главнаяреклама на сайтезаработоксотрудничество База знаний Allbest
 
 
Сколько стоит заказать работу?   Искать с помощью Google и Яндекса
 





Расчет посадок для гладких цилиндрических соединений

Определение точностных характеристик и основных элементов гладких цилиндрических соединений. Выбор посадок с натягом расчетным методом. Определение посадки для подшипника скольжения с жидкостным трением. Обработка данных многократных измерений детали.

Рубрика: Производство и технологии
Вид: курсовая работа
Язык: русский
Дата добавления: 16.09.2012
Размер файла: 801,5 K

Полная информация о работе Полная информация о работе
Скачать работу можно здесь Скачать работу можно здесь

рекомендуем


Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже.

Название работы:
E-mail (не обязательно):
Ваше имя или ник:
Файл:


Cтуденты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны

Подобные документы


1. Расчет, выбор и обоснование посадок соединений
Выбор посадок гладких цилиндрических соединений, для шлицевых соединений с прямым профилем зуба. Расчет и выбор посадок с натягом. Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом. Решение линейных размерных цепей.
курсовая работа [208,2 K], добавлен 09.04.2011

2. Расчет и выбор посадок для стандартных соединений
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений. Определение комплекса контрольных параметров зубчатого колеса по требованиям к точности его изготовления. Расчёт и выбор посадок для соединений с подшипником качения. Обработка результатов измерения.
курсовая работа [113,7 K], добавлен 29.11.2011

3. Расчет, выбор и обоснование посадок соединений редуктора
Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, обоснование выбора системы и квалитетов. Расчет и выбор посадок с натягом. Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости и вероятностным методом.
курсовая работа [139,8 K], добавлен 10.03.2011

4. Расчет и выбор допусков и посадок деталей, средств контроля и измерения их размеров
Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений. Метод аналогии, расчет посадки с натягом. Выбор допусков и посадок сложных соединений. Требования к точности размеров, формы, расположения и шероховатости поверхностей на рабочем чертеже.
реферат [647,2 K], добавлен 22.04.2013

5. Расчет допусков и посадок вала
Расчет посадок гладких цилиндрических соединений. Выбор и обоснование средств измерений для контроля линейных размеров деталей. Выбор, обоснование и расчет посадки подшипника качения. Расчет допусков и посадок шпоночного и резьбового соединения вала.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 04.10.2011

6. Расчет и выбор посадок для стандартных соединений
Выбор и расчет посадок для гладких соединений: аналитический расчет посадки с натягом, посадки с зазором, переходной посадки, посадки с натягом, расчет посадки для шпоночного, шлицевого, резьбового соединений и для соединения с подшипником качения.
курсовая работа [372,2 K], добавлен 09.04.2012

7. Выбор посадок и их расчет для деталей сборочной единицы
Расчёт и анализ посадок для гладких цилиндрических поверхностей с натягом. Соединение зубчатого колеса с валом. Выбор посадок для соединений подшипника качения с валом и корпусом. Расчёт исполнительных размеров калибров для контроля отверстия и вала.
контрольная работа [505,5 K], добавлен 07.08.2013

8. Расчет точности и выбор стандартных посадок
Расчет точности и выбор стандартных посадок для гладких цилиндрических соединений. Определение предельных отклонений, номинального размера, допуска для сопряжения. Допуски и посадки резьбовых соединений, номинальные значения диаметров, отклонения.
контрольная работа [2,2 M], добавлен 05.12.2009

9. Выбор и обоснование точностных параметров деталей и соединений изделия
Допуски и посадки подшипников качения. Выбор системы образования посадок. Обоснования посадок в гладких цилиндрических соединениях. Выбор конструкции и расчет размеров предельных калибров для контроля. Выбор и обоснование средств измерения зубчатых колес.
курсовая работа [2,8 M], добавлен 05.12.2012

10. Выбор и расчет допусков и посадок гладких цилиндрических соединений. Расчет размерных цепей и оценка адекватности модели и объекта измерений
Выбор и расчет посадок для соединений. Расчет интенсивности нагружения. Посадка распорной втулки и зубчатого колеса на вал. Требования, предъявляемые к поверхностям корпуса и вала, предназначенным для посадок подшипников качения. Выбор средства измерения.
контрольная работа [80,1 K], добавлен 16.11.2012


Другие документы, подобные Расчет посадок для гладких цилиндрических соединений


Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Определение точностных характеристик и основных элементов гладких цилиндрических соединений

2. Выбор посадок с натягом расчетным методом

3. Выбор посадки для подшипника скольжения с жидкостным трением

4. Назначение посадок для подшипников качения

5. Обработка данных многократных измерений детали

Литература

Введение

Изготовление качественных изделий в машиностроении и ремонтном производстве, кооперация и специализация производства невозможны без соблюдения определенных правил и норм, установленных единой системой допусков и посадок (ЕСДП).

Нормативы стандартизации, взаимозаменяемости и технических измерений определяют качество готовых изделий, так как обеспечивают точностные характеристики параметров изделий и в последующем их надежность.

Надежность и экономичность машин определяется качеством составляющих деталей и узлов.

В рекомендуемой курсовой работе по метрологии, стандартизации и сертификации приводятся примеры назначения посадок для гладких цилиндрических соединений на основе расчета, а также выбора посадок для специальных соединений с применением типовых методов изображения точностных характеристик и прочтения технической документации. Рассмотрены примеры размерного анализа различными методами.

В пособии приведены примеры решения задач с предварительным описанием основных теоретических положений. К задачам приложены примеры оформления графической части работы. Приложения содержат таблицы с необходимыми справочными материалами, а также задания на выполнение работы по всем задачам.

Рекомендуется в курсовую работу включать шесть задач из приложенного перечня по решению кафедры.

1. Определение основных элементов гладких цилиндрических соединений

посадка цилиндрический соединение подшипник

Таблица 1.1 Задание на задачу (по индивидуальному шифру, по приложению А определяем анализируемое в задаче посадки)

Диаметр соединения, мм

Посадки соединения

164

D10/h9

H7/js6

H8/s7

Условие примера. Определить основные элементы гладкого соединения мм с указанием их на условном чертеже. Построить схему расположения полей допусков.

Решение. Из условной записи посадки устанавливаем, что отверстие выполняется по десятому квалитету с основным отклонением D. Вал выполнен по девятому квалитету с основным отклонением h, то есть посадка выполнена в системе вала.

На основании ГОСТ 25347-82 находим числовые значения предельных отклонений отверстия и вала по приложению Б.

Для заданного соединения мм предельные отклонения будут равны:

- для отверстия D10

верхнее отклонение ES=+305 мкм= 0,305 мм;

нижнее отклонение EI=+145 мкм=0,145 мм.

- для вала 164 h9

верхнее отклонение es=0;

нижнее отклонение ei= -100 мкм= -0,100 мм.

Имея числовые значения предельных отклонений вала и отверстия, можем записать полное обозначение посадки данного соединения для сборочного чертеже. Оно будет иметь следующий вид:

.

Предельные размеры отверстия определяем по формулам

Dmax=D+ES, (1.1)

Dmin=D+Ei, (1.2)

где Dmax - наибольший предельный диаметр отверстия, мм;

Dmin - наименьший предельный диаметр отверстия, мм;

D - номинальный диаметр отверстия, мм.

Dmax=164+0,305=164,305 мм.

Dmin=164+0,145=164,145 мм.

Предельный размер вала определяем по формулам

dmax=d+es, (1.3)

dmin=d+ei, (1.4)

где dmax - наибольший предельный диаметр вала, мм;

dmin - наименьший предельный диаметр вала, мм

d - номинальный диаметр вала, мм.

dmax= 164 мм.

dmin=164+(-0,100)=163,900 мм.

Числовые значения допусков для конкретного случая, при известных предельных отклонениях номинального размера, определяем по формулам

- для отверстия

TD=ES-EI. (1.5)

TD=0.160 мм.

- для вала

Td=es-ei (1.6)

Td=0-(-0,100)=0,100 мм.

- для посадки

Тп=TD+Td. (1.7)

Тп=0,160+0,100=0,260 мм.

Так как размеры вала меньше размеров отверстия, то соединение отверстия с валом имеет зазор. Зазоры в соединении определяем по формулам

Smin=Dmin-dmax=EI-es. (1.8)

Smax=Dmax-dmin=ES-ei. (1.9)

Smin=164,145-164=0,145 мм

Smax=164,305-163.900=0.405 мм.

Зная величины зазоров в соединении, допуск посадки определяем по формуле

Tпс=Smax-Smin. (1.10)

Tпс=0,260 мм.

В соответствии с заданными значениями номинального диаметра и квалитетов по приложению Б2 находим, что максимальная шероховатость поверхности отверстия по параметру Ra не должна превышать 6,3 мкм, а шероховатость вала по тому же параметру не должна превышать 6,3 мкм. В обоих случаях полагаем, что допуск формы составляет 100% от допуска размера, то есть допуск формы отверстия и вала равен допуску их размера.

По приложению Б3 находим, что требования по шероховатости отверстия достигается тонким растачиванием, а поверхности вала тонким обтачиванием.

На основании полученной информации вычерчиванием схему полей допусков (лист 1) и условные изображения заданного соединения и его деталей (лист 2).

Условие примера. Определить основные элементы гладкого соединения мм с указанием их на условном чертеже. Построить схему расположения полей допусков.

Решение. Из условной записи посадки устанавливаем, что отверстие выполняется по седьмому квалитету с основным отклонением H. Вал выполнен по шестому квалитету с основным отклонением Js6, то есть посадка выполнена в системе вала.

На основании ГОСТ 25347-82 находим числовые значения предельных отклонений отверстия и вала по приложению Б.

Для заданного соединения мм предельные отклонения будут равны:

- для отверстия H7

верхнее отклонение ES=+40 мкм= +0,040 мм;

нижнее отклонение EI=0;

- для вала 164 Js6

верхнее отклонение es=+12,5 мкм=+0,0125 мм;

нижнее отклонение ei= -12,5 мкм= -0,0125 мм.

Имея числовые значения предельных отклонений вала и отверстия, можем записать полное обозначение посадки данного соединения для сборочного чертеже. Оно будет иметь следующий вид:

.

Предельные размеры отверстия определяем по формулам

Dmax=164+0,040=164,040 мм.

Dmin=164 мм.

Предельный размер вала определяем по формулам

dmax= 164+0,0125=164,0125 мм.

dmin=164+(-0,0125)=163,9875 мм.

Числовые значения допусков для конкретного случая, при известных предельных отклонениях номинального размера, определяем по формулам

- для отверстия

TD=0.040 мм.

- для вала

Td=0.250 мм.

- для посадки

Тп=0,040+0=0,040 мм.

Так как размеры вала меньше размеров отверстия, то соединение отверстия с валом имеет переход. Переходы в соединении определяем по формулам

Зная величины зазоров в соединении, допуск посадки определяем по формуле

ТN(S) = Nmax + Smax (1.13)

Tпс=-0,0125 + 0,0525 = 0,065 мм.

В соответствии с заданными значениями номинального диаметра и квалитетов по приложению Б2 находим, что максимальная шероховатость поверхности отверстия по параметру Ra не должна превышать 3,2 мкм, а шероховатость вала по тому же параметру не должна превышать 3,2 мкм. В обоих случаях полагаем, что допуск формы составляет 100% от допуска размера, то есть допуск формы отверстия и вала равен допуску их размера.

По приложению Б3 находим, что требования по шероховатости отверстия достигается тонким растачиванием, а поверхности вала тонким обтачиванием.

На основании полученной информации вычерчиванием схему полей допусков (лист 3) и условные изображения заданного соединения и его деталей (лист 4).

Условие примера. Определить основные элементы гладкого соединения мм с указанием их на условном чертеже. Построить схему расположения полей допусков.

Решение. Из условной записи посадки устанавливаем, что отверстие выполняется по восьмому квалитету с основным отклонением H. Вал выполнен по седьмому квалитету с основным отклонением s, то есть посадка выполнена в системе вала.

На основании ГОСТ 25347-82 находим числовые значения предельных отклонений отверстия и вала по приложению Б.

Для заданного соединения мм предельные отклонения будут равны:

- для отверстия H8

верхнее отклонение ES=+63 мкм= +0,063 мм;

нижнее отклонение EI=0;

- для вала 164 s7

верхнее отклонение es=+148 мкм=+0,148 мм;

нижнее отклонение ei= +108 мкм= +0,108 мм.

Имея числовые значения предельных отклонений вала и отверстия, можем записать полное обозначение посадки данного соединения для сборочного чертеже. Оно будет иметь следующий вид:

.

Предельные размеры отверстия определяем по формулам

Dmax=164+0,063=164,063 мм.

Dmin=164 мм.

Предельный размер вала определяем по формулам

dmax= 164+0,148=164,148 мм.

dmin=164+0,108=164,108 мм.

Числовые значения допусков для конкретного случая, при известных предельных отклонениях номинального размера, определяем по формулам

- для отверстия

TD=0.063 мм.

- для вала

Td=0,148-0,108=0,040 мм.

- для посадки

Тп=0,063+0,040=0,103 мм.

Так как размеры вала меньше размеров отверстия, то соединение отверстия с валом имеет зазор. Зазоры в соединении определяем по формулам

Зная величины зазоров в соединении, допуск посадки определяем по формуле

Tпс = 0,148 - 0,045 = 0,103 мм.

В соответствии с заданными значениями номинального диаметра и квалитетов по приложению Б2 находим, что максимальная шероховатость поверхности отверстия по параметру Ra не должна превышать 3,2 мкм, а шероховатость вала по тому же параметру не должна превышать 3,2 мкм. В обоих случаях полагаем, что допуск формы составляет 100% от допуска размера, то есть допуск формы отверстия и вала равен допуску их размера.

По приложению Б3 находим, что требования по шероховатости отверстия достигается чистовым растачиванием, а поверхности вала чистовым обтачиванием.

На основании полученной информации вычерчиванием схему полей допусков (лист 5) и условные изображения заданного соединения и его деталей (лист 6).

2. Выбор посадок с натягом расчетным методом.

Таблица 2.1 - Задание на расчет посадки с натягом

D,

мм

Mкр,

н·м

Материалы

Rzd,

мкм

RzD,

мкм

L,

Мкм

D1,

мм

d2,

мм

Вала

Ступицы

92

870

Сталь50

Сталь10

0,63

0,80

1,5·d

0.7·d

1.7·d

Решение. Требуемое удельное давление на контактных поверхностях соединения[pmin] определяем по формуле

(2.1)

где Mкр - передаваемый крутящий момент, Н·м;

D - диаметр соединения, м;

L - длина соединения, м;

f - коэффициент трения пары сопрягаемых деталей.

Коэффициент трения материалов принимаем для сопрягаемых деталей «сталь - сталь» f = 0.15 (таблица 1.1).

Значения коэффициентов Ляме рассчитываем по формулам

(2.2)

(2.3)

где D1 - диаметр отверстия в охватываемой детали, м;

d2 - внешний диаметр в отхватывающей детали, м;

µd и µD - коэффициент Пуассона для материала соответственно охватываемой и охватывающей деталей.

Коэффициент Пуассона равен для материала вала изготавливаемого из стали 40 - µd = 0,25-0,33 (таблица 1.2). Принимаем µd = 0,3. Для втулки, изготавливаемой из стали 10 - µD = 0,25-0,33 (таблица 1.2). Принимаем µD = 0.3.

Минимальный натяг в соединении рассчитывается с использованием задачи Ляме по определению напряжений и перемещений в цилиндрах

(2.4)

где ED и Ed - модуль упругости соответственно охватываемой и охватывающей детали.

Принимаем модули упругости охватываемой детали изготовленной из стали 40 - Ed= 2,0·1011 Н·м и охватывающей детали, изготовленной из стали 10 - ED=2,0·1011 Н·м;

С учетом влияния шероховатости сопрягаемых поверхностей наименьший расчетный натяг в сопряжении определяется по формуле

(2.5)

Где k - коэффициент, учитывающий высоту смятия неровности поверхностей охватываемой и охватывающей деталей;

RzD и Rzd - параметры шероховатости охватываемой и охватывающей детали.

Для обеспечения сборки соединения принимаем, что вал будем нагревать. k = 0.50 (таблица 1.3).

мкм

Величину [pmax] определяем из условия прочности по формулам

- для охватываемой детали

(2.6)

- для охватывающей детали

(2.7)

где уmd уmD - пределы текучести материала соответственно охватывающей и охватываемой детали.

Предел текучести охватываемой детали стали 40 уmd = 340·106 Н/м2 (таблица 1.4)

Предел текучести охватывающей детали стали 10 уmD = 210·106 Н/м2 (таблица 1.4)

Наибольший натяг определяется по формуле

Nmax=[pmax]·D·(CD/ED+Cd/Ed). (2.8)

Так как наибольшее удельное давление для вала меньше, то и наибольший натяг в сопряжении определяем при допустимом удельном давлении вала

Nmax=126,2·0,092·(2,78/()+1,825/(=267,3·10-6 м.

Расчетный наибольший натяг с учетом шероховатости деталей соединения определяется по уравнению

Nmax расч= Nmax+2·k·(RzD+Rzd) (2.9)

Nmax расч=267,3+2·0,5· ()=275,5 мкм.

Стандартную посадку в соединении определяем по полученным расчетным значениям минимального и максимального натягов, руководствуясь условиями

Nmin CT ? Nmin расч (2.10)

Nmax CT < Nmax расч (2.11)

По (таблица 1 приложения В) подбираем посадку, более всего соответствующую найденным значениям натягов. Желательно принимать посадки предпочтительного ряда.

Ближайшее значение расчетных натягов соответствует посадке

где Nmax CT = 0,089 мм; Nmin CT = 0,029 мм.

Величину максимального удельного давления соединяемых деталей определяем по формуле

Pmax= , (2.12)

где - поправка на смятие шероховатости, м.

RzD+Rzd) (2.13)

.

Усилие запрессовки деталей соединения для выбранной посадки определяем по формуле

Rn=fn·pmax·р·d·l, (2.14)

где fn - коэффициент трения при запрессовке

Коэффициент трения определяется по формуле

fn=1,2·f (2.15)

где f - коэффициент трения сопрягаемых деталей в состоянии покоя.

Коэффициент трения сопрягаемых деталей в состоянии покоя пары «сталь - сталь) f=0,15 (таблица 1.1)

fn=1,2·0,15=0,18.

Rn = 0,18·38,1·106·3,14·0,092·1,2·0,092=218717 Н.

Вычерчиваем схему полей допуска посадки, соединение в сборке и его детали (лист 7,8), с нанесением соответствующих размеров.

3. Выбор посадки для подшипника скольжения с жидкостным трением

Таблица 3.1 - Исходные данные для определения величин зазора и подбора посадки для подшипника скольжения

Диаметр сопряжения D, мм

Радиальная

Сила R, кН

Шероховатость поверхности, мкм

Частота вращения вала n, мин-1

Длина сопряжения l, мм

Вала, Rzd

Втулки,RzD

92

4,65

0,50

0,63

1400

0,60D

Решение. Определяем среднее удельное давление в подшипнике по формуле

Определим допустимую толщину масляного слоя по формуле

hmin ? [hmin] ? k·(RzD+Rzd+jg), (3.2)

где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя, k ? 2;

[hmin] - допустимая минимальная толщина масляного слоя, мкм;

jg - добавка, учитывающая влияние погрешностей формы и расположения цапфы и расположения цапфы и вкладыша, мкм.

jg= 2-3 мкм=(2…3) ·10-6 м.

hmin= 2·(0,50+0,63+3,0) ·10-6=8,26·10-6 м.

Величину относительного эксцентриситета соответствующего максимальному зазору принимаем равной Xmax = 0,9.

Определяем максимальный допустимый зазор по формуле

[Smax]= (3.3)

[Smax]=

Минимальный относительный эксцентриситет Xmin при котором толщина масляного слоя равна [hmin]

Xmin < 0,3. Принимаем Xmin =0,3 и по таблице 1 приложения Г находим значение Аx=0,299 при с=0,3 и l/d = 0,60. Для принятой величины относительного эксцентриситета равной Xmax = 0,9 находим значение Ah = 0,228

Минимальный допустимый зазор определяем по уравнению

[Smin]= 2,857·[hmin] · (3.4)

[Smin]=2,857·8,26·10-6· м.

Для выбора посадки из стандартных пролей допусков определим оптимальный зазор при нормальной температуре (20 0С) по формуле

Sопт = (3.5)

где Xопт - относительный эксцентриситет;

Аопт - максимальное табличное значение коэффициента А соответствующее оптимальному зазору при заданном отношении l/D.

Аопт = 0,367, ему соответствует Xопт = 0,5.

По таблице 2 приложения Г подбираем посадку, для которой соблюдаются условия

hmin ? [hmin] ? k·(RzD+Rzd+jg),

Smin CT ? [Smin],

Xmin ? 0,3,

Smax CT < [Smax],

Sопт ? Scp CT,

Xmax = 0,8-0,95,

точность в пределах 5-8 квалитетов, предпочтительные посадки в системе отверстия.

Этим условиям удовлетворяет посадка , на сборочном чертеже она может быть представлена в виде

для которой Smin = 0 м, Smax = 22·10-6 м, Sср = 10·10-6 м.

Масло для смазки подшипника определяем по динамической вязкости определяемой по формуле

, (3.6)

щ - угловая скорость вращения вала подшипника скольжени, с-1.

Угловая скорость вращения вала определяется по формуле

Для смазки подшипника принимаем масло среднее индустриальное И-40А (И-45) с динамической вязкостью - 0,0405 (таблица 3 приложение Г).

Строим схему расположения полей допусков (лист 9). Вычертим эскизы соединения в сборе и деталей (лист 10) с обозначением размеров, посадок, отклонений и шероховатости поверхности.

4. Расчет и выбор посадок для соединений с подшипниками качения

Таблица 4.1 - Исходные данные к выбору посадок для соединения с подшипником качения

Номер подшипника

Радиальная нагрузка R, кН

Динамический коэффициент посадки

Вид нагружения колец подшипника

Конструкция

Внутреннего

Наружного

Корпус

Вал

313

18.5

1.5

Циркуляционный

Местный

0.8

0.4

Решение. По обозначению подшипника находим, что он относится к легкой серии и его размеры следующие (таблица 1 приложение Д).

Рисунок 4.1 - Радиальный шарикоподшипник № 313

Наружный диаметр - D = 0.140 м;

Внутренний диаметр - d = 0,065 м;

Ширина - В = 0,035 м;

Радиус скругления колец - r = 0,0035 м.

Выбираем посадку для соединения «вал - внутреннее кольцо подшипника», имеющего циркуляционный характер нагружения. Поле допуска для такого соединения выбирается по интенсивности нагружения, которая определяется по формуле

(4.1)

где kп - динамический коэффициент посадки для соединения, kп = 1,5 - согласно задания;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления при тонкостенном корпусе;

FA - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в многорядных подшипниках.

При отношении Dотв/d = 0,7 коэффициент F = 1.1 (таблица 2 приложения Д).

Для однорядных радиальных подшипников FA = 1.0.

По интенсивности нагружения PR = 0,66·106 и диаметру внутреннего кольца d = 0.065 м выбираем (таблица 3 приложение Д) после допуска k6 для изготовления посадочной поверхности вала. На рабочем чертеже размер проставляется в следующем виде

Для внутреннего диаметра подшипника отклонение выбирается в зависимости от диаметра и класса точности (таблица 4 приложение Д)

Общий вид записи посадки подшипника на валу для узлового чертежа

Посадку для соединения «наружное кольцо подшипника - отверстие корпуса» для местно нагруженного кольца выбираем по таблице 5 приложение Д.

Наружное кольцо подшипника, закрепленное в корпус, то есть не вращается. Поэтому поле допуска отверстия в корпусе выбирается (таблица 5 приложение Д) в зависимости от характера работы (работающего при легком режиме), kп = 1,5 (согласно задания) и нормального размера: мм (рекомендуется для подшипников, работающих в нормальном режиме работы). Для наружного диаметра подшипника: мм (таблица 4 приложение Д).

Общий вид записи посадки подшипника в отверстие корпуса - мм.

Определяем величину отклонений формы и выбираем шероховатость поверхностей отверстия корпуса и оси.

Овальность и конусность посадочных мест под подшипники 0 класса точности не должны превышать половины поля допуска на их диаметры:

- для отверстия;

- для оси.

Шероховатость посадочных мест выбираем по таблице 6 приложения Д:

- для отверстия корпуса под подшипник 0 класса точности и внешним диаметром 140 мм - Ra = 1,25 мкм;

- для поверхности оси под подшипник с внутренним диаметром 65 мм - Ra = 2,5 мкм.

Схемы полей допусков и чертежи соединений с подшипником качения приведены на листе 11,12.

5. Обработка данных многократных измерений детали

Задание: Определение среднего значения толщины шлица, выполнено согласно размера . действительные размеры шлицов, полученные в результате многократных измерений.

4,12 4,13 4,15 4,16 4.16 4,18 4.23 4.24 4,24 4,25 4,25 4,26

4,27 4,30 4,30 4,31 4,31 4,31 4,32 4.32 4.32 4,33 4,33 4,33

4,33 4,37 4,38 4,38 4,39 4,39 4,40 4,44 4,44 4,45 4,46 4,54

Индивидуальные значения толщины, определены по индивидуальному шифру (СУСА)

С - 4,12 4,13 4,17 4,17 Т - 4,14 4,16 4,17 4,17

А - 4,34 4,37 4,38 4,45 Н - 4,34 4,38 4,57 4,58

Ранжирование результатов многократных измерений

4,12 4,12 4,13 4,13 4,14 4,15 4,16 4,16 4,16 4,17 4,17 4,17 4,17 4,18 4,23 4,24 4,24 4,25 4,25 4,26 4,27 4,30 4,30 4,31 4,31 4,31 4,32 4,32 4,32 4,33 4,33 4,33 4,33 4,34 4,34 4,37 4,37 4,38 4,38 4,38 4,38 4,39 4,39 4,40 4,44 4,44 4,45 4,45 4,46 4,54 4,57 4,58

Определим количество интервалов

где N - количество информации.

Принимаем семь рядов статического ряда.

Определим протяженность одного интервала

где - наибольшее и наименьшее значения толщины шлица, мм.

Принимаем А=0,07 мм.

Определим сдвиг измерения

С=И1-0,5·А,

где И1 - наименьшая толщина шлица, мм.

С=4,12-0,5·0,07=4,09, мм.

Строим статистический ряд в таблице

Таблица П.1 - Статистический ряд

Интервалы

4,09

4,16

4,16

4,23

4,23

4,30

4,30

4,37

4,37

4,44

4,44

4,51

4,51

4,58

Середина интервала

4,125

4,195

4,265

4,335

4,405

4,475

4,545

Опытная частота, mi, м

9

6

8

14

9

2

4

Опытная вероятность pi

0,173

0,115

0,153

0,269

0,173

0,038

0,079

Накопленная опытная вероятность,

0,173

0,288

0,441

0,710

0,883

0,921

1,0

Определяем среднее значение

где - значение толщины шлица в середине интервала, мм;

- опытная вероятность в i - интервале.

=4,125·0,173+4,195·0,115+4,265·0,153+4,335·0, 269+4,405·0,173+ +4,475· 0,038+4,545·0,079=4,305

Определяем среднеквадратичное отклонение

(4.265 - 4.)2 · 0,153 + (4,335 - 4,305)2 · 0,269 + (4,405 - 4,305)2 ·0,173+ +(4,475 -4,305)2 · 0,038 + (4,545 - 4,305)2 · 0,079 =0,122 мм.

Проверяем информацию на достоверность. Информация считается достоверной, если все значения износов находятся в интервале .

4,305-3·0,122=3,939 4,305+3·0,122=4,671

Все опытные значения, полученные в результате многократных измерений достоверны, (считаются достоверными, так как И1=4,12>3.939, а И52=4,58<4,671, то есть все значения ряда износа не выпадают за границы достоверности).

Проверяем информацию на выподающие точки по критерию Ирвина

Полученные значения меньше лт=1,6 (таблица 1 приложение К) при количестве информации N?50 и доверительной вероятностью 0,99, следовательно, крайние значения величины износа не выпадают из ряда опытной информации.

Определяем значение коэффициента вариации

Так как коэффициент вариации больше 0,5 то закон характеризующий опытную величину износа, подчиняется закону распределения Вейбулла.

Определяем значение функции закона распределения Вейбулла (таблица 3 приложение К).

Для определения значений функции закона распределения Вейбулла определим значение параметров закона по коэффициенту вариации b=1.9; Cb=0.49.

Значение параметра б определяем по формуле

Определяем интегральное и дифференциальное значение закона распределения Вейбулла, выполним в таблице.

Выполним проверку соответствия закону распределения Вейбулла опытной величины толщины шлица.

Таблица П.2 - Выбор теоретического закона распределения

Интервал

4,09

4,16

4,16

4,23

4,23

4,30

4,30

4,37

4,37

4,44

4,44

4,51

4,51

4,58

Конец интервала, Икi

4,16

4,23

4,30

4,37

4,44

4,51

4,58

Накопленная опытная вероятность,

0,173

0,288

0,441

0,710

0,883

0,921

1,0

Опытная частота, mi

9

6

8

14

9

2

4

(Икi-С)/б

0.281

0.562

0.843

1.124

1.405

1.686

1.967

Интегральное значение функции, F(Икi)

0.092

0.302

0.540

0.738

0.871

0.945

0.979

Дифференциальное значение функции, f(Икi)

0.092

0.210

0.238

0.198

0.133

0.074

0.034

Теоретическая частота, mтi

4.78

10.92

12.37

10.29

6.91

3.85

1.76

0.081

0.014

0.099

0.028

0.012

0.024

0.021

3.726

2.217

1.544

1.338

0.632

0.889

2.851

а) Критерий Колмагорова.

Для этого в каждом интервале статистического ряда определяется разность нокопленной опытной вероятности и интегрального значения функции и для максимального значения разности Dmax определяем критерий Колмагорова по формуле

Вероятность совпадения закона распределения Вейбулла по критерию Колмагорова составила P() = 0.307

б)Критерий Пирсона

Критерий Пирсона определяется по формуле

Для упрощения расчета критерия в таблице определяем значение критерия для каждого интервала статистического ряда, а суммарное значение составит

Х2 = 13,197

Для определения вероятности совпадения теоретического закона опытной величины толщины шлица по критерию Пирсона определим строку по формуле

r = n = k

где k - число обязательных связей принимается равным трем.

r = 7 - 3 = 4

Вероятность совпадения закона по критерию Пирсона P(X2) менее 10%.

Определяем доверительные границы рассеивания среднего значения толщины шлица

Определяем относительную ошибку расчета характеристик толщины шлица

Кривые опытного распределения и теоретического закона распределения строем на листе формата А1.

Литература

1. Валуев Н.В. Метрология, стандартизация и сертификация. Учебное пособие для выполнения курсовой работы студентами заочного обучения агроинженерных специальностей./ Валуев Н.В., Усов В.В., Иванков Г.В., Валуев В.Н.

Размещено на Allbest.ru


курсовая работаРасчет посадок для гладких цилиндрических соединений скачать курсовая работа "Расчет посадок для гладких цилиндрических соединений" скачать
Сколько стоит?

Рекомендуем!

база знанийглобальная сеть рефератов