Расчёт, выбор и обоснование посадок соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА И ПРОДОВОЛЬСТВИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ

«БЕЛОРУCСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

кафедра стандартизации и метрологии

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

«Расчёт, выбор и обоснование посадок соединений»

03.88.269.00.000ПЗ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Выполнил: студент 2 курса

Зеневич М.А.

Группа: 2от

Руководитель:

Шупилов А.А.

Минск, 2018



РЕФЕРАТ

Курсовая работа - 29 страниц, 3 рисунка, 6 таблиц, 18 источников.

Ключевые слова - ВАЛ, КВАЛИТЕТ, ОТКЛОНЕНИЕ, ОТВЕРСТИЕ, ДОПУСК, ПОСАДКА, ЗАЗОР, НАТЯГ, ПЕРЕХОДНАЯ ПОСАДКА, ШПОНКА, ПОДШИПНИК КАЧЕНИЯ, КЛАСС ТОЧНОСТИ, ШЕРОХОВАТОСТЬ, ДОПУСК ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ, РАЗМЕРНАЯ ЦЕПЬ, ЗВАЕНО, КОЭФФИЦИЕНТ ТОЧНОСТИ.

Объект работы - вал редуктора с деталями и их типовыми соединениями для расчёта, выбора и обоснования параметров, обеспечивающих устойчивое функционирование проектируемой компоновочной схемы и узел с замыкающим звеном для расчёта линейной размерной цепи.

Цель работы - разработка методики проектирования конструкции и нормирования параметров точности сопряжений типовых соединений заданного узла.

В разделе 1 на основании анализа силовых факторов методом подобия (аналогии) сделан выбор и обоснование посадок гладких цилиндрически и шпоночных соединений.

В разделе 2 расчётным методом обоснован выбор посадок с натягом.

В разделе 3 рассчитаны и выбраны посадки под подшипники качения.

В разделе 4 приведен расчёт линейной размерной цепи заданного узла.

посадка подшипник соединение вал редуктор



Содержание

ВВЕДЕНИЕ

1 ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

1.3 Выбор посадок для шлицевых соединений

2 ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЁТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

3 РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

4 РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

4.1 Решение линейных размерных цепей методом полной взаимозаменяемости

4.2 Решение линейных размерных цепей вероятностным методом

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ



ВВЕДЕНИЕ

Программой курса «Метрология, стандартизация и сертификация» является выполнение курсовой работы, цель которой -- выработка навыков и умения в проектировании разрабатываемого узла и нормировании параметров точности сопряжений типовых соединений, расположенных на валу.

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной степени определяется уровнем развития машиностроения.

Правила проектирования и оформления рабочего проекта определены стандартами и ЕСКД. От их соблюдения и строгого выполнения зависит надёжность и долговечность производимой техники, Обеспечивается взаимозаменяемость деталей и узлов.

Такая роль взаимозаменяемости обусловлена тем, что она связывает в единое целое конструирование, технологию производства и контроль изделий в любой отрасли промышленности. Взаимозаменяемость Деталей, узлов и агрегатов невозможно обеспечить без развития и применения прогрессивных методов контроля.

Стандартизация и унификация деталей и сборочных единиц способствует ускорению и улучшению конструирования, изготовления, эксплуатации и ремонта машин.



1 ВЫБОР ПОСАДОК МЕТОДОМ ПОДОБИЯ

1.1 Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений

Для гладких цилиндрических соединений, расположенных на тихоходном валу, необходимо: обосновать выбор системы посадок, квалитетов; определить предельные отклонения, допуски, зазоры (натяги), допуски посадок, назначить допуски формы и расположения поверхностей и построить схемы расположения полей допусков;для деталей сопряжения «зубчатое колесо-вал» выбрать средства измерения. Исходные данные:

= 1,0 кВт; = 1151; = 20Мпа; Z₂= 38.

Расчет силовых факторов.

Определяем крутящий момент [2, c.137]:

где

.

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



где

Принимаем значение диаметра из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6639-69Определяем масштабный коэффициент м:

где -- принятый диаметр вала, мм;

-- измеренный диаметр по схеме, мм.

Замеряем расстояния:

- от оси левого подшипника до середины шпоночного паза и умножаемна м;

- от середины шпоночного паза до оси правого подшипника и умножаемна м;

- от оси правого подшипника до середины шпоночного паза и умножаемна м;



Замеряем оставшиеся размеры и умножаем наи принимаем для них стандартные значения из ряда R_а40 по ГОСТ 6639-69.

В зацеплении со стороны шестерни действует сила:

Окружное усилие[2, с.219]:

где d₂- делительный диаметр зубчатого колесатихоходной ступени;

т - модуль зацепления;

Z₂ - число зубьев колеса;

в- угол наклона зубьев, в = 0.

Радиальное усилие[2, с.281]:

где - угол зацепления в нормальном сечении,

Консольное усилие от муфты предварительно рассчитываем по формуле:



Для указанного вала принимаем:

Определяем реакции опор. Строим схему сил, действующих на вал:

Рисунок 1 - Схема сил, действующих на вал

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Делаем проверку:

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:



Делаем проверку:

Определяем суммарные реакции:

Таблица 1.1 - Посадки, допуски и шероховатости для соединений и деталей, расположенных на валу

Соединение и посадка	Пред.отклон., мкм	Допуски, мкм	Зазор, мкм	Натяг, мкм	Допуски формы и расположения поверхностей, мкм	Шероховатость поверхности	Примеч.
	(Таблицы Н.2;Н.3;Н.4)
	max	min	мкм	max	min	max	min	мкм	мкм
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
1.Ступица зубчатого колеса-вал		+18	0	18	17	0	12	0	5	12	1,6	Переходная посадка в системе отверстия
		+12	+1	11					3	8	0,4
2.Крышка подшипника-корпус		+39	0	39	181	80	-	-	Согласно требования под наружное кольцо подшипника	Посадка низкой точности с зазором
		-80	-142	62					20	50	3,2
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13
3.Наржуное кольцо подшипника-корпус		+25	0	25	36	0	-	-	6	10	1,6	Посадка под местно нагруженное кольцо
		0	-11	11					Обеспечивается заводом изготовителем
4. Внутреннее кольцо подшипника-вал		+0	-8	8	5,5	0	13,5	0	Обеспечивается заводом изготовителем	Посадка под циркуляционно-нагруженное кольцо
		+5,5	-5,5	11					3	5	0,4
5.Вал- втулка		+110	0	110	220	-	0	-	30	80	2,5
		0	-110	110					30	80	2,5

Выбор средств измерений

Таблица 1.2 - Выбор средств измерений для отверстия 18Н7

Размер Dн, мм	Допуск IТ7,мкм	Допускаем погреши. , мкм	Характеристика средств измерений
			комбинации	предельн. погрешнос. , мкм	вид СИ
18Н7	21	6	5в	3,5	Нутромеры индикаторные (НИ) с ценой деления отсчетного устройства 0,01 мм
			6а	5,5	Нутромеры индикаторные (НИ) при замене отсчетного устройства измерительной головки (ИГ) 0,001 или 0,002 мм
			7а	5	Нутромеры с ценой деления отсчетного устройства 0,001 и 0,002 мм
			9а	4,5	Пневматические пробки с отсчетным прибором с ценой деления 1 мкм и 0,5 мкм с настройкой по установочным кольцам5

Вывод: принимаем 5в.

Таблица 1.3 - Выбор средств измерений для вала 18k6

Размер dH,мкм	Допуск IТ6, мкм	Допускаем, погрешнос. , мкм	Характеристика средств измерений
			Комбинации	предельн. погреши. ДНш, мкм	Вид СИ
18k6	13	4	6а*	4	Микрометры рычажные (МР или МРИ) с ценой деления 0,002 мм и 0,01 мм при установке на нуль по установочной мере и скобы рычажные (СР) с ценой деления 0,002 мм при настройке на нуль по концевым мерам длины при использовании на всем пределе измерения
			6в**	2	То же при настройке на нуль по концевым мерам длины и использовании отсчета на деления шкалы

Вывод: принимаем 6в**.

1.2 Выбор посадок для шпоночных соединений

Для шпоночного соединения, исходя из его назначения и вида, обосновать выбор посадок, назначить поля допусков, предельные отклонения и установить допуски формы и расположения, шероховатость сопрягаемых поверхностей. Построить схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, выявить характер посадки и определить значения зазоров и натягов в соединении.

Так как и соединение не требует частых разборок, то принимаем нормальное шпоночное соединение.

Определяем для 18 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице Н.48 b=6; h=6; t1=3,5; t2=2,8; l=12 мм Определяем для 13 номинальные размеры шпоночного соединения по таблице Н.48 b=5; h=5; t1=3,0; t2=2,3; l=18 мм Выбираем по таблице Н.50 посадки по b для соединений; паз вала - шпонка - ; паз втулки - шпонка - . Полученные результаты сносим в таблицы 1.4.

Таблица 1.4 - Размерные характеристики шпоночного соединения

Наименов. элементов соединения	Номин. размер Вн(bн), LH(lh),мм	Поле Допуска (посадка)	Предельные	Предельные	Допуски размера (посадки) Тв(d), TL(l), Th,TS(N), мм	Зазор S, (натяг-N), мм
			отклонения, мм	размеры, мм
			ES (es)	El (ei)	max	min		max	min
Шпонка:
ширина	6	h9	0	-0,030	6	5,97	0,030	-	-
высота	6	h11	0	-0,075	6	5,925	0,075	-	-
длина	12	h14	0	-0,43	12	11,57	0,43	-	-
Паз вала:
ширина	6	N9	0	-0,030	6	5,97	0,030	-	-
длина	12	Н15	0,7	0	12,7	12	0,7	-	-
глубина	3,5	-	0,1	0	3,6	3,5	0,1	-	-
Паз втулки:
ширина	6	Js9	0,015	-0,015	6,015	5,985	0,030	-	-
глубина	2,8	-	0,1	0	2,9	2,8	0,1	-	-
Соединение: «шпонка- паз вала» «шпонка-паз втулки»	6		-	-	-	-	0,060	0.030	0.030
	6		-	-	-	-	0,045	0.030	0.015



Назначаем допуск параллельности (таблица Н.14) и допуск симметричности (таблица Н.27).

Назначаем шероховатость сопрягаемых поверхностей шпонки, вала и втулки мкм, а несопрягаемых мкм (ГОСТ 26360-78). Выбираем экономические методы окончательной обработки деталей соединения: шпонка - шлифование плоское получистовое; паз вала - фрезерование чистовое концевой фрезой; паз втулки - протягивание чистовое.

Вычерчиваем эскизные изображения шпоночного соединения и его деталей (лист 4). 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.

На заводах автотракторного и сельскохозяйственного машиностроения контроль деталей шпоночных соединений производят 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 + Т₂) контролируют пробкой со ступенчатым выступом. Глубину паза вала проверяют кольцевыми приборами - 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 счёт 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 соединение «зубчатое колесо - вал». Обосновать выбор метода центрирования, системы и 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.

Используем в соединении шлицевое соединение с прямобочным профилем. Определяем серию шлицевого соединения [13] из условия прочностей расчёта на смятие:

где суммарный статический момент площади рабочих поверхностей соединения относительно оси вала, мм³/мм;

длина шлицевого соединения, равна длине ступицы зубчатого колеса;

допускаемое напряжение смятия для материала вала (для стали

Определяем :



Принимаем по таблицам стандарта ГОСТ 1139-80 для условия:

шлицевое соединение прямобочного профиля средней серии-комплексная характеристика которого имеет вид:

Так как заданное шлицевое соединение неподвижно, передача не реверсируемая, то такие условия не требуют точного центрирования втулки относительно вала.

Перечисленные особенности заданного шлицевого соединения определяют способ его центрирования по наружному диаметру - D. Поля допусков и посадки для размеров b и D выбираем по таблице Н.53. Поля допусков не центрирующего диаметра - d выбираем по таблице Н.54. Окончательный способ механической обработки и шероховатость поверхностей деталей назначаем по таблицам Н.35; Н.36 Результаты выбора посадок, окончательного механического метода обработки и шероховатости поверхностей деталей сводим таблицу 1.5.

Таблица 1.5 - Размерные характеристики параметров шлицевого соединения

Параметры	Поле допуска	Верхнее отклонение, мм	Нижнее отклонение, мм	Способ окончательной обработки	Шерохова- тость, мкм
1	2	3	4	5	6
Центрирующие параметры
Отверстие		+0,021	0	Протягивание чистовое	1,25
Вал		+0,0065	-0,0065	Шлифование чистовое	0,8
1	2	3	4	5	6
Ширина впадины втулки шлицевой	4F8	+0,028	+0,010	Протягивание чистовое	0,8
Толщина шлицов вала		-0,010	-0,028	Шлицестрогание	0,8
Не центрирующие параметры
Отверстие		+0,11	0	Зенкерование чистовое	8
Вал		0	-2,1	Шлицестрогание	8

Рассчитываем предельные зазоры по центрируемым параметрам:

По размеру D:

По размеру d:

Рассчитываем предельные зазоры по не центрирующему параметру d:

Контроль шлицевых соединений осуществляется комплексными и поэлементными методами. Пробковыми и кольцевыми комплексными калибрами контролируется взаимное расположение поверхностей соединения.



2 ВЫБОР ПОСАДОК РАСЧЕТНЫМ МЕТОДОМ

2.1 Расчёт и выбор посадок с натягом

Вместо шпоночного соединения «вал -зубчатое колесо» , 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, назначить шероховатость сопрягаемых поверхностей.

Передаваемый крутящий момент Т = 8,3Н•м, осевая сила F_a = 0 H, диаметр вала d = 16 мм, наружный диаметр ступицы D = 1,6 • 18 =28,8мм.

Принимаем D = 30 мм.

Расчёт наибольшего функционального натяга

Определяем величину наибольшего допускаемого давления на сопряженных поверхностях деталей. Принимаем для деталей Сталь 15Х:

втулки:

вала:



где предел текучести материала деталей при сопряжении.

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 берётся наименьшее из двух значений -

Наибольший расчётный натяг, при котором возникает наибольшее допускаемое давление, находятся по формуле:

Значение коэффициента Ляме (коэффициент жёсткости деталей) вычисляется по формуле:

где D₁ - диаметр отверстия вала, D₁ = 0.

Определяем величину наибольшего функционально натяга с учётом смятия микронеровностей по формуле:

(2.6)

Расчёт наименьшего функционального натяга

Определяем величину наименьшего допускаемого давления на сопряжённых поверхностях деталей:

Определяем величину наименьшего расчётного натяга:

Определяем по формуле N_minf = N_minp + Uвеличину наименьшего функционального натяга:

N_minf = N_minp + 5 • (R_aD + R_ad), (2.9)

N_minf = 2,2 + 5 • (0,8 + 1,25) = 12,45мкм.

Выбор посадки

По предельным функциональным натягам (N_maxf, N_minf) выбирается посадка, удовлетворяющая условиям:

N_maxt<N_maxf на величину запаса прочности соединения при сборке (технологический запас прочности), т. е.:

N_з.с. = N_maxf-N_maxt.(2.10)

N_mint>N_minf на величину запаса прочности соединения при эксплуатации, т.е.:



N_з.е. =N_mint - N_minf.(2.11)

N_з.е. >N_з.с., так как запас прочности деталей при сборке N_з.с.. нужен только для случая возможного понижения прочности материала деталей, 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 таблицам стандартов выбираем посадку , у которой

N_maxt = 51мкм; N_mint = 15 мкм.

N_з.с. =72,35 - 51 = 21,35мкм;

N_з.е. = 15 - 12,45 = 2,55 мкм.

Определяем коэффициент запаса прочности выбранной посадки:

T_N = N_maxt - N_mint = 51+15 = 66мкм;

Условие соблюдается, следовательно посадка выбрана правильно.



3 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Для подшипникового узла выбрать и обосновать посадку по наружному и внутреннему диаметру, установить вид нагружения колец подшипника. Построить схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей. Рассчитать предельные размеры сопрягаемых деталей, зазоры (натяги), их допуски.

Тип подшипников, их конструктивные особенности и номинальные размеры выбираются на стадии проектирования узла в зависимости от условий работы. Надёжность работы подшипниковых узлов в значительной степени зависит от правильного выбора посадки колец подшипника на вал и в корпус. Класс точности подшипников выбирают исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. Поскольку к передаточному механизму узла не предъявляются особые требования по передаче точности вращения, то для рассматриваемой схемы принимаем класс точности подшипника качения - нормальный, который имеет условное обозначение на чертежах - 0.

Выбор посадки для циркуляционного нагруженного кольца производится по интенсивности радиальной нагрузки. Интенсивность радиальной нагрузки определяется по формуле:

(3.1)

где R - радиальная нагрузка на подшипник. Принимаем R = R_B =Н;

b_р - рабочая ширина подшипника, м; принимаемая как b_р = b - 2r = 11 мм,

где b - ширина кольца подшипника, м; r - радиус фаски, м.

К_П - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки. Для режима работы Н - нормальный принимаем К_П - 1;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. Принимаем для сплошного вала F = 1;

F_A - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в подшипниках. Для однорядных подшипников принимаем F_А = 1.

Тогда

Для посадочной поверхности вала при заданном нагружении стандарт рекомендует поля допусков k5 и kб (js6), а с учетом класса точности подшипника (0) окончательно принимаем js6.Тогда посадка внутреннего кольца подшипника на вал будет иметь вид:

где - поле допуска посадочного размера (диаметра) внутреннего кольца подшипника класса точности 0. Поле допуска на диаметр отверстия в корпусе под местно нагруженное кольцо подшипника выбираем по таблицам 4.89, 4.93, 4,94 [1, с.285-289]. Принимаем поле допуска Н7 с предельными отклонениями: ; .

где -поле допуска посадочного размера (диаметра) наружного кольца подшипника класса точности 0.



Таблица 3.1 Выбор посадки подшипника №303 для заданных условий работы

Внутреннее кольцо подшипника	Вал	Наружное кольцо подшипника	Отверстие в корпусе

Определяем значения зазоров и натягов в соединениях:

а) «внутреннее кольцо - вал» - :

N_mах= es - EI = 5,5 - (-8) = 13,5мм;S_max= ei - ES = 5,5 - 0 = 5,5мм;

T_N = T_d + T_D= 13,5 + 5,5 = 19мм;N_m= (N_{mах +} S_max)/2 = 9,5мкм

б)«наружное кольцо - отверстие корпуса» - :

S_mах= ES - ei = 25 - (-11) = 36мм;S_min= EI - es= 0 - 0 = 0 мм;

T_S = T_d + T_D= 11 + 25 = 36 мм; Nm = (Smах + Smin)/2 = 18мкм

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

По ГОСТ 24810-81 определяем предельные значения зазоров в подшипнике:

G_remin = 11 мкм; G_remax = 25 мкм; G_recp = 0,5 • (11 + 25) = 18 мкм.

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

(3.2)



Действительный натяг:

Определяем диаметральную деформацию дорожки качения внутреннего кольца:

Посадочный зазор определяем по формуле:

Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нём образуется радиальный зазор, который и будет являться посадочным.



4 РЕШЕНИЕ ЛИНЕЙНЫХ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

4.1 Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Выполнить расчет линейной размерной цепи узла (рисунок2) с номинальным значением замыкающего звена мм. Выполнить размерный анализ и построить схему размерной цепи. Рассчитать размерную цепь методом полной взаимозаменяемостью -- ПВ, сделать вывод о применении вышеназванных методов.

Рисунок 2 - Исходная схема.

Рисунок 2.1 - Линейная размерная цепь.



Составляем размерную цепь и выявляем характер (увеличивающие и уменьшающие) звеньев по заданному чертежу.

Устанавливаем размерные связи деталей и их размеры до сборочных баз:

Проверяем правильность составления размерной цепи:

где m - увеличивающие звенья; n -уменьшающие звенья.

Полученные значения номинального размера замыкающего звена соответствует заданному. Следовательно размерная цепь составлена правильно. По заданным отклонениям замыкающего звена находим его допуск:

Определяем коэффициент точности размерной цепи с учетом известных допусков (стандартных изделий) и по нему устанавливаем квалитет:



где -изв. сумма единиц допусков неизвестных звеньев, мкм.

k - число звеньев с известными допусками.

- .сумма единиц допусков неизвестных звеньев, мкм.

По ГОСТ 25346 находим, что полученное число единиц допуска приблизительно соответствует квалитету 10.

По выбранному квалитету назначаем допуски и отклонения на звенья, исходя из общего правила: для охватывающих размеров, как на основе отверстия (H11), а для охватываемых как на основе вала (h11) Если это трудно установить, на звено назначаем симметричные отклонения (+/-T11/2).

Допуски составляющих звеньев определяем по таблице 2.3 [2]:

Т₁ = 120 мкм;Т₂ = 230 мкм;Т₃ = 84 мкм;Т₄ = 58 мкм;Т₅ = 250 мкм;Т₆ = 58 мкм; Т₇ = 120 мкм.

Так как коэффициент точности не полностью соответствует расcчётному, то одно из звеньев выбираем в качестве корректирующего. При выборе корректирующего звена руководствуются следующим соображением. Если, а<а_с, то в качестве корректирующего звена выбираем технологически более сложное звено, если же, а>а_с, то в качестве корректирующего звена выбирается технологически более простое звено.

Так как в нашем случае, а<а_с, то в качестве корректирующего звена выбираем Б₅-корпус. Находим нестандартный допуск:



Тогда:

мм; мм; мм; мм; мм.

Определяем середину координаты полей допуска корректирующего звена:

где - соответственно верхнее и нижнее отклонения составляющих звеньев, мм.

Тогда:

Вычисляем координату середины поля допуска корректирующего звена:

Устанавливаем предельные отклонения корректирующего звена:



Таким образом, корректирующее звено имеет размерную характеристику:

Проверяем правильность произведенных расчетов:

.

Заключение: полученные предельные отклонения замыкающего звена соответствуют заданным. Следовательно, размерная цепь рассчитана правильно.

4.2 Расчёт размерной цепи вероятностным методом

Так как по условию рассеивание действительных размеров звеньев подчиняется нормальному закону распределения, принимаем = 1/3 и согласно заданному принимаем согласно таблице 3.1 [5].

Находим среднее значение допуска размерной цепи по вероятностно методу по формуле:



По таблице 2.2 [5] определяем, что число единиц допуска приблизительно соответствует IT12.

Допуски составляющих звеньев составят:

Т₁ = 300 мкм;Т₂ = 570 мкм;Т₂ = 210 мкм;Т₄ = 150 мкм;Т₅ = 630 мкм;Т₆ = 150 мкм; Т₇ = 300 мкм .

Так как в нашем случае, а<а_с, то в качестве корректирующего звена выбираем Б₅-корпус. Находим нестандартный допуск:

Тогда:

мм; мм; мм; мм; мм.

Определяем середину координаты полей допуска корректирующего звена:



где - соответственно верхнее и нижнее отклонения составляющих звеньев, мм.

Тогда:

Вычисляем координату середины поля допуска корректирующего звена:

Устанавливаем предельные отклонения корректирующего звена:

Таким образом, корректирующее звено имеет размерную характеристику:

Производим проверку правильности расчета размерной цепи:



Полученное значение коэффициента риска соответствует заданному, следовательно расчет размерной цепи выполнен верно. Значит для заданной точности замыкающего звена назначенные по 12-му квалитету допуски на размеры составляющих звеньев вполне приемлемы.



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора -- машиностроителя Т. 2 - Москва: Машиностроение, 2001

2. Палей М.А. и др. Допуски и посадки: Справочник Ч.1 - СПБ: Политехника, 2001

3. Палей М.А. и др. Допуски и посадки: Справочник Ч.2 - СПБ: Политехника, 2001

4. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин: справочное пособие / А.В. Кузь-мин, И.М. Чернин, Б.С. Козинков - Минск: Высшая школа 1986, - 400 с.

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: справочное пособие / А.Е. Шейнблит - Москва: Высшая школа, 1991, - 432 с.

6. Стандартизация, метрология, взаимозаменяемость: методическое посо¬бие / К.В. Сашко и др. - Минск: БГАТУ, 2006, - 148 с.

7. ГОСТ 25346 - 89. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения, ряды допусков и основные от-клонения.

8. ГОСТ 25347 - 82. Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

9. ГОСТ 8.051 - 81. Государственная система обеспечения единства изме-рений. Погрешности, допускаемые при измерении линейных размеров до

500 мм.

10. РД 50-98-86. Методические указания. Выбор универсальных средств измерений линейных размеров до 500 мм (По применению ГОСТ 8.051 -

81).

11.ГОСТ 2.409 - 79. Правила выполнения чертежей зубчатых (шлицевых) соединений.

12. ГОСТ 3325 -- 85. Поля допусков и технические требования к посадкам, поверхностям валов и корпусов.

13. ГОСТ 23360 -- 78. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шицевые прямобочные. Размеры и допуски.

14. ГОСТ 24642 - 81. Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски фор-мы и расположения поверхностей. Основные термины и определения.

15. ГОСТ 24643 - 81. Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски фор-мы и расположения поверхностей. Числовые значения.

16. ГОСТ 520 - 2002. Подшипники шариковые и роликовые. Технические требования.

17.ГОСТ 2789 - 73. Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики.

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

Размещено на Allbest.ru