Посадки для гладких цилиндрических соединений

21

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

посадка деталь соединение зазор

Введение

1. Расчет и выбор посадки с зазором в подшипниках скольжения

2. Расчет и выбор посадки с натягом

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

4. Расчет и выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений

5. Выбор посадок шпоночных соединений

6. Расчет размерной цепи

6.1 Метод максимума-минимума

6.2 Вероятностный метод

7. Расчет геометрических параметров и построение схемы расположения допусков резьбовых соединений

Заключение

Список использованных источников

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 настоящей курсовой работе по метрологии, стандартизации и сертификации приводятся примеры назначения посадок для гладких цилиндрических соединений на основе расчета, а также выбора посадок для специальных соединени. Рассмотрен пример размерного анализа различными методами.

Данная курсовая работа выполнена с целью закрепления теоретических положений курса, излагаемых в лекциях и обучение самостоятельной работе со справочной литературой.

1. Расчет и выбор посадки с зазором в подшипниках скольжения

Требуется подобрать посадку подшипника скольжения в соответствии с исходными данными (таблица 1.1)

Таблица 1.1

Исходные данные для расчета посадки с зазором

Диаметр цапфы d, мм	Длина цапфы , мм	Частота вращения вала n, мин-1	Радиальная нагрузка R, кН	Шероховатость, мкм	Материал	Масло	Рабочая температура подшипника t °С
55	60	2000	4,0			Т-46	35…50

Порядок расчета

1.1 Определяем величину среднего удельного давления Р, Па по формуле

Р = R / (? · d), (1.1)

Где R - радиальная нагрузка R = 4000 Н;

? - длина сопряжения ? = 0,06 м;

d - номинальный диаметр сопряжения d = 0,055 м.

Подставив значения в формулу (1.1), получим

Р = 4000 / (0,06 · 0,055) = 1,21·10⁶ Па

1.2 Устанавливаем допускаемую минимальную толщину масляного слоя, обеспечивающую жидкостное трение между цапфой вала и вкладышем подшипника h_min, м по формуле

h_min = h_ж.т = k · (R_zd + R_zD + г_g), (1.2)

где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя k = 2 [1, с. 13];

R_zd - шероховатость поверхности цапфы R_zd = 4,0·10^-6 м;

R_zD - шероховатость поверхности вкладыша R_zD = 6,3·10^-6 м;

г_g - добавка на неразрывность масляного слоя г_g = 2·10^-6 м [1, с. 13].

Подставив значения в формулу (1.2), получим

h_min = 2 · (4,0·10^-6 + 6,3·10^-6 + 2·10^-6) = 2,46·10^-5 м

1.3 Определяем угловую скорость цапфы щ, с^-1 по формуле

щ = р·n / 30, (1.3)

где n - частота вращения цапфы, n = 2000 мин^-1.

Подставив значения в формулу (1.3), получим

щ = 3,14·2000 / 30 = 209,44 с^-1

1.4 Определяем оптимальный диаметральный зазор S_опт, м по формуле

(1.4)

где м - динамическая вязкость масла Т-46 при температуре 50єС м = 0,0427 Па·с [1, с. 14, рисунок 3.3];

m₂- коэффициент при отношении m₂ = 0,817 [1, с. 15, таблица 3.1].

Подставив значения в формулу (1.4), получим

1.5 Определяем наименьший диаметральный зазор S_min, м по формуле

(1.5)

где m₁- коэффициент при отношении m₁=0,817 [1, с. 15, таблица 3.1]

м₁ - динамическая вязкость масла Т-46 при температуре 50єС м₁ = 0,0427 Па·с [1, с. 14, рисунок 3.3];

Подставив значения в формулу (1.5), получим

1.6 Определяем наибольший диаметральный зазор S_max, м по формуле

(1.6)

где м₂ - динамическая вязкость масла Т-46 при температуре 35єС м₂= 0,0589 Па·с [1, с. 14, рисунок 3.3]

Подставив значения в формулу (1.6), получим

1.7 Определяем наибольшую разность между рабочей температурой подшипника и температурой при сборке для вкладыша и цапфы Дt_D, °С по формуле

Дt_D = Дt_d = t_d - t_сб = t_D - t_сб, (1.7)

где t_d, t_D - наибольшая рабочая температура подшипника цапфы и вкладыша t_d = = t_D = 50°С;

t_сб - температура рабочего пространства при сборке t_сб = 20 °С [1, с. 25].

Подставив значения в формулу (1.7), получим

Дt_D = Дt_d = 50 - 20 = 30 °С

1.8 Определяем поправку, учитывающую изменение зазора в результате температурных деформаций вкладыша и цапфы подшипника Д_t, м по формуле

Д_t = d · [б_D · Дt_D - б_d · Дt_d], (1.8)

где б_D - коэффициент линейного расширения материала вкладыша [1, с. 17, таблица 3.2];

б_d - коэффициент линейного расширения материала цапфы [1, с. 17, таблица 3.2];

Подставив значения в формулу (1.8), получим

Д_t = 0,055 · [1,7·10^-5 · 30 - 1,2·10^-5 · 30] = 8,25·10^-6 м

1.9 Определяем наименьший функциональный диаметральный зазор с учетом условий эксплуатации S_minF, м по формуле

S_minF = S_min - Д_t (1.9)

Подставив значения в формулу (1.9), получим

S_minF = 5,84·10^-5 - 8,25·10^-6 = 5·10^-5 м = 50 мкм

1.10 Определяем поправку, учитывающую увеличение зазора при износе поверхностей вкладыша и цапфы Д_изн, м по формуле

Д_изн = 2 · (R_zd + R_zD) (1.10)

Подставив значения в формулу (1.10), получим

Д_изн = 2 · (4,0·10^-6 + 6,3·10^-6) = 2,06·10^-5 м

1.11 Определяем наибольший функциональный диаметральный зазор с учетом условий эксплуатации S_maxF, мм по формуле

S_maxF = S_max - Д_t - Д_изн (1.11)

Подставив значения в формулу (1.11), получим

S_maxF = 4,56·10^-4 - 8,25·10^-6 - 2,06·10^-5 = 4,27·10^-4 м = 427 мкм

1.12 По ГОСТ 25347-89 выбираем стандартную посадку, имеющую обозначение Ш55 .

1.13 Определяем минимальный зазор посадки Ш55 S_minТ, мм по формуле

S_minТ = EI - es, (1.12)

где EI - нижнее предельное отклонение отверстия Ш55Н10 EI = 0 мкм [2, с.79, таблица 1.27].

es - верхнее предельное отклонение вала Ш55d10 es = -100 мкм [2, с.84, таблица 1.28].

Подставив значения в формулу (1.12), получим

S_minТ = 0 - (-100) = 100 мкм = 1•10^-4 м

1.14 Определяем максимальный зазор посадки Ш55 S_maxТ, м по формуле

S_maxТ = ES - ei, (1.13)

где ES - верхнее предельное отклонение отверстия Ш55Н10 ES = 120 мкм [2, с. 79, таблица 1.27];

ei - нижнее предельное отклонение вала Ш55d10 ei = -220 мкм [2, с.84, таблица 1.28].

Подставив значения в формулу (1.13), получим

S_maxТ = 120 - (-220) = 340 мкм = 3,4•10^-4 м,

1.15 Определяем запас на износ подшипника Т_изн, мкм по формуле

Т_изн = S_maxF - S_maxТ (1.14)

Подставив значения в формулу (1.14), получим

Т_изн = 427 - 340 = 87 мкм

1.16 Определяем запас на износ цапфы Т_изнd, мкм и вкладыша Т_изнD, мкм по формуле

Т_изнd = Т_изнD = 0,5 · Т_изн (1.15)

Подставив значения в формулу (1.15), получим

Т_изнd = Т_изнD = 0,5 · Т_изн = 0,5 · 87 = 43,5 мкм

1.17 Определяем относительный зазор для наименьшего зазора посадки Ш55 ш₁ по формуле

ш₁ = S_minТ / d (1.16)

Подставив значения в формулу (1.16), получим

ш₁ = 1·10^-4 / 0,055 = 0,0018

1.18 Определяем коэффициент нагруженности подшипника для наименьшего зазора С_R1 по формуле

(1.17)

Подставив значения в формулу (1.17), получим



1.19 Определяем относительный зазор для наибольшего зазора посадки Ш55 ш₂ по формуле

ш₂ = S_maxТ / d (1.18)

Подставив значения в формулу (1.18), получим

ш₂ = 3,4·10^-4 / 0,055 = 0,0062

1.20 Определяем коэффициент нагруженности подшипника для наибольшего зазора C_R2 по формуле

(1.19)

Подставив значения в формулу (1.19), получим

1.21 Определяем минимальный относительный эксцентриситет ч₁ = ч_min= = 0,31 [1, с. 18, таблица 3.3] при отношении по коэффициенту C_R1 = =0,45 (с использованием интерполяции табличных данных). Так как ч_min > 0,3, то подшипник имеет достаточную виброустойчивость [1, с. 17].

1.22 Определяем максимальный относительный эксцентриситет ч₂=ч_max = =0,81 [1, с. 18, таблица 3.3] при отношении по коэффициенту C_R2 = =3,75 (с использованием интерполяции табличных данных).

1.23 Определяем толщину масляного слоя при наименьшем зазоре, которая должна быть не меньше толщины h_ж.т = 2,46·10^-5 м, обеспечивающей жидкостное трение h_min1, м по формуле

(1.20)

Подставив значения в формулу (1.20), получим

1.24 Определяем толщину масляного слоя при наибольшем зазоре h_min2, м по формуле

(1.21)

Подставив значения в формулу (1.21), получим

Так как толщина масляного слоя при любых возможных зазорах посадки Ш85 превышает минимальную толщину масляного слоя, обеспечивающую жидкостное трение между цапфой вала и вкладышем подшипника, то делаем вывод о пригодности выбранной посадки.

1.25 Строим схему расположения полей допусков (рисунок 1.1).



Рисунок 1.1 Схема расположения полей допусков посадки Ш55

2. Расчет и выбор посадки с натягом

Требуется подобрать посадку с натягом для стальных вала и втулки в соответствии с исходными данными (таблица 2.1)

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета посадки с натягом

Диаметр посадки d(D),мм	Диаметр отверстия вала D1,мм	Наружный диаметр втулки d2,мм	Длина втулки ,мм	Крутящий момент Mкр,кН·м	Шерохова-тость, мкм	Вид сборки	Рабочая темпера-тура td=tD,°С
190	150	320	75	8		Нагрев втулки	80

Порядок расчета

2.1 Определяем величину необходимого минимального давления на контактных поверхностях при действии осевой силы и крутящего момента P_min, Па по формуле

(2.1)

где Р_ос - осевая сила, стремящийся сдвинуть одну деталь относительно другой Р_ос = 0 Н;

M_кр - крутящий момент, стремящийся повернуть одну деталь относительно другой M_кр = 8000 Н·м;

d - номинальный диаметр соединения d = 0,19 м;

? - длина соединения ? =0,075 м;

f - коэффициент трения при установившемся процессе проворачивания

f = 0,35 [1, с. 22, таблица 4.1].

Подставив значения в формулу (2.1), получим

2.2 Определяем коэффициент Ляме для вала C_d по формуле

(2.2)

где D₁ - внутренний диаметр вала D₁ = 0,15 м;

м_d - коэффициент Пуассона материала вала м_d = 0,25 [1, с. 17, таблица 3.2];

Подставив значения в формулу (2.2), получим

2.3 Определяем коэффициент Ляме для втулки C_D по формуле

(2.3)

где D - номинальный диаметр соединения D = 0,19 м;

d₂ - наружный диаметр втулки d₂ = 0,32 м;

м_D - коэффициент Пуассона материала втулки м_D = 0,25 [1, с. 17, таблица 3.2].

Подставив значения в формулу (2.3), получим

2.4 Определяем величину наименьшего расчетного натяга N_minP, м по формуле

(2.4)

где E_d - модуль упругости материала вала E_d = 2·10¹¹ Па [1, с. 17, таблица 3.2];

E_D - модуль упругости материала втулки E_D = 2·10¹¹ Па [1, с. 17, таблица 3.2].

Подставив значения в формулу (2.4), получим

2.5 Определяем величину максимально допустимого давления на контактной поверхности вала P_d, Па по формуле

(2.5)

где у_Td - предел текучести материала вала у_Td = 32·10⁷ Па [1, с. 23].

Подставив значения в формулу (2.5), получим

2.6 Определяем величину максимально допустимого давления на контактной поверхности втулки P_D, Па по формуле

(2.6)

где у_TD - предел текучести материала втулки у_TD = 32·10⁷ Па [1, с. 23].

Подставив значения в формулу (2.6), получим

2.7 Определяем расчетную величину максимально допустимого давления на контактных поверхностях P_max, Па по формуле

P_max = min {P_d ; P_D} (2.7)

Подставив значения в формулу (2.7), получим

P_max = min {6,99·10⁷ ; 1,2·10⁸} = 6,99·10⁷ Па

2.8 Определяем поправку, учитывающую смятие неровностей контактных поверхностей деталей при сборке г_ш, м по формуле

г_ш = 5 · (Ra_d + Ra_D) (2.8)

где Ra_d - шероховатость контактной поверхности вала Ra_d = 5·10^-6 м;

Ra_D - шероховатость контактной поверхности втулки Ra_D = 8·10^-6 м.

Подставив значения в формулу (2.8), получим

г_ш = 5 · (5·10^-6 + 8·10^-6) = 6,5·10^-5 м

2.9 Определяем разность между рабочей температурой и температурой рабочего пространства при сборке для втулки и вала Дt_D, °С и Дt_d, °С по формуле

Дt_D = Дt_d = t_d - t_сб = t_D - t_сб, (2.9)

где t_d = t_D - рабочая температура деталей сопряжения (вала и втулки) t_d = t_D = = 80 °С;

t_сб - температура рабочего пространства при сборке t_сб = 20 °С [1, с. 25].

Подставив значения в формулу (2.9), получим

Дt_D = Дt_d = 80 - 20 = 60 °С

2.10 Определяем поправку, учитывающую изменение натяга при различии рабочей температуры деталей и температуры помещения при сборке г_t, м по формуле

г_t = d · [б_D · Дt_D - б_d · Дt_d], (2.10)

где б_D - коэффициент линейного расширения материала втулки б_D=1,2·10^-5 °С^-1 [1, с. 17, таблица 3.2];

б_d - коэффициент линейного расширения материала вала б_d = 1,2·10^-5 °С^-1 [1, с. 17, таблица 3.2];

Подставив значения в формулу (2.10), получим

г_t = 0,19 · [1,2·10^-5 · 60 - 1,2·10^-5 · 60] = 0 м

2.11 Определяем величину наибольшего расчетного натяга N_maxP, м по формуле

(2.11)

Подставив значения в формулу (2.11), получим

2.12 Определяем минимальный функциональный натяг N_minF, м по формуле

N_minF = N_minР + г_ш + г_t (2.12)

Подставив значения в формулу (2.12), получим

N_minF = 3,27·10^-5 + 6,5·10^-5 + 0 = 9,77·10^-5 м = 98 мкм

2.13 Определяем максимальный функциональный натяг N_maxF, м по формуле

N_maxF = N_maxР · г_уд + г_ш - г_t, (2.13)

где г_уд - коэффициент, учитывающий увеличение давления у торцов втулки г_уд = 0,71 [1, с. 24, рисунок 4.2].

Подставив значения в формулу (2.13), получим

N_maxF = 4,25·10^-4 · 0,71 + 6,5·10^-5 - 0 = 3,67·10^-4 м = 367 мкм

2.14 По ГОСТ 25347-89 выбираем стандартную посадку, имеющую обозначение Ш190 H8/u8.

2.15 Определяем предельные натяги посадки - минимальный и максимальный N_minТ и N_maxТ, мкм по формулам

N_minТ = ei - ES, (2.14)

N_maxТ = es - EI, (2.15)

где ei - нижнее предельное отклонение вала Ш190u8 ei = 236 мкм [2, с. 100, таблица 1.30];

ES - верхнее предельное отклонение отверстия Ш190H8 ES = 72 мкм [2, с. 79, таблица 1.27];

es - верхнее предельное отклонение вала Ш190u8 es = 308 мкм [2, с. 100, таблица 1.30];

EI - нижнее предельное отклонение отверстия Ш190H8 EI = 0 мкм [2, с. 79, таблица 1.27].

Подставив значения в формулы (2.14) и (2.15), получим

N_minТ = 236 - 72 = 164 мкм

N_maxТ = 308 - 0 = 308 мкм

2.16 Определяем эксплуатационный натяг N_Э, мкм по формуле

N_Э = N_minТ - N_minF (2.16)

Подставив значения в формулу (2.16), получим

N_Э = 164 - 98 = 66 мкм

2.17 Проверяем надежность соединения по формуле

N_Э ? 0,2•(N_maxF - N_minF) (2.17)

Подставив значения в формулу (2.17), получим

66 мкм > 0,2•(367 - 98) = 53,8 мкм

Условие надежности соединения выполнено - запас прочности на эксплуатацию составляет 24,5% допуска натяга.

2.18 Определяем запас прочности на сборку N_СБ, мкм по формуле

N_СБ = N_maxF - N_maxТ (2.18)

Подставив значения в формулу (2.18), получим

N_СБ = 367 - 308 = 59 мкм

2.19 Определяем необходимую температуру нагрева втулки t_Н, °С по формуле

(2.19)

где S_СБ - наименьший необходимый зазор при сборке, равный минимальному зазору посадки Ш190 S_СБ = 15 мкм = 1,5·10^-5 м [2, с. 146, таблица 1.47].

Подставив значения в формулу (2.19), получим



2.22 Строим схему расположения полей допусков (рисунок 2.1)

Рисунок 2.1 Схема расположения полей допусков посадки Ш190

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Требуется подобрать посадки внутреннего и наружного колец подшипника качения в соответствии с исходными данными (таблица 3.1).

Таблица 3.1

Исходные данные для расчета посадки подшипника качения

Подшипник	Радиальная нагрузка R, Н	Остальные данные
208	970	Вращается корпус. Вал сплошной. Корпус тонкостенный наружным диаметром DК= =110 мм. Нагрузка умеренная, спокойная. Осевой нагрузки нет

Порядок расчета

3.1 Устанавливаем характер нагружения колец подшипника: внутреннее кольцо нагружено местно, наружное - циркуляционно.

По ГОСТ 8338-85 определяем основные размеры подшипника: наружный диаметр D = 80 мм; внутренний диаметр d = 40 мм.

3.2 Рассчитываем рабочую ширину посадочного места b, м по формуле

b = B - 2 · r, (3.1)

где B - номинальная ширина подшипника B = 18 мм;

r - радиус закругления r = 2 мм.

Подставив значения в формулу (3.1), получим

b = 18 - 2 · 2 = 14 мм = 0,014 м

3.3 Рассчитываем интенсивность нагрузки на циркуляционно-нагруженное кольцо P_R, Н/м по формуле

 (3.2)

где R - радиальная нагрузка на опору R = 970 Н;

k_П - динамический коэффициент посадки k_П = 1 [1, с. 31];

F - коэффициент от степени ослабления посадочного натяга при отношении D/D_К = 0,73 F = 1,4 [1, с. 32, таблица 5.7]

F_A - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения радиальной нагрузки F_A = 1 [1, с. 32].

Подставив значения в формулу (3.2), получим

3.4 По ГОСТ 3325-85 подбираем посадку для наружного кольца подшипника Ш80 [1, с. 28, таблица 5.2] при нулевом классе точности подшипника и интенсивности нагрузки до 800 кН/м.

3.5 Подбираем посадку для внутреннего кольца подшипника Ш40 [1, с.28, таблица 5.3].

3.6 По ГОСТ 25347-89 определяем предельные отклонения диаметров: отверстия в корпусе Ш80 K7 ; вала Ш40 h6.

3.7 По ГОСТ 520-2002 определяем предельные отклонения диаметров: наружного кольца подшипника Ш800_-0,013; внутреннего кольца подшипника Ш40L0-_0,012.

3.8 Строим схему расположения полей допусков корпуса и наружного кольца подшипника (рисунок 3.1 и рисунок 3.2).



Рисунок 3.1 Схема полей допусков корпуса и наружного кольца подшипника

Рисунок 3.2 Схема полей допусков вала и внутреннего кольца подшипника

4. Расчет и выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений

Порядок расчета

4.1 Записываем условное обозначение отверстия Ш190 Н8^+0,072, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-пробку.

4.2 Определяем предельные размеры отверстия - наибольший и наименьший D_max и D_min, мм по формулам

D_max = D + ES, (4.1)

D_min = D + EI, (4.2)

где D - номинальный диаметр отверстия D = 190 мм;

ES - верхнее предельное отклонение ES = 0,072 мм [2, с. 79, таблица 1.27];

EI - нижнее предельное отклонение EI = 0 мм [2, с. 79, таблица 1.27].

Подставив значения в формулы (4.1) и (4.2), получим

D_max = 190 + 0,072 = 190,072 мм

D_min = 190 + 0 = 190 мм

4.3 Определяем наибольший размер проходной новой калибр-пробки, наименьший размер проходной новой калибр-пробки и наименьший размер изношенной проходной калибр-пробки ПР_max, ПР_min и ПР_изн, мм по формулам

ПР_max = D_min + Z + H/2, (4.3)

ПР_min = D_min + Z - H/2, (4.4)

ПР_изн = D_min - Y + б, (4.5)

где Z - координата середины поля допуска проходной калибр-пробки Z=0,012 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

Н - допуск на изготовление калибр-пробки Н = 0,010 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

Y - допустимый выход размера изношенной проходной калибр-пробки за границу поля допуска отверстия Y = 0,007 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

б - координата середины поля допуска непроходной калибр-пробки б = 0,004 мм [1, с. 35, таблица 6.1].

Подставив значения в формулы (4.3), (4.4) и (4.5), получим

ПР_max = 190 + 0,012 + 0,010/2 = 190,017 мм

ПР_min = 190 + 0,012 - 0,010/2 = 190,007 мм

ПР_изн = 190 - 0,007 + 0,004 = 189,997 мм

4.4 Определяем наибольший и наименьший размеры непроходной новой калибр-пробки НЕ_max и НЕ_min, мм по формулам

НЕ_max = D_max - б + H/2 (4.6)

НЕ_min = D_max - б - H/2 (4.7)

Подставив значения в формулы (4.6) и (4.7), получим

НЕ_max = 190,072 - 0,004 + 0,010/2 = 190,073 мм

НЕ_min = 190,072 - 0,004 - 0,010/2 = 190,063 мм

4.5 Строим схему расположения полей допусков детали и калибра-пробки в соответствии с размерами (рисунок 4.1).



Рисунок 4.1 Схема расположения полей допусков отверстия и калибра-пробки

4.6 По ГОСТ 14822-69 и ГОСТ 14823-69 подбираем конструкцию и размеры проходной и непроходной калибров-пробок, и вычерчиваем в масштабе их чертежи.

4.7 Записываем условное обозначение вала Ш190 u8, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр-скобу.

4.8 Определяем предельные размеры вала - наибольший и наименьший d_max и d_min, мм по формулам

d_max = d + es, (4.8)

d_min = d + ei, (4.9)

где d - номинальный диаметр вала d = 190 мм;

es - верхнее предельное отклонение es = +0,308 мм [2, с. 99, таблица 1.30];

ei - нижнее предельное отклонение ei = +0,236 мм [2, с. 99, таблица 1.30].

Подставив значения в формулы (4.8) и (4.9), получим

d_max = 190 + 0,308 = 190,308 мм

d_min = 190 + 0,236 = 190,236 мм

4.9 Определяем наибольший размер проходной новой калибр-скобы, наименьший размер проходной новой калибр-скобы и наименьший размер изношенной проходной калибр-скобы ПР_max, ПР_min и ПР_изн, мм по формулам

ПР_max = d_max - Z₁ + H₁/2, (4.10)

ПР_min = d_max - Z₁ - H₁/2, (4.11)

ПР_изн = d_max + Y₁ - б₁, (4.12)

где Z₁ - координата середины поля допуска проходной калибр-скобы Z₁=0,012 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

Н₁ - допуск на изготовление калибр-скобы Н₁ = 0,014 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

Y₁ - допустимый выход размера изношенной проходной калибр-скобы за границу поля допуска вала Y₁ = 0,007 мм [1, с. 35, таблица 6.1];

б₁ - координата середины поля допуска непроходной калибр-скобы б₁ = 0,004 мм [1, с. 35, таблица 6.1].

Подставив значения в формулы (4.10), (4.11) и (4.12), получим

ПР_max = 190,308 - 0,012 + 0,014/2 = 190,303 мм

ПР_min = 190,308 - 0,012 - 0,014/2 = 190,289 мм

ПР_изн = 190,308 + 0,007 - 0,004 = 190,311 мм

4.10 Определяем наибольший и наименьший размеры непроходной новой калибр-скобы НЕ_max и НЕ_min, мм по формулам

НЕ_max = d_min + б₁ + H₁/2 (4.13)

НЕ_min = d_min + б₁ - H₁/2 (4.14)

Подставив значения в формулы (4.13) и (4.14), получим

НЕ_max = 190,236 + 0,004 + 0,014/2 = 190,247 мм,

НЕ_min = 190,236 + 0,004 - 0,014/2 = 190,233 мм

4.11 Определяем наибольшие размеры контрольного калибра для проходной и непроходной калибр-скоб К-ПР_max и К-НЕ_max, мм по формулам

К-ПР_max = d_max - Z₁ + H_p / 2, (4.15)

К-НЕ_max = d_min + б₁ + H_p / 2, (4.16)

где H_p - допуск на изготовление контрольного калибра H_p = 0,007 мм [1, с. 35, таблица 6.1].

Подставив значения в формулы (4.15) и (4.16), получим

К-ПР_max = 190,308 - 0,012 + 0,007/2 = 190,2995 мм

К-НЕ_max = 190,236 + 0,004 + 0,007/2 = 190,2435 мм

4.12 Определяем наибольший размер контрольного калибра для износа проходной калибр-скобы К-И_max, мм по формуле

К-И_max = d_max + Y₁ + H_p / 2 - б₁ (4.17)

Подставив значения в формулу (4.17), получим

К-И_max = 190,308 + 0,007 + 0,007 / 2 - 0,004 = 190,3145 мм

4.13 Строим схему расположения полей допусков детали и калибра-скобы в соответствии с размерами (рисунок 4.2).

Рисунок 4.2 Схема расположения полей допусков вала, калибра-скобы и контрольных калибров

4.14 По ГОСТ 18360-93 подбираем конструкцию и размеры калибра-скобы, и вычерчиваем в масштабе ее чертеж.

5. Выбор посадок шпоночных соединений

Требуется подобрать посадки в шпоночном соединении в соответствии с исходными данными (таблица 5.1).

Таблица 5.1

Исходные данные для выбора посадок шпоночного соединения

	Ориентировочное назначение посадки	Конструкция шпонки
24	Для единичного и серийного производства	Призматическая

Порядок расчета

5.1 Определяем по ГОСТ 23360-78 основные размеры призматической шпонки, шпоночных пазов вала и втулки [3, с. 236, таблица 4.64]: ширина шпонки, паза вала и втулки b = 8 мм; высота шпонки h = 7 мм; длина шпонки = 25 мм; глубина паза на валу t₁ = 4 мм; глубина паза во втулке t₂ = 3,3 мм.

5.2 Определяем поля допусков сопрягаемых размеров для соединения в условиях серийного и массового производства [1, с. 41, таблица 7.2]: ширина шпонки ; ширина паза на валу ; ширина паза во втулке .

5.3 Определяем поля допусков несопрягаемых размеров [1, с. 42, таблица 7.3]: высоты шпонки ; длины шпонки ; глубины паза на валу и во втулке ; длина паза на валу .

5.4 Записываем обозначение посадки шпонка - паз на валу .

5.5 Записываем обозначение посадки шпонка - паз на втулке .

5.6 Определяем предельные размеры ширины шпонки d_max и d_min, мм по формулам

d_max = b + es, (5.1)

d_min = b + ei, (5.2)

где es - верхнее предельное отклонение ширины шпонки es = 0 мм [2, с. 113, таблица 1.35];

ei - нижнее предельное отклонение ширины шпонки ei = -0,036 мм [2, с. 113, таблица 1.35].

Подставив значения в формулы (5.1) и (5.2), получим

d_max = 8 + 0 = 8 мм

d_min = 8 + (-0,036) = 7,964 мм

5.7 Определяем предельные размеры ширины паза на валу D_max и D_min, мм по формулам

D_max = b + ES, (5.3)

D_min = b + EI, (5.4)

где ES - верхнее предельное отклонение ширины паза на валу ES = -0,015 мм [2, с. 127, таблица 1.37];

EI - нижнее предельное отклонение ширины паза на валу EI = -0,051 мм [2, с. 127, таблица 1.37].

Подставив значения в формулы (5.3) и (5.4), получим

D_max = 8 + (-0,015) = 7,985 мм

D_min = 8 + (-0,051) = 7,949 мм

5.8 Определяем предельные размеры ширины паза во втулке D_max и D_min, мм по формулам

D_max = b + ES, (5.5)

D_min = b + EI, (5.6)

где ES - верхнее предельное отклонение ширины паза во втулке ES=0,018 мм [2, с. 127, таблица 1.37];

EI - нижнее предельное отклонение ширины паза во втулке EI= -0,018 мм [2, с. 127, таблица 1.37].

Подставив значения в формулы (5.5) и (5.6), получим

D_max = 8 + 0,018 = 8,018 мм

D_min = 8 + (-0,018) = 7,982 мм

5.9 Строим схему расположения полей допусков по ширине шпонки и шпоночных пазов (рисунок 5.1).

Рисунок 5.1 Схема расположения полей допусков шпоночного соединения

5.10 Определяем наибольший зазор и наибольший натяг переходной посадки шпонка - паз на валу S_max и N_max, мм по формулам

S_max = D_max - d_min (5.7)

N_max = d_max - D_min (5.8)

Подставив значения в формулы (5.7) и (5.8), получим

S_max = 7,985 - 7,964 = 0,021 мм

N_max = 8 - 7,949 = 0,051 мм

5. Определяем наибольший зазор и наибольший натяг переходной посадки шпонка - паз во втулке S_max и N_max, мм по формулам

S_max = D_max - d_min (5.9)

N_max = d_max - D_min (5.10)

Подставив значения в формулы (5.9) и (5.10), получим

S_max = 8,018 - 7,964 = 0,054 мм

N_max = 8 - 7,982 = 0,018 мм

5.12 Вычерчиваем чертеж шпоночного соединения.

6. Расчет размерной цепи

Требуется определить допуск замыкающего звена линейной размерной цепи (обратная задача) методом максимума-минимума и вероятностным методом. Данные для расчета представлены на рисунке 6.1.

Рисунок 6.1 Чертеж узла и размерная цепь

В данной расчетной цепи звенья А₃ … А₈ и А₁₀ являются увеличивающими, а звенья А₁, А₂ и А₉ - уменьшающими

Определим номинальный размер замыкающего звена А_Д, мм по формуле

А_Д = [А₁ + А₂ + А₉] - [А₃ + А₄ + А₅ + А₆ + А₇ + А₈ + А₁₀] (6.1)

Подставив значения в формулу (6.1), получим

А_Д = [322 + 10 + 10] - [18 + 32 + 50 + 48 + 122 + 32 + 18 + 18] = 4 мм

6.1 Метод максимума-минимума

Порядок расчета

6.1.1 Вычисляем допуск замыкающего звена ТА_Д, мкм по формуле

ТА_Д = ТА₁ + ТА₂ + ТА₃ + ТА₄ + ТА₅ +

+ ТА₆ + ТА₇ + ТА₈ + ТА₉ + ТА₁₀, (6.2)

где ТА₁ … ТА₁₀ - допуски составляющих звеньев, мкм (см. рисунок 6.1).

Подставив значения в формулу (6.2), получим

ТА_Д = 230 + 580 + 700 + 200 + 160 + 100 + 160 + 200 + 580 + 700 = 3610 мкм

6.1.2 Вычисляем координаты середин полей допусков составляющих звеньев EСА₁…EСА₁₀, мкм по формулам

EСA₁ = ESA₁ - 0,5 • TA₁ (6.3)

EСA₂ = ESA₂ - 0,5 • TA₂ (6.4)

EСA₃ = ESA₃ - 0,5 • TA₃ (6.5)

EСA₄ = ESA₄ - 0,5 • TA₄ (6.6)

EСA₅ = ESA₅ - 0,5 • TA₅ (6.7)

EСA₆ = ESA₆ - 0,5 • TA₆ (6.8)

EСA₇ = ESA₇ - 0,5 • TA₇ (6.9)

EСA₈ = ESA₈ - 0,5 • TA₈ (6.10)

EСA₉ = ESA₉ - 0,5 • TA₉ (6.11)

EСA₁₀ = ESA₁₀ - 0,5 • TA₁₀ (6.12)

где ES₁ … ES₁₀ - допуски составляющих звеньев, мкм (см. рисунок 6.1).

Подставив значения в формулы (6.3) … (6.12), получим

EСA₁ = 0 - 0,5 • 230 = -115 мкм

EСA₂ = 0 - 0,5 • 580 = -290 мкм

EСA₃ = 350 - 0,5 • 700 = 0 мкм

EСA₄ = 0 - 0,5 • 200 = -100 мкм

EСA₅ = 0 - 0,5 • 160 = -80 мкм

EСA₆ = 0 - 0,5 • 100 = -50 мкм

EСA₇ = 0 - 0,5 • 160 = -80 мкм

EСA₈ = 0 - 0,5 • 200 = -100 мкм

EСA₉ = 0 - 0,5 • 580 = -290 мкм

EСA₁₀ = 350 - 0,5 • 700 = 0 мкм

6.1.3 Рассчитываем координату середины поля допуска замыкающего звена EСA_Д, мкм по формуле

EСА_Д = [EСА₁ + EСА₂ + EСА₉] -

- [EСА₃ + EСА₄ + EСА₅ + EСА₆ + EСА₇ + EСА₈ + EСА₁₀] (6.13)

Подставив значения в формулу (6.13), получим

EСА_Д = [(-115) + (-290) + (-290)] -

- [0 + (-100) + (-80) + (-50) + (-80) + (-100) + 0] = -285 мкм

6.1.4 Рассчитываем верхнее и нижнее предельные отклонения замыкающего звена ESA_Д и EIA_Д, мкм по формулам

ESA_Д = EСA_Д + ТА_Д / 2 (6.14)

EIA_Д = EСA_Д - ТА_Д / 2 (6.15)

Подставив значения в формулы (6.14) и (6.15), получим

ESA_Д = -285 + 3610 / 2 = 1520 мкм

EIA_Д = -285 - 3610 / 2 = -2090 мкм

6.1.5 Рассчитываем наибольший и наименьший предельные размеры замыкающего звена A_Дmax и A_Дmin, мкм по формулам

A_Дmax = A_Д + ESA_Д (6.16)

A_Дmin = A_Д + EIA_Д (6.17)

Подставив значения в формулы (6.16) и (6.17), получим

A_Дmax = A_Д + ESA_Д = 4 + 1,52 = 5,52 мкм

A_Дmin = A_Д + EIA_Д = 4 + (-2,09) = 1,91 мкм

6.1.6 Результаты расчетов составляющих звеньев сводим в таблицу 6.1.

Таблица 6.1

Результаты расчета замыкающего звена

Обозначение звена	Номинальный размер, мм	Допуск, мкм	Предельные отклонения, мкм	Предельные размеры, мм
			верхнее	нижнее	наибольший	наименьший
АД	4	3610	1520	-2090	5,52	1,91

6.2 Вероятностный метод

Данные для расчета представлены в таблице 6.2 и на рисунке 6.1.

Таблица 6.2

Исходные данные для расчета размерной цепи

Риск Р, %	Закон распределения
0,27	Нормальный

Порядок расчета

6.2.1 Вычисляем допуск замыкающего звена ТА_Д, мкм по формуле

(6.18)

где t_Д - коэффициент риска при проценте риска Р = 0,27% t_Д = 3 [1, с. 62, таблица 9.7];

ТА₁ … ТА₁₀ - допуски составляющих звеньев, мкм (см. рисунок 6.1)

л₁ = л₂ = … = л₁₀ = л_1…10 - коэффициенты относительного рассеяния всех составляющих звеньев для нормального закона распределения л_1…10 = 1/3 [1, с. 63];

Подставив значения в формулы (6.18), получим

6.2.2 Рассчитываем верхнее и нижнее предельные отклонения замыкающего звена ESA_Д и EIA_Д, мкм по формулам

ESA_Д = EСA_Д + ТА_Д / 2 (6.19)

EIA_Д = EСA_Д - ТА_Д / 2 (6.20)

где EСA_Д - координата середины поля допуска замыкающего звена EСA_Д = -285 мкм (см. пункт 6.1.3).

Подставив значения в формулы (6.19) и (6.20), получим

ESA_Д = -285 + 1359 / 2 = 394,5 мкм

EIA_Д = -285 - 1359 / 2 = -964,5 мкм

6.2.3 Рассчитываем наибольший и наименьший предельные размеры замыкающего звена A_Дmax и A_Дmin, мкм по формулам

A_Дmax = A_Д + ESA_Д (6.21)

A_Дmin = A_Д + EIA_Д (6.22)

Подставив значения в формулы (6.21) и (6.22), получим

A_Дmax = A_Д + ESA_Д = 4 + 0,3945 = 4,3945 мкм

A_Дmin = A_Д + EIA_Д = 4 + (-0,9645) = 3,0355 мкм

6.2.4 Результаты расчетов составляющих звеньев сводим в таблицу 6.3.

Таблица 6.3

Результаты расчета замыкающего звена

Обозначение звена	Номинальный размер, мм	Допуск, мкм	Предельные отклонения, мкм	Предельные размеры, мм
			верхнее	нижнее	наибольший	наименьший
АД	4	1359	394,5	-964,5	4,3945	3,0355

7. Расчет геометрических параметров и построение схемы расположения допусков резьбовых соединений

Порядок расчета

7.1 Записываем условное обозначение резьбового соединения

М22 - 6H/6g - 32

где М22 - резьба метрическая номинальным диаметром 22 мм;

6H - поле допуска на средний диаметр D₂ гайки;

6g - поле допуска на средний d₂ и наружный d диаметр болта;

32 - длина свинчивания в миллиметрах.

Из обозначения следует, что резьба правая с основным шагом P=2,5 мм.

7.2 Определяем номинальные значения размеров по ГОСТ 24705-2004 (рисунок 5.1):

- наружный диаметр наружной резьбы (болта) d = 22 мм;

- наружный диаметр внутренней резьбы (гайки) D = 22 мм;

- средний диаметр болта (гайки) d₂ (D₂)= 20,376 мм;

- внутренний диаметр болта d₁ = 19,294 мм;

- внутренний диаметр гайки D₁ = 19,294 мм.

7.3 Определяем наибольший и наименьший наружный диаметр резьбы болта d_max и d_min, мм по формулам

d_max = d + es, (7.1)

d_min = d + ei, (7.2)

где es - верхнее отклонение es = -0,042 мм [3, с. 156, таблица 4.29];

ei - нижнее отклонение ei = -0,377 мм [3, с. 156, таблица 4.29].

Подставив значения в формулы (7.1) и (7.2), получим

d_max = 22 + (-0,042) = 21,958 мм

d_min = 22 + (-0,377) = 21,623 мм

Рисунок 7.1 Номинальный профиль резьбы

7.4 Определяем наибольший и наименьший средний диаметр резьбы болта d_2max и d_2min, мм по формулам

d_2max = d₂ + es, (7.3)

d_2min = d₂ + ei, (7.4)

где es - верхнее отклонение es = -0,042 мм [3, с. 156, таблица 4.29];

ei - нижнее отклонение ei = -0,212 мм [3, с. 156, таблица 4.29].

Подставив значения в формулы (7.3) и (7.4), получим

d_2max = 20,376 + (-0,042) = 20,334 мм

d_2min = 20,376 + (-0,212) = 20,164 мм

7.5 Определяем наибольший внутренний диаметр резьбы болта d_1max, мм по формуле

d_1max = d₁ + es, (7.5)

где es - верхнее отклонение es = -0,042 мм [3, с. 156, таблица 4.29].

Подставив значения в формулу (7.5), получим

d_1max = 19,294 + (-0,042) = 19,252 мм

Наименьший внутренний диаметр резьбы болта не нормируется [1, с. 68].

7.6 Определяем наименьший наружный диаметр резьбы гайки D_min, мм по формуле

D_min = D + EI, (7.6)

где EI - нижнее отклонение EI = 0 мм [3, с. 165, таблица 4.29].

Подставив значения в формулу (7.6), получим

D_min = D + EI = 22 + 0 = 22 мм

Наибольший наружный диаметр резьбы гайки не нормируется [1, с. 68].

7.7 Определяем наибольший и наименьший средний диаметр резьбы гайки D_2max и D_2min, мм по формулам

D_2max = D₂ + ES, (7.7)

D_2min = D₂ + EI, (7.8)

где ES - верхнее отклонение ES = +0,224 мм [3, с. 162, таблица 4.29].

EI - нижнее отклонение EI = 0 мм [3, с. 165, таблица 4.29].

Подставив значения в формулы (7.7) и (7.8), получим

D_2max = 20,376 + 0,224 = 20,6 мм

D_2min = 20,376 + 0 = 20,376 мм

7.8 Определяем наибольший и наименьший внутренний диаметр гайки D_1max и D_1min, мм по формулам

D_1max = D₁ + ES, (7.9)

D_1min = D₁ + EI, (7.10)

где ES - верхнее отклонение ES = +0,450 мм [3, с. 162, таблица 4.29].

EI - нижнее отклонение EI = 0 мм [3, с. 165, таблица 4.29].

Подставив значения в формулы (7.9) и (7.10), получим

D_1max = 19,294 + 0,450 = 19,744 мм

D_1min = 19,294 + 0 = 19,294 мм

7.9 Строим схему расположения полей допусков резьбы болта (рисунок 7.2).

Рисунок 7.2 Схема расположения полей допусков резьбы болта

7.10 Строим схему расположения полей допусков резьбы гайки (рисунок 7.3).

Рисунок 7.3 Схема расположения полей допусков резьбы гайки

7.11 Определяем предельные зазоры по среднему диаметру резьбы S_minD2 и S_maxD2, мм по формулам

S_minD2 = D_2min - d_2max (7.11)

S_maxD2 = D_2max - d_2min (7.12)

Подставив значения в формулы (7.11) и (7.12), получим

S_minD2 = 20,376 - 20,334 = 0,042 мм

S_maxD2 = 20,6 - 20,164 = 0,436 мм

Заключение

В результате выполнения курсовой работы я приобрел навыки практического использования методов обеспечения взаимозаменяемости, научился пользоваться справочной и учебно-методической литературой.

Данная курсовая работа помогла закрепить такие знания как:

- расчет и выбор посадки с зазором в подшипниках скольжения;

- расчет и выбор посадки с натягом предназначенной для неподвижного, неразъемного соединения детали;

- расчет и выбор посадок подшипников качения;

- расчет исполнительных размеров гладких калибров;

- выбор посадок разъемных соединений (шпоночных и резьбовых).

- расчет размерной цепи;

Развитие навыков самостоятельной творческой работы позволит творчески проявить себя в процессе выполнения других более сложных работ, как в течение обучения, так и после окончания ВУЗа.

Список использованных источников

1 Расчет и выбор посадок типовых соединений. Расчет размерных цепей: учеб. Пособие / Н. Н. Веснушкина. Саранск: Изд-во Мордов. ун-та, 2008. 112 с.

2 Допуски и посадки : справочник: в 2 ч. / под ред. В. Д. Мягкова. 5-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1982. Ч. 1. 543 с.

3 Допуски и посадки : справочник: в 2 ч. / под ред. В. Д. Мягкова. 5-е изд., перераб. и доп. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1983. Ч. 2. 448 с.

Размещено на Allbest.ru