- ?Ec(Аув)=460-260-50 =150 мkм

4.2.5 Определяем предельные отклонения корректирующего звена:

Es(А1)=Ec(А1)+TА1/2=150+752/2=526 мкм

Ei(А1)=Ec(А1)-TА1/2=150-752/2=-226 мкм

4.2.10 Проверяем правильность назначения предельных отклонений составляющих звеньев:

Es(А?)=?Ec(Аув)-?Eс(Аум)+(TАi²/4)^1/2

0=-150-260-50 +( (752²+520² +100²) ^Ѕ)/2=0

Es(А?)=?Ec(Аув)-?Eс(Аум)-(TАi²/4)^1/2

-920=-150-260-50-((752²+520² +100²) ^Ѕ)/2= -920

Проверка показывает соответствие назначенных предельных отклонений составляющих звеньев заданным предельным отклонениям замыкающего звена. Результаты расчета сводим в табл.4.2.

Таблица 4.2 - Результаты расчета размерной цепи

Наименование звена	Обозначение	Номинальный размер	Допуск	Верхнее отклонение	Нижнее отклонение	Квалитет	Знач.ед. допуска
			Задан	Принят
Увеличивающие (корректир)	А1	45	0,62	0,752	0,526	-0,226	IT14	2,17
Уменьшающее	А2 А3	22 20	0,52 0,1	0,52 0,1	0 0	-0,52 -0,1	IT14 ---	1,56 ---
Замыкающее	А?	3	0,92	0,92	0	-0,92	---	---

Сравнивая допуски звеньев, рассчитанных разными способами можно убедиться в том, что расчет размерных цепей вероятностным методом позволяет назначить более широкие допуски на обработку деталей, при том же допуске предельные отклонения корректирующего 0,526/-0,226

Производим проверку правильности расчета размерной цепи для чего уточняем величину коэффициента риска выхода размеров замыкающего звена за границы допуска:

Полученному значению коэффициента риска соответствует процент риска Р=0,1%, что равно принятому. Значит для заданной точности замыкающего звена назначенные по 14-му квалитету допуски на размеры составляющих звеньев приемлемы.

Список использованных источников

1. Мягков, В.Д. Допуски и посадки: справочник в 2-х ч./ Мягков В.Д. - изд. 6-е, перераб. и доп. - Ленинград: Машиностроение, 1982. - 2ч.

2. Кузмин, А.В. Расчеты деталей машин: справочное пособие/ А.В. Кузмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов.- Минск: Вышэйшая школа, 1986,- 400 с.: ил.

3. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин [Текст]: справочное пособие/ А.Е. Шейнблит. - Москва: Высшая школа, 1991, - 432,: ил.

4. Серый, И.С. Взаимозаменяемость, стандартизция и технические измерения: учеб. пособие 2-е изд., перераб. и доп. -Москва: Агропромиздат, 1987. - 367с.: ил.

5. РД 50-635-87. Цепи размерные. Основные понятия. Методы расчета линейных и угловых цепей.

Размещено на Allbest.ru

...