Инженерные методы расчета и назначения геометрических показателей качества деталей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Цель курсовой работы - обучение инженерным методам расчета и назначения геометрических показателей качества деталей и обозначению их в технической документации.

При выполнении работы изучаются и используются основные нормативно-технические документы (ГОСТ, стандарты ЕСКД) и методики по расчету и назначению допусков и посадок типовых соединений деталей машин. В расчетах используется система единиц СИ.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Произвести расчет курсового проекта согласно исходных данных.

Исходные данные (рис. 1): шестерня 8 свободно вращается на валу 2 при отключенной полумуфте 7. При включении кулачковой полумуфты 7 вращение от шестерни 8 передается шлицевому валу 2, вращающемуся в подшипниках 5 и 11, и шестерне 6.

1. Исходные данные для расчета посадки с натягом, сопряжение деталей 8 - 9.

Вариант	d1, мм	d, мм	d2,мм	l, мм	RaD, мкм	Rad, мкм	Мк, Н · м	F,Н	f
45	45	55	120	45	0,63	1,25	300	0	0,17

Примечание. Материал детали 9: БрОФ10-1; м=0,33; Е=0,9·105 МПа; уТ=200 МПа.

Материал детали 8: Сталь 40Х; м=0,30; Е=2·105 МПа; уТ=800 МПа. Запрессовка механическая со смазкой; k1 =0,2; k2 =0,6; tpD = tpd = t.

2. Исходные данные для расчета переходной посадки, сопряжение деталей 12 - 13.

Вариант	45
Fr, мкм	80
kT	2
d, мм	112

3. Исходные данные для расчета посадки с зазором, сопряжение деталей 2 - 9.

Вариант	d, мм	l, мм	RaD, мкм	Rad, мкм	, Пa · с	n, c-1	R, Н	kжт
45	45	45	1,25	1,0	21·10-3	325	700	4

4. Исходные данные для выбора посадок шарикоподшипника 5 с валом 2 и стаканом 3.

Вариант	45
d, мм	45
FR, кН	30

5. Параметры размерной цепи.

Вариант	А1	А2	А3	А4	А5	А6	А7	А8	А9	А10	АД	EsАД	EiАД
45	19	25	25	100	19	6	6	188	6	5	1	+0,59	-0,31

Примечание.

Нижнее предельное отклонение ширины подшипников качения EiA1= EiA5= - 0,12 мм.

6. Сопрягаемые детали для деталировки.

Вариант	45
Позиции деталей	8, 9

Рис. 1 - Узел к заданию: 1-крышка; 2-шлицевой вал; 3-стакан; 4-корпус; 5-шарикоподшипник; 6-шестерня; 7-кулачковая полумуфта; 8-шестерня; 9- втулка; 10 - распорная втулка; 11-шарикоподшипник; 12-корпус; 13-стакан; 14-крышка

1. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения с учетом поправок и в зависимости от вида нагружения рассчитывается по формуле при нагружении крутящим моментом (Мк)

(1)

где индексы D и d относятся к деталям типа отверстия и вала;

(2)

(3)

- коэффициент Пуассона;

- модуль упругости;

l - длина соединения;

d,d1- наружный и внутренний диаметры деталей типа вала (для сплошного вала d1 =0);

d2 - наружный диаметр детали типа отверстия;

f - коэффициент трения, зависящий от направления смещения деталей, их материала, шероховатости, принятой технологии сборки и т.д.;

U - поправка, учитывающая смятие неровностей посадочных поверхностей деталей при сборке

1+(55/120)?

СD= ЇЇЇЇ- +0,3=1,8

1-(55/120)?

1+(45/55)?

Cd= ----- -0,33 = 4,71

1-(45/55)?

(4)

при расчете принять, что Rz 4Ra

k1,k2- коэффициенты, учитывающие смятие неровностей

U=2*(0,2*4*0,63+ 0,6*4*1,25) =7,008 мкм

Ut-поправка, учитывающая различие температур сборки и работы, а также различие коэффициентов линейного расширения деталей

Ut =0 мкм

Uz - поправка, учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил (имеет значение только для крупных деталей с диаметрами порядка 500мм, большими массами и скоростями.)

UZ = 0 мкм

Nmin = [6000*(1.8/200000+4,71/90000)/(3,14*0,17*45*55]+7,008=62мкм

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей по формуле

, (5)

где pдоп - меньшее из допускаемых давлений на посадочных поверхностях деталей, при котором отсутствует пластическая деформация;

- для детали типа отверстия,

- для детали типа вала; (6)

уТ - предел текучести материала деталей при растяжении.

Рдоп ? 0,58*800*[1-(55/120)?] = 367Мпа

Рдоп ? 0,58*200*[1-(45/55)?] = 38,4 Мпа

Рдоп = 38,4Мпа;

Nmax F = 38,4*55*(1,8/200*10? + 4,71/90*10?) = 129 мкм

Наибольший NmaxF и наименьший NminF функциональные (расчетные) натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный ТNF, конструкторский TNк и эксплуатационный TNэ допуски посадки:

ТNF= NmaxF - NminF, (7)

TNк= ТNF - TNэ, (8)

TNэ=30% ТNF. (9)

ТNF =129- 62= 67мкм

ТNЭ = 0,3*67 = 20,1мкм

TNk = 67 -17,7 = 49,3 мкм

Так как TNк=TD+Td, то, в первом приближении, допуск отверстия

(10)

TD = 0,5*49,3 = 24,65 мкм

Этот допуск отверстия получен в предположении, что отверстие и вал данного соединения изготовляются по одному квалитету. При подборе посадки допуск отверстия может быть несколько изменен, так как в посадках, рекомендованных ГОСТ 25347-82, отверстие и вал могут изготавливаться по разным квалитетам. Однако в любом случае допуск посадки не должен значительно отличаться от рассчитанного допуска посадки.

По величине допуска отверстия и его номинальному диаметру выбирается квалитет отверстия по табл. 1.8 [2] (ГОСТ 25346-82) и подбирается посадка по табл. 1.49 [2] (ГОСТ 25347-82) из числа рекомендованных.

Выбираем по табл 1.8 [2] 7 квалитет.

По табл 1.49 [2] выбираем посадку ( единственная, которую можно выбрать из таблицы по полученным значениям натягов).

55H7/u7

Nmax = 117мкм, Nmin = 57мкм,

Она должна обеспечивать запас прочности деталей при сборке Nзс:

Nзс = NmaxF - Nmax, (11)

запас прочности соединения при эксплуатации Nзэ:

Nзэ= Nmin - NminF (12)

и удовлетворяющая условиям: 1) Nзэ> Nзс 2) Nзэ max

Nзс =129-117 = 12мкм,

Nзэ = 57-62 = -15 мкм.

Условие (1) не выполняется следовательно посадку выбираем по стандартным полям допусков выбираем посадку 55H7/v6

ES = +30мкм EI = 0 мкм

es = +121 мкм ei = +102 мкм

Nmax = 121-0=121 мкм, Nmin = 102-30=72 мкм

Nзс = 129-121 = 8мкм, Nзэ = 72-62 = 10мкм

Оба условия выполняются, следовательно, оставляем посадку 55H7/v6

2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ

Выбор переходных посадок определяется точностью центрирования и легкостью сборки и разборки соединения. Для создания запаса точности, для компенсации погрешностей формы и расположения поверхностей сопрягаемых деталей, смятия деталей, а также износа деталей при повторных сборках наибольший допустимый зазор необходимо определять по формуле

(13)

где Fr - допустимое радиальное биение детали типа отверстия;

kТ - коэффициент запаса точности.

Smax расч = 80/2 = 40 мкм

При подборе переходной посадки по ГОСТ 25347-82 для обеспечения оптимальности посадки следует соблюдать условия:

1) посадка должна быть предпочтительной и иметь S max ? S max.расч

2) из всех посадок, отвечающих условию (1), по табл. 1.48 [2] выбирается посадка, у которой Nmax имеет наименьшее значение.

Выбираем посадку 112 H7/js6, которая удовлетворяет обоим условиям.

Определим необходимые для расчетов и построений наибольшие и наименьшие предельные отклонения (по табл. 1.27-1.30), а также допуск отверстия и допуск вала по формулам

TD = ES-EI Td = es-ei (14)

ES = +35мкм EI = 0мкм

es = +11мкм ei = -11мкм

TD = 35-0 = 35мкм, Td = 11+11 = 22мкм

В выбранной посадке нужно оценить вероятность получения зазоров и натягов по следующей методике:

1. Предположить, что рассеяние размеров отверстия и вала подчиняется закону нормального распределения и допуск деталей равен величине поля рассеяния, т.е. T=6у

2. Рассчитать уD, уd и у по формулам:

(15)

где уD, уd и у - среднее квадратическое отклонение деталей типа отверстия, вала и посадки соответственно.

уD = 35/6 = 5,8 мкм

уd = 22/6 = 3,7мкм

у = v5,8?+3,7? = 6,9мкм

3. Определить величину среднего зазора Sm = (Smax+Smin)/2.

Smax = 35+11 = 46мкм

Smin =0-11 = -11мкм

Sm = (46-11)/2 = 17,5мкм

4. Определить значение Z, соответствующее найденному Sm:

(16)

Z = 17,5/6,9 = 2.5

5. По табл. 1.1 [2] значений функций Лапласа определить Ф(Z).

Ф(-2,5 ) = 0,4938

6. Определить вероятность получения зазоров и натягов (в процентах):

(17)

PS = (0,5+0,4938)*100 = 99,38%,

PN = 100-99,38 = 0,62%.

3. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ

Для подвижных соединений, которые должны работать в условиях жидкостного трения, т.е. подшипников скольжения, зазоры рассчитываются на основе гидродинамической теории трения.

Основными эксплуатационными характеристиками подшипников скольжения являются: а) максимальная надежность по толщине масляного слоя; б) точность центрирования; в) долговечность работы.

Жидкостное трение создается в определенном диапазоне зазоров, ограниченном наименьшим Smin и наибольшим Smax функциональными зазорами, которым соответствует величина масляного слоя hmin. При эксплуатации подшипника с первоначальным зазором SminF, вследствие увеличения зазора из-за износа сопрягаемых деталей, толщина масляного слоя будет вначале возрастать, а затем снижаться, вплоть до его разрыва при SmaxF и прекращения режима жидкостного трения. Чтобы масляный слой не имел разрывов, вызванных шероховатостью сопрягаемых поверхностей, его минимальная толщина hmin должна быть не менее суммы величин микронеровностей сопрягаемых поверхностей

hmin k жт [(RaD+ Rad)4+ Д] (18)

где k жт - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

RaD Rad - среднее арифметическое отклонение профиля поверхностей втулки и вала, мкм;

Д - добавка, учитывающая отклонение реальных параметров от расчетных (Д = 2 мкм).

hmin ? 4[(1,25+1,0)*4+2] = 44мкм

Безразмерная величина А h, зависящая от относительного эксцентриситета и отношения l/d, рассчитывается по формуле

(19)

где м - динамическая вязкость масла, Пас;

n - частота вращения вала, с -1;

Р=R/(l·d) - среднее удельное давление, Па;

R - радиальная нагрузка, Н;

l, d - соответственно длина подшипника и его номинальный диаметр, м.

P = 700/(45*45) = 0.35МПа

Ah = 2*44/(45*v0,021*325/0.35) = 0,44

Поскольку величина Аh зависит в свою очередь от относительного эксцентриситета и отношения l/d, то по табл. 1.98 [2] при заданном l/d, применяя линейную интерполяцию, можно определить значения минимального min и максимального max относительных эксцентриситетов, при которых толщина масляного слоя равна hmin. Относительный эксцентриситет min должен быть не меньше 0,3, так как при значениях min<0,3 создается неустойчивый режим работы подшипника и могут возникнуть автоколебания вала.

l/d = 45/45 =1

max = 0,627

По найденным значениям min и max рассчитываются наименьший и наибольший допускаемые функциональные зазоры

(20)

Smax = 2*44/(1-0,627) = 235,9мкм

Так как величина min получается меньше 0,3, то по табл. 1.98 определяем значение Ах при заданном l/d и =0,3, а величину SminF рассчитываем по формуле

(21)

Ах = 0,438

SminF = 2,857*44*0,438/0,44 = 125,1мкм

Поскольку для обеспечения жидкостного трения необходимо соблюдение условия h ? hmin, то условия подбора посадки с учетом износа и шероховатости поверхностей деталей должны быть следующими:

1) Smin ?SminF; (22)

2)Smax < SmaxF - 8(RaD+Rad) (23)

Smin ? 125,1мкм

Smax < 235,9-8(1,25+01,0) = 217,9мкм

Выбираем посадку по таблице 1,47 [2] 45H7/с8 (единственная посадка удовлетворяющая полученным данным)

Для неё верхнее и нижнее предельные отклонения будут равны

ES = +25мкм EI = 0мкм

es = -130мкм ei = -169мкм

По формуле (14) находим TD и Td

TD = 25-0 = 25мкм

Td = -130-(-169) = 39мкм

Для подобранной посадки необходимо рассчитать коэффициент запаса

точности kT, а также общий запас зазора Sз, состоящий из запаса на износ Sи и запаса на минимальную толщину масляного слоя Shmin:

(24)

Sз = Sи + Shmin =(SmaxF - SminF)-(TD+Td). (25)

kT = (235.9-125.1)/(25+39) = 1,7

SЗ = (235.9-125.1)-(25+39) = 46.8

4. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

При выполнении курсовой работы рекомендуется использовать подшипники 6-го класса точности (ГОСТ 520-71) средней серии (ГОСТ 8338-75). Выбираем подшипник №307(ГОСТ 8338-75). Для него d=45мм, D=75мм, B=16мм, r=1,5мм.

Исходя из условий работы подшипников (см. чертеж, приведенный в соответствующем задании), направления и характера действующей на подшипник нагрузки (умеренные толчки и вибрация) устанавливается вид нагружения внутреннего и наружного колец [1;2].

Рекомендуемые посадки подшипников качения на вал и отверстие корпуса в зависимости от вида нагружения колец и класса точности подшипника указаны в ГОСТ 3325-85 [1].

При местном нагружении и нормальном режиме работы для большинства подшипников общего машиностроения из всех рекомендуемых посадок следует предпочесть посадку данного кольца с наименьшим зазором.

При циркуляционном нагружении выбор конкретного поля допуска детали производится по интенсивности радиальной нагрузки по табл. 4.82 [2]

рr = FR k1 k2 k3 / b, (26)

где FR - радиальная реакция опоры на подшипник, кН;

b - рабочая ширина посадочного места, м;

b=B-2r,

B - ширина подшипника;

r - радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника;

b = 16-2*1,5 = 13мм

k1 - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при умеренных толчках и вибрации k1 = 1);

k2 - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале k2=1) [2];

k3- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами тел качения при наличии осевой нагрузки Fa на опору. Для однорядных радиальных подшипников k3=1

PR = 30*1*1*1/0,013 = 2308 кН/м

Во избежание разрыва кольца максимальный натяг посадки Nmax не должен превышать значения натяга Nдоп, допускаемого прочностью кольца. Поэтому для выбранной посадки следует проверить выполнение условия Nmax? Nдоп:

(27)

где уp - допускаемое напряжение на растяжение, Па (для подшипниковой стали уp400 МПа );

d (или D) - диаметр соответствующего кольца подшипника, м;

k - коэффициент, принимаемый для подшипников средней серии равным 2,3.

Для внутреннего кольца

Nдоп = 11,4*2,3*400*45/[(2*2,3-2)*1000] = 181,5 мкм

Для наружного кольца

Nдоп = 11,4*2,3*400*75/[(2*2,3-2)*1000] = 302,5 мкм

При определении Nmax предельные отклонения на диаметр соответствующего кольца подшипника следует взять для dm или Dm [1;2].

По полученным данным выбираем посадку для внутреннего и наружного кольца подшипника

Внутреннее: посадка 45L6/n6 (ES = 0мкм,EI = -10мкм, es = +33мкм, ei=+17мкм).

Nmax = 33+10 = 43мкм

Наружные: посадка 75Js7/l6 (ES=+30мкм, EI = 0мкм, es = 0мкм, ei = -11мкм).

Nmax = -11+0 =-11мкм

Условие Nmax? Nmax выполняется, следовательно посадки выбраны правильно.

Чертим схему расположения полей допусков для подшипника.

5. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

При проектном расчете размерной цепи ставится задача определения допусков и предельных отклонений составляющих звеньев цепи по заданным номинальным размерам всех звеньев и предельным отклонениям замыкающего звена А.

При полной взаимозаменяемости решение такого рода задачи методом максимума-минимума способом назначения допусков одного квалитета содержит следующие этапы:

1. Выявление составляющих звеньев размерной цепи (увеличивающих и уменьшающих).

2. Составление графической схемы размерной цепи.

3. Определение среднего количества единиц допуска am по формуле

и назначение по нему квалитета составляющих звеньев по табл. 2 и 3. Если размерная цепь содержит стандартные детали, например подшипники, то при определении am числитель расчетной формулы должен быть уменьшен на величины допусков стандартных деталей, а в знаменателе не учитываются единицы допуска, соответствующие их номинальным размерам.

4. Назначение компенсирующего звена Aк из числа уменьшающих, а также допусков TAj составляющих звеньев, кроме компенсирующего, по выбранному квалитету и табл. 1.8 [2].

5. Выбор знаков предельных отклонений составляющих звеньев, кроме компенсирующего. Для охватывающих составляющих звеньев назначают предельные отклонения как для основного отверстия (EI=0), для охватываемых - как для основного вала (es=0) и для смешанных (ступенчатых) - симметричные отклонения (TAj /2).

6. Расчет предельных отклонений компенсирующего звена по формулам:

;

.

7. Выбор стандартного поля допуска компенсирующего звена по табл. 1.8 и 1.9 [2].

8. Проверка решения по уравнениям (формулы [2]) для наибольшего и наименьшего значений замыкающего звена - полученные значения предельных размеров замыкающего звена не должны выходить за заданные.

A7, A8, A9 - увеличивающие звенья

A1, A2, A3, A4, A4, A5, A6, A10 - уменьшающие звенья

Находим среднее количество единиц допуска

аm = (590+310-120-120)/(2*1,31+2,17+4*0,73+2,89) = 62,26

По найденному значению назначаем 10 квалитет.

А4 - компенсирующее звено

Назначим допуски остальных звеньев

А1 = 19

А2 = 25 ТА2 = 0,084 25(-0,084)

А3 = 45 ТА3 = 0,1 25(-0,1)

А4 = 80 ТА4 = 0,12

А5 = 19

А6 = 6 ТА6 = 0,048 6(±0,024)

А7 = 6 ТА7 = 0,048 6(-0,048)

А8 = 188 ТА8 = 0,185 188(-0,185)

А9 = 6 ТА9 = 0,048 6(-0,048)

А10=5 ТА10=0,048 5(±0,024)

Es(Aк) = (-0,048-0,185-0,048)-(0,024+0,024)+0,31 = -0,019

Ei(Aк) = 0-(-0,084-0,084-0,024-0,024-0,12-0,12)-0,59 = -0,35

ТAк=350+19=369

IT9=87 es = -0,036 ei = -0,123

Проверка:

Amax =

Amin =

узел подшипник зазор соединение

Amax (6+188+6)-(18,88+24,916+24,916+5,976+4,976+18,88+99,877) = 1,579мм

Amin = (5,952+187,815+5,952)-(19+25+25+99,964+19+6,024+5,024 = 0,707мм

дано A = 1(-0,31+0,59) получилось A =1(-0,293 0,579)

Условие проверки выполняется.

При неполной взаимозаменяемости учитывают явление рассеяния и вероятность различных сочетаний отклонений составляющих звеньев. Решение теоретико-вероятностным методом и способом назначения допусков одного квалитета содержит следующие этапы:

1. Составление графической схемы цепи и выявление увеличивающих и уменьшающих звеньев.

2. Выбор предполагаемого закона распределения размеров замыкающего звена, определение допустимого процента риска и соответствующего значения коэффициента t. Рассеяние размеров замыкающего звена наиболее часто подчиняется нормальному закону распределения, при котором 99,73% размеров этого звена заключено в пределах поля допуска ТАД. Таким образом, риск составляет при этом P=0,27% и t=3. Если для каких-либо конкретных условий допустим иной процент риска, то значения коэффициента t выбирают по табл.1. Коэффициент относительной асимметрии замыкающего звена для данных условий можно принять равным нулю и в дальнейших расчетах не учитывать.

3. Выбор предполагаемого закона распределения размеров составляющих звеньев при изготовлении деталей и установление соответствующего значения коэффициента относительного рассеяния лj.

Коэффициент лj зависит от конкретных условий производства, масштаба выпуска деталей и особенностей технологического процесса. Так как в данном случае эти условия не известны, то можно принять:

- считая, что имеет место нормальный закон распределения;

Коэффициенты относительной асимметрии составляющих звеньев j для данных условий можно принять равными нулю и в дальнейших расчетах не учитывать.

4. Определение среднего количества единиц допуска составляющих звеньев по формуле (с учетом замечаний в п.З предыдущего расчета)

(28)

где TАД - допуск замыкающего звена, мкм;

ij - единица допуска j-того составляющего звена (табл. 2);

m- общее число звеньев в цепи.

5. Сопоставление расчетного значения am со значением a, установленным стандартом (табл. 3), и назначение квалитета составляющих звеньев.

Таблица 1

Интервал размеров, мм	До 3	Св 3 до 6	6 10	10 18	18 30	30 50	50 80	80 120	120 180	180 250	250 315	315 400	400 500
i, мкм	0,53	0,73	0,90	1,08	1,31	1,56	1,86	2,17	2,52	2,89	3,22	3,54	3,89

Таблица 2

Квалитет	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16	17
Число единиц допуска, а	7	10	16	25	40	64	100	160	250	400	640	1000	1600

6. Назначение компенсирующего звена Aк из числа уменьшающих, а также допусков TAj составляющих звеньев, кроме компенсирующего, по выбранному квалитету и табл. 1. [2].

7. Выбор знаков предельных отклонений составляющих звеньев, кроме компенсирующего. Для охватывающих составляющих звеньев назначают предельные отклонения как для основного отверстия (EI=0), для охватываемых - как для основного вала (es=0) и для смешанных (ступенчатых) - симметричные отклонения (TAj /2).

8. Определение допуска компенсирующего звена ТAк по формуле

. (29)

9. Определение координаты середины поля допуска компенсирующего звена Ес (Ак) по формуле

, (30)

где n- число увеличивающих, р - число уменьшающих размеров.

10. Расчет предельных отклонений компенсирующего звена по формулам:

(31)

(32)

11. Выбор стандартного поля допуска компенсирующего звена по табл. 1.8 и 1.9 [2].

аm = (900-120-120)/3v(1/3)?*( 2*1,31?+4*0,73?+2,17? +2,89? = 458,796

Назначаем 12 квалитет

А4 - компенсирующее звено.

Назначим допуски остальных звеньев

А2 = 25 ТА2 = 0,21 25(-0,21)

А3 = 25 ТА3 =0,21 25(-0,21)

А6 = 6 ТА6 =0,12 6(±0,06)

А7 = 6 ТА7 = 0,12 6(-0,12)

А8 = 188 ТА8 =0,46 188(-0,46)

А9 = 6 ТА9 =0,12 6(-0,12)

А10 = 5 ТА10 = 0,12 5(±0,06)

ТА4 = 3v 900?/9 - (2*210?+5*120?+460?)/3? = 331,967

Ec(Ak) = (-60-230-60)-(-105-105-60-60)-140 =-160мкм

Es(Ak) =-160+661,967/2 = 170,983 мкм

Ei(Ak) = -160-661,967/2 = -490,983 мкм

IT13=540 es = +160 мкм, ei = -380 мкм

Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом максимума-минимума, при котором допуск замыкающего размера определяют арифметическим сложением допусков составляющих размеров. Метод расчета на максимум-минимум, учитывающий только предельные отклонения звеньев размерной цепи и самые неблагоприятные их сочетания, обеспечивает заданную точность сборки без подгонки (подбора) деталей.

При этом на практике чаще используется прямая задача. Она является наиболее важной, так как конечная цель расчета допусков составляющих размеров при заданной точности сборки (заданном допуске исходного размера) - обеспечить выполнение машиной ее функционального назначения. Точность составляющих размеров должна быть такой, чтобы гарантировалась заданная точность исходного (функционального) размера.

При выводе формул для расчета размерных цепей методом максимума-минимума предполагали, что в процессе обработки или сборки возможно одновременное сочетание наибольших увеличивающих и наименьших уменьшающих размеров или обратное их сочетание. Любое из этих сочетаний позволяет обеспечить наименьшую точность замыкающего звена, но они мало вероятны, так как отклонения размеров в основном группируются около середины поля допуска и соединения деталей с такими отклонениями встречаются наиболее часто. Если допустить ничтожно малую вероятность (например 0,27%) несоблюдения предельных значений замыкающего размера, можно значительно расширить допуски составляющих размеров и тем самым снизить себестоимость изготовления деталей. На этих положениях и основан теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей.

В данной курсовой работе мы получили различные поля допусков при расчете размерных цепей. Видим, что более точным является метод максимума-минимума, обеспечивающий полную взаимозаменяемость. Это видно из полученных допусков на составляющие звенья, т.е. чем меньше квалитет, тем точнее будет изготовлена деталь. Расчетные и теоретические значения полученные методом максимума-минимума расходятся меньше, чем в теоретико-вероятностном методе. А также полученные значения двумя методами значительно отличаются друг от друга, что свидетельствует о различии этих двух методов.

Выводы

В процессе выполнения курсовой работы обучились инженерным методам расчета и назначения геометрических показателей качества деталей и обозначению их в технической документации.

При выполнении работы изучили и использовали основные нормативно-технические документы (ГОСТ, стандарты ЕСКД) и методики по расчету и назначению допусков и посадок типовых соединений деталей машин. В расчетах использовали систему единиц СИ.

Литература

1. Белкин И.М. Допуски и посадки (Основные нормы взаимозаменяемости). М: Машиностроение, 1992.

2. Допуски и посадки: Справочник. / Под ред. В.Д. Мягкова. - Л.: Машиностроение, 1978 или 1982.

Размещено на Allbest.ru