Проектирование деталей машин

16

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

вал эксцентриковый насос

Одной из основных задач конструктора в процессе проектирования новых изделий является решение проблемы взаимодействия деталей в сборочной единице, их установки, центрирования, обеспечения характеристик контактирующих поверхностей, осевой игры и др. Эти проблемы решаются при проектировании и правильной подготовке графической документации, которая способствует обеспечению необходимой технологичности и высокого качества изделий. Решение этой задачи связано с обоснованным выбором необходимой точности изготовления изделий, расчетом размерных цепей, выбором шероховатости поверхности, а также выбором допусков формы и расположения поверхностей. Курсовая работа предусматривает критический анализ сборочной единицы среднего уровня сложности, разработку сборочного чертежа узла и рабочих чертежей его деталей типа «вал», «вал-шестерня», «зубчатое колесо», «втулка» и т.п., разработку контрольного комплекса для обеспечения необходимой точности изделий.

В соответствии с сборочным чертежом и служебным назначением машины, в которую всходит сборочная единица, предоставляется техническое описание и технические требования к сборочной единице и ее деталям. В результате приобретаются навыки по разработке и обоснованию технических требований применительно к широко распространенным конструкциям сборочных единиц и деталей, на стадии разработки рабочей документации в соответствии с требованиями Единой системы конструкторской документации (ЕСКД). Системы допусков и посадок (СДП) и Основных норм взаимозаменяемости (ОНВ).



Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений

Задача 1

Известны предельные значения варианта сопряженных диаметров отверстия и вала: D = 150мм и d= 150_-0,027мм. Как изменится характер посадки, если изменятся предельные отклонения у сопрягаемых деталей на EI= -15 мкм и es= +25 мкм, при неизменных значениях величин допусков TD и Td. Решение представить аналитически и графически.

Решение.

По данным в условии задачи построим схему расположения полей допусков заданного сопряжения. Смотреть рисунок 1. Из задания видно, что отверстие имеет: номинальный размер 150 мм с предельными отклонениями ES = +0,062 мм, а EI = +0,012 мм. А вал имеет: номинальный размер 150 мм с предельными отклонениями es = 0мм ei = -0,027 мм.

Допуск на изготовление отверстия будет равен

T_D = ES - EI = 0,062-0,012 = 0,050 мм.

Допуск у вала

T_d = es - ei = 0 - (-0,027) = 0,027мм.

Выясним характер посадки методом «max-min» для этого выясним, что возникнет в сопряжении, если отверстие и вал будут иметь значения, определяемые их предельными отклонениями. При сопряжении D_max и d_max размеротверстия будет больше размера вала и в сопряжении возникнет зазор (S). Соответственно сравним варианты сопряжения предельных размеров через их предельные отклонения.



Из схемы полей допусков видно, что ES>ei, а EI>es- тогда возникнут максимальный и минимальный зазоры

S_max =ES - ei = 0,062 - (-0,027) = 0,089мм.

S_min= es - EI = 0 - 0,012 = -0,012мм.

Из анализа видно, что в сопряжении возникают зазоры, это посадка с зазором.

Если изменить координаты предельных отклонений, а при этом величина допуска у вала и отверстия останется неизменным, то тогда координаты других предельных отклонений у вала и отверстия будут равны:

ES = EI + T_D = 0,015 + 0,050 = 0,035мм,

еs = ei + Td = 0,025- 0,027 = -0,002мм

По полученным данным построим схему расположения полей допусков у изменённой посадки. Смотреть рисунок 1.2.

Проанализируем характер посадки методом сравнения. Из схемы видно, что выполняется условие ES>ei, но в тоже время EI<es, значит это переходная посадка.

Для такой посадки необходимо знание максимального и минимального натяга. Они будут равны

S_max = ES - ei = 0,035 - (-0,002) = 0,037мм,

N_max = es - EI = 0,025 - 0,015 = 0,040мм.

Вывод: в случае изменения предельных отклонений у вала и отверстия, при неизменных значениях их допусков, изначальный характер посадки cзазором изменится на переходную посадку.



Рис.

Задача 2

В новой машине посадка двух деталей имела свое значение O 45 H9/js9. При ремонте машины, в результате износа отверстия, был изготовлен вал размером O 50,5 . Каким должен быть ремонтный размер отверстия для сохранения первоначального характера посадки. Решение должно сопровождаться аналитическим и графическим решением.

Решение.

Из условия задачи установим размеры и поля допусков сопрягаемых деталей.

Размер отверстия O 45 H9, а вала O 45js9.

Из справочной литературы[1, табл. A.2 и A.1] по условному обозначению полей допусков, состоящего из обозначения основного отклонения (буква) и квалитета (цифра), определим их предельные отклонения.

Для отверстия ES = +0,062 мм;EI = 0 мм.

Для вала es = 0,031 мм, ei = (-0,031)мм.

По полученным данным построим схему расположения полей допусков (см. рисунок 3) и проанализируем характер посадки. Используя метод сравнения из схемы видно, что EI<esиei<ES отсюда делаем вывод - в новой машине установлена переходная посадка. Для такой посадки необходимо знание максимального натяга и максимального зазора возможного в соединении.

Они будут равны:

Nmax = es - EI = 0,031 - 0 = 0,031мм,

Smax = ES - ei = 0,062 - (-0,031) = 0,093мм.

Для того чтобы с выточенным ремонтным валом остался прежний характер посадки отверстие должно иметь такие предельные отклонения:

ES = ei + Smax = 0,003 + 0,093 = 0,096мм,

EI = es - Nmax = 0,049 - 0,031 = 0,018мм.

В результате вычислений ремонтное отверстие должно быть расточено с таким размером: O 50,5 .



Рис.

Допуски и посадки подшипников качения

Задача 3

Для подшипника 214 выбрать посадки колец на вал и в корпус. Исходные данные: радиальная нагрузка Fr = 16000 H, нагрузка ударная, перегрузка 150%, осевая нагрузка отсутствует. Вид нагружения колец: внутреннего -местный, наружного - циркуляционный.

Решение.

Из маркировки подшипника следует, что задан радиальный однорядный шариковый подшипник легкой серии, класс точности 0.

В таблице В.1[1,с.72] находим основные размеры подшипника:

- посадочный размер наружного кольца D = 125 мм;

- посадочный размер внутреннего кольца d = 70 мм;

- ширина колец В = 24 мм;

- радиус фаски r = 2,5 мм.

В таблице В.2 и В.3[1,с.73] находим предельные отклонения посадочных размеров колец.

Внутреннее кольцо имеет отклонения:

ES = 0,

EI = - 15 мкм = - 0,015 мм.

Наружное кольцо:

es = 0,

ei = - 18 мкм = - 0,018 мм.

Внутреннее кольцо испытывает местный вид нагружения. Длявала, соединенного с этим кольцом, по таблице В.4 [1,с.74] выбираем рекомендуемое поле допуска h6.

Отклонения отверстия 70h6 по таблице А.1 [1,c. 52] составляют:

es = 0 мкм,

ei = -19 мкм = -0.019 мкм.

Наибольший натяг составит:

N_max=es-EI = 0 - (- 0,015)= 0,015 мм.

Проверим допустимость этого натяга из условия прочности кольца

где d- диаметр внутреннего кольца подшипника, м;

[_p] - допускаемое напряжение на растяжение, МПа (для подшипниковой стали ШХ15 [_p] « 400 МПа);

k - коэффициент, зависящий от серии подшипника (для легкой серии



k = 2,8).

Условия прочности кольца выполняются, так как

Nmax = 0,015 < [N] = 0,25.

Внутреннее кольцо подшипника имеет размер 70- _{0, 015} мм.

Вал, соединяемое с этим кольцом, имеет размер мм

Для внешнего кольца, испытывающего циркуляционный вид нагружения, определяем интенсивность нагрузки

где F_r = 16000H = 16 кH - радиальная нагрузка;

В = 24 мм= 0,024 м - ширина кольца;

r = 2,5 мм = 0,0025 м - радиус фаски;

К₁ - динамический коэффициент посадки при перегрузке до 150% К₁ = 1,0;

К₂ - коэффициент, учитывающий ослабление натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале К₂ = 1,0);

К₃ - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между телами качения в двухрядных или сдвоенных подшипниках.

Для однорядных К₃ = 1,0.

Значения коэффициентов взяты из [3, C.286].

Тогда интенсивность нагрузки будет:



Согласно таблице В.5, [1,С.74] заданным условиям нагрузки для вала соответствует поле допуска k6. Из таблицы А.2 [1,С.57] находим предельные отклонения вала 125M7:

es = 0 мкм,

ei = - 40 мкм = -0,040 мм.

Внешнее кольцо подшипника имеет размер 125- _{0, 018} мм.

Отверстие, соединяемое с этим кольцом, имеет размер мм.

По таблице В.6 [1,С.75] назначаем шероховатость посадочных поверхностей.

Для вала R_а1,25 мкм,

для отверстия R_а 1,25мкм,

для торцов заплечиков R_а2,5 мкм.

Определяем отклонения геометрической формы: допуск круглости, допуск профиля продольного сечения и допуск непостоянства диаметра в сечении. Для подшипников класса точности P0 и P6 допуски составляют

Для валадопуск T=0,005 мм.

Для отверстия в корпусе допуск T= 0,01мм.

Допуск перпендикулярности для заплечиков вала составляет T=0,012 мм (для подшипников I группы - шариковый радиальный по 0-й степени точночти).

Выполняем графическую часть.



Рис.

Допуски и посадки шпоночных соединений

Задача 5

Исходные данные: номинальный диаметр вала d = 18 мм, тип соединения - плотное.

Решение.

Находим размеры элементов шпоночного соединения [1, табл. Г.1, с.76]

Номинальные размеры шпонки:

Ширинаb=6 мм, высотаh=6 мм, длиннаl=2 • d=2 • 18=36 мм.

Номинальные размеры паза на валу; ширина b = 6 мм, глубина t₁ = 3,5 мм, длина l = 36 мм.

Номинальные размеры паза во втулке: ширина b = 8 мм, глубинаt₂=2,8 мм.

Выбираем поля допусков для размеров шпоночного соединения.

Исполнительные размеры шпонки: ширина b = 6h9(_-0.030) мм, высота h= 6h9(_-0.030) мм, длина 1 = 36h14 (_-0.43) мм.

Исполнительные.размеры пазов:

паз во втулке -- ширина b = 6P9 мм, глубина t₂⁼ 2,8^+0.1 мм;

паз на валу -- ширина b = 6P9 мм,длина 1 = 36Н15 (^+0,1) мм,

глубина t₁ = 3,5(^+0,1) мм [1, табл. Г.4, с.78].

На рисунке 5.1 показано шпоночное соединение. На рисунке 5.2 схема расположения полей допусков.

Требования к относительному расположения паза на валу и паза во втулке определяется отклонением от параллельности и отклонением от cимметричности плоскости симметрии паза вала относительно оси цилиндрической поверхности 18h6 и отклонением от параллельности и отклонением от симметричности плоскости симметрии паза втулки относительно оси цилиндрической поверхности отверстия втулки 18G7.

Опредёляем численное значение. допусков: отклонение от параллельности не должно превышать 60% допуска на ширину .паза, отклонение от симметричности - 40%.допуска на ширину паза.

Тогда,

Для паза во втулке:

отклонение от- параллельности Т=0,032 • 0,6=0,0192; округляем до стандартного значения Т=0,02 мм

отклонение от симметричности Т=0,032 • 0,4= 0,0128; округляем до стандартного значения Т=0,012 мм (на диаметр)

Для паза на валу:

отклонение от параллельности Т=0,030 • 0,6=0,018; округляем до

стандартного значения Т=0,02 мм

отклонение от симметричности Т=0,030 • 0,4= 0,012; округляем до стандартного значения Т=0,012 мм (на диаметр)

Требования проставляем на рисунке .5.3

Рис.

Допуски и посадки резьбовых соединений

Задача 6

Исходные данные: задано резьбовое соединение М5-6G/4h

Решение.

Задана метрическая резьба, шаг крупный, направление винтовой линии правое, резьба однозаходная, наружный диаметр наружной резьбы (болта) d =5 мм, поле допуска резьбы гайки 6G (т.е. поле допуска среднего диаметра 6G и поле допуска внутреннего диаметра 6G), поле допуска резьбы болта 4h (т.е. поле допуска среднего диаметра 4h и поле допуска наружного диаметра 4h), длина свинчивания нормальная.

Для номинального диаметра d=5 мм находим шаг резьбы Р = 0,8 мм [1, табл. Д.1, С.79].

Находим размеры среднего и внутреннего диаметров резьбы (болта и гайки):

средний диаметр d₂ = D₂ = d- 1 + 0.480 = 4,480 мм,

внутренний диаметр d₁ = D₁ = d- 1 + 0.134 = 4,134 мм [1, табл. Д.2, С.80].

Высота исходного профиля Н 0,866·Р = 0,866·0,8 = 0,6928 мм, рабочая высота профиля Н₁ = 0,541·Р = 0,541·0,8 = 0,4328 мм, радиус закругления впадины резьбы болта R = 0,144·Р = 0,144·0,8 = 0,1152 мм, внутренний диаметр резьбы болта по дну впадины d₃ = d - 1,2269·P = 5 - 1,2269·0,8 = 4,01848 мм.

Находим предельные отклонения диаметров резьбы [1, табл. Д.3, С.81]:

es (d, d₂, d₁)= 0,

ei (d₂)= - 60 мкм = - 0,060 мм,

ei (d) = - 95мкм = - 0,095мм,

ei (d₁) не нормируется,

ES (D₂) = + 149 мкм = + 0,149 мм,

ES (D1) = + 224 мкм = + 0,224 мм,

EI (D, D1, D2)=+24 мкм = + 0,024 мм.

Предельные диаметры резьбы болта:



d_max =d + es(d)=5 0 = 5мм,

d_min = d + ei(d) = 50,095= 4,905мм,

d_{2 max} = d₂ + es(d₂) = 4,480 0 = 4,480мм,

d_{2 min} = d₂ + ei(d₂) = 4,480 0,090=4,390мм,

d_{1 max} = d₁ + es (d₁) = 4,134 0= 4,134 мм,

d_{1 min} не нормируется

Предельные диаметры резьбы гайки:

D_max не нормируется,

D_min = D + EI (D) = 5 +0,024 = 5,024мм,

D_{1 max} = D₁ + ES(D₁) = 4,134 + 0,224=4,358мм,

D_{1 min} = D₁ + EI(D₁) = 4,134 + 0,024 = 4,158 мм,

D_{2 max} = D₂ + ES(D₂) = 4,480 + 0,095 = 4,575мм,

D_{2 min} = D₂ + EI(D₂) = 4,480 + 0,149 = 4,629мм.

Рассчитанные параметры резьбового соединения приведем в графической части.



Рис.

Допуски зубчатых колес

Задача 7

Исходные данные: степень точности по ГОСТ 1643-81 7-8-8-C; модуль m = 5 мм; число зубьев z=28; число зубьев сопрягаемого колеса z₁ = 2 • z = 56; ширина зубчатого венца b = 10 • m = 10 • 5 = 50 мм; делительный диаметр d = m • z = 5 • 21 = 140 мм; исходный контур стандартный по ГОСТ 13755-81; коэффициент смещения х = 0.

Решение.

Зубчатое колесо имеет седьмую степень по нормам кинематической точностиинормам плавности, седьмая степень по нормам пятна контакта, вид сопряжения C.

Исходя из степени точности зубчатого колеса, его размеров и средств измерения по таблице Е.1 [1, С.91] выбираем для контроля венца пятый комплекс. Показатели комплекса:

- для контроля кинематической погрешности допуск радиального биения зубчатого венца Fr;

- для контроля плавности работы предельные отклонения шага зацепления (основного шага) f_pt;

- для контроля контакта зубьев допуск на направление зуба F;

- для контроля вида сопряжения (бокового зазора) наименьшее отклонение средней длины общей нормали E_Wms и допуск на среднюю длину общей нормали T_wm.

Измерение показателей F_r, f_pt, F производится на рабочей оси вращения колеса, а при измеренииE_Wms в качестве измерительной базы используется боковая поверхность зуба.

Таким образом, диаметр вершин зубьев для базирования средств измерения не используется и, следовательно, не требуется пересчет производственных допусков.

По таблицам приложения Е[1, С.91-104] определяем числовые значения отклонений и допусков показателей точности.

По таблице Е.3 находим числовое значение допуска на радиальное биение зубчатого венца F_r= 56мкм.

По таблице Е.5 находим отклонение шага f_pb=19 мкми отклонения шага f_pt=19 мкм.

По таблице Е.6 находим числовое значение допуска на погрешность направления зуба F=16 мкм.

Длина общей нормали

W = W₁m = 10,72460,5 =53,62353,6



где W₁ = 10,2460 при [3, С.360].

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали E_wmsнаходим как сумму двух слагаемых. Слагаемое I равно 70 мкм для вида сопряжения B и девятой степени точности по нормам плавности (табл. Е.9).

Слагаемое II равно 35 мкм. (табл. Е.10)

Тогда E_wms= -(70+35)= - 105 мкм.

Допуск на среднюю длину общей нормали T_wm=140 мкм (табл.Е.11).

Наибольшее отклонение средней длины общей нормали

E_wmi= - (E_wms+ T_wm) = - (105+140)= -245мкм.

Размер общей нормали на чертеже зубчатого колеса

Определяем отклонения и допуски, необходимые для выполнения чертежа зубчатого колеса.

Диаметр вершин зубьев d_a=m(z+2)= 5(28+2)=150 мм.

Радиальное биение этого диаметра F_da= 0,1m = 0,1 5 = 0,5 мм [3, С.354].

Поле допуска этого размера h8.

Биение базового торца зубчатого колеса F_t=32 мкм = 0,032 мм[3, C.355].

Допуск на ширину зубчатого венца (выбираем из ряда h11, h12, h13, h14) [2, табл. 2.86] - окончательно h11.

Шероховатость рабочей поверхности зубьев R_a?1.25 мкм. [3,С.330, табл.5.12]

Выполняем графическую часть. При этом учитываем следующее: показатели комплекса F_r, F_c, F, f_pb, f_pt, E_wm, T_wm на рабочем чертеже зубчатого колеса не указываются, т.к. эти показатели используют для наладки станков и разработки карт технологического процесса механической обработки колеса.

Выполняем графическую часть.

Рис.



Расчет размерной цепи

Задача 8

На рис. 8.2 показана схема размерной цепи узла крепления вала эксцентрикового насоса (рис 8.1). Зазор между торцом крышки и торцом кольца подшипника S=A = 0,5±0,19 мм. Заданы номинальные размеры составляющих звеньев: А1=А3=2 мм, А2=95,5 мм, А6=140 мм. Ширина кольца подшипника В=20-0,15 мм (стандартный размер).

Определить допуски и отклонения составляющих звеньев.

Рисунок 8.1 - Узел крепления вала эксцентрикового насоса

Рисунок 8.2- Схема размерной цепи

Применяя правило обхода по контуру определяем, что звено А₆является увеличивающим , а звенья А₁,А₂, А₃, B- уменьшающими.



По основному уравнению размерной цепи проверяем правильность назначения номинальных размеров звеньев

0,5 = 140 - (2 + 20 + 95.5+20+2) = 0,5.

Равенство выполняется, следовательно, размеры назначены верно.

Определяем расчетное значение допуска замыкающего звена

Определяем среднее число единиц допуска составляющих звеньев

где i = 0,45 единица допуска для звена, определяется потаблице Ж.1 [1,С.105].

Для А₁=А₃=2 мм i=0,55, для А₂=98,5 мм i=2,17, для А₆=140 мм i=2,52.

По таблице Ж.2 [1,С.105] находим, что такое число единиц допуска соответствует примерно восьмому квалитету в ЕСДП. Примем, что в данных условиях такая точность целесообразна и назначаем допуски на размеры по IT7.

По таблице Ж.3 [1,С.106] находим допуски звеньев размерной цепи:

ТА₁=ТА₃=10 мкм = 0,010 мм, ТА₂=35 мкм = 0,035 мм, ТА₆= 40 мкм = 0,040 мм,

Назначаем отклонения размеров звеньев. Так как составляющие звенья А₁=А₃ и А₂ являются уменьшающими, то допуск Т распределяем в минус (нижнее отклонение EJ = -T, верхнее отклонение ES=0).

A₁=A₃=2_-0,010мм ,А₂=95,5_-0,035мм, А₆=140^+0,040мм, В=20_-0,15 мм.

Решаем ту же размерную цепь вероятностным методом.

Принимаем, что рассеяние размеров звеньев близко к нормальному закону, следовательно, коэффициент относительного рассеяния . Примем также коэффициент относительной симметрии звеньев Для заданного процента риска P = 0,05%по таблице Ж.4 [1,с.105] находим коэффициент t = 3,48.

Определяем расчетное значение допуска замыкающего звена

Для А₁=А₃=2 мм i=0,55, для А₂=98,5 мм i=2,17, для А₆=140 мм i=2,52 по таблице Ж.1 [1,с.105].

Определяем среднее значение допуска:

По таблице Ж.2 [1,с.105] принимаем для цепи допуски на размеры по IT8.

По таблице Ж.3 [1,с.106] назначаем допуски на звенья:

TА₁=TА₃=14 мкм = 0,014мм, ТА₂=54мкм = 0,054мм, ТА₆= 63 мкм = 0,063 мм, ТВ = 150 мкм = 0,15мм (задано).

Проверяем правильность назначения допусков по уравнению:

где - вероятностный допуск замыкающего звена,

? заданный допуск замыкающего звена.

Вероятный допуск:

Допуски назначены верно, так как

Оценим действительный процент риска Р_д по коэффициенту .

По таблице Ж.4 [1,с.105] находим, что действительный процент риска

Р_д =0,003%, меньше установленного, что приемлемо.

Сравнивая результаты расчёта размерной цепи методом полной взаимозаменяемости и вероятностным, убеждаемся в преимуществе вероятностного метода.

Допуски, рассчитанные по вероятностному методу, получились в несколько раз шире. Следовательно, требуемая точность замыкающего звена достигается с меньшими затратами на изготовление деталей.



Заключение

В ходе выполнения курсовой работы были определены условия и требования для изготовления, сборки и эксплуатации заданного сборочного узла в соответствии со стандартами на изготовление, сборку и эксплуатацию.

Для всех соединений были выбраны, рассчитаны и обоснованы посадки с учетом требований к конструкции и режиму работы.

Составлена размерная цепь на линейные размеры деталей, входящих в состав заданной сборочной единицы. Для размеров, которые входят в состав размерной цепи определены: квалитет точности и допуск на изготовление отдельных деталей и сборку единицы. Расчет выполнен методом максимума-минимума и вероятностным методом.

Для контроля действительных размеров деталей были выбраны и обоснованы универсальные измерительные средства. С помощью их рабочий на стадии изготовления, сборки и технического обслуживания узла может установить отклонение действительного размера от номинального и выявить причину дефекта, что ведет к предотвращению выхода из строя механизма за время эксплуатации.

Для сложных профильных размеров целесообразно применять калибры, которые позволяют с большой точностью и меньшими затратами времени на измерительные операции определить пребывания действительного размера в пределах допускаемых отклонений от номинального размера. Узел имеет зубчатые передачи, для контроля точности изготовления зубчатых колес, точности зацепления, плавности хода применяются универсальные измерительные комплексы.



Перечень ссылок

1. Егоров А.А., Стародубов С.Ю.Пособие к решению задач курса взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. - Алчевск, ДГМИ, 2003. - 111 с., ил.

2. Допуски и посадки. Справочник. Часть 1/ В.Д. Мягков, М.А.Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. - Л.: Машиностроение, 1982. - 544с., ил.;

3. Допуски и посадки. Справочник. Часть 2/ В.Д. Мягков, М.А.Палей, А.Б. Романов, В.Д. Брагинский. - Л.: Машиностроение, 1982. - 448 с., ил.;

Размещено на Allbest.ru