Расчет и выбор посадок типовых соединений. Расчет размерных цепей

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

по метрологии, стандартизации и сертификации

РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ. РАСЧЕТ РАЗМЕРНЫХ ЦЕПЕЙ

Содержание

Введение

1. Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

2. Расчет и выбор посадок 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. Выбор посадок прямобочных шлицевых соединений

7. Расчет размерных цепей

8. Расчет геометрических параметров резьбового соединения с метрической резьбой

9. Нормирование точности цилиндрических зубчатых колес и передач

Заключение

Список использованных источников

Приложение

Введение

Состояние современной отечественной экономики обусловлено уровнем развития отраслей промышленности, определяющих научно-технический прогресс страны. К таким отраслям прежде всего относится машиностроительный комплекс, производящий современные автотранспортные средства, строительные, подъемно-транспортные, дорожные машины и другое оборудование.

Высокое качество изготовления и ремонта этой техники в значительной мере зависит от применения в конструкторской и инженерной деятельности теории метрологии, стандартизации, сертификации и взаимозаменяемости.

Метрология, стандартизация и сертификация являются важными инструментами обеспечения качества продукции, работ и услуг.

По стандартам изготавливают огромное количество изделий на специализированных предприятиях, что снижает их стоимость и увеличивает качество изготовления. Стандарты на процессы, услуги, документы содержат те правила и нормы, которые должны знать и выполнять и специалисты промышленности, и специалисты торговли.

Для обеспечения конкурентоспособности поставщик должен подкрепить выпуск товара сертификатом на систему качества.

Соблюдение правил метрологии на различных этапах изготовления продукции позволяет свести к минимуму потери от недостоверных результатов измерений.

Данная курсовая работа выполнена с целью применения теоретических знаний, полученных в процессе изучения дисциплины для решения практических задач, связанных с нормированием и контролем точности изделий и их составных частей в машиностроении.

1. Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 -- Исходные данные

d, мм	, мм	n, мм	, кН	Шероховатость, мкм	материал	Масло	t, °C
				цапфы	вкладыша	цапфы	вкладыша
60	50	2000	2	1,6	3,2	Сталь	Латунь	И-12	35…60

Определяется величина среднего удельного давления в подшипнике , Н/м², по формуле

, (1)

где - радиальная нагрузка, Н;

- длина подшипника, м

d - диаметр вала, м.

Устанавливается допускаемая минимальная толщина масляного слоя, , м, по формуле

(2)

где k - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя ;

мкм - добавка на неразрывность масляного слоя;

- шероховатость поверхности соответственно цапфы и вкладыша, м;

- поправка учитывающая отклонения нагрузки, скорости, температуры, вязкости масла от расчетных значений, м (= 2…3 мкм).

Определяем оптимальный диаметральный зазор

(3)

где d - диаметр вала, м;

- динамическая вязкость масла, . Значение определяют по рисунку 3.3 или 3.4 для большей температуры работы соединения из указанного в исходных данных диапазона;

- угловая скорость, где n - частота вращения цапфы, ;

P - среднее давление в подшипнике, Па;

- коэффициент, постоянный для данного отношения l / d, где l - длина подшипника, d - диаметр вала. Значение определяется по таблице 3.1.

м - диаметр вала

при

при

м

при

при

4. Определяем предельные значения диаметральных зазоров - наименьшего и наибольшего , м, по формулам

где , - коэффициенты, определяемые по таблице 3.1;

, - динамическая вязкость масла, соответствующая средним температурам смазочного слоя при = и =, Па, соответственно. Значения , определяют по рисунку 3.3 или 3.4, причем значение принимают для большей температуры из указанной в исходных данных (наибольшее тепловыделение происходит при минимальном зазоре), а значение - для меньшей;

угловая скорость, ;

D - диаметр вала, м;

- среднее давление, Па;

- толщина масляного слоя, при которой обеспечивается жидкостное трение, м, = .

Определяем, с учетом условия эксплуатации подшипника предельные значения функциональных диаметральных зазоров и , м, по формулам:

где - учитывающая изменение зазора в результате температурных деформаций цапфы и вкладыша, м. Она определяется по формуле

где - коэффициенты линейного расширения материалов вкладыша и цапфы, °C. Значения и определяют по таблице 3.2. [8, с. 17].

- разность между наибольшей рабочей температурой вкладыша и цап-фы подшипника соответственно и температурой при сборке, °C;

- поправка, учитывающая увеличение зазора при износе поверхностей вкла-дыша и цапфы, м. Ее определяют по формуле:

где - шероховатости поверхностей соответственно вкладыша и цапфы, м.

м

По Гост 25347-82 выбираем стандартную посадку, у которой средний зазор

Данному условию удовлетворяет посадка предпочтительного применения, например:

Верхнее отклонение отверстия

Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

Вычислим коэффициент нагруженности подшипника :

,

Найти относительный эксцентриситет

При и = , то .

При , в подшипнике скольжения возможен неустойчивый режим работы и вибрация вала.

Для избежания этих явлений необходимо выбрать другую посадку, например из основного отбора

Верхнее отклонение отверстия

Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

8. Проверить, обеспечивается ли при наименьшем зазоре этой посадки жидкостная смазка. Для этого необходимо ещё раз вычислить C_R и найти

При ,

При и ; .

9. Определить наименьшую толщину масляного слоя при

10. Вычислить коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя

.

Из расчёта видно, что при запас надёжности по толщине масляного слоя обеспечивается и подшипник будет работать в условиях жидкой смазки.

Посадка выбрана правильно и можно принять за .

Значение не уменьшилось и осталось равным

Найти предельные отклонения от номинального диаметра втулки и вала и построить схему полей допусков посадки ?, (рисунок 2)

Сделать заключение по второй посадке :

1) посадка не является предпочтительной, но выбрана из основного отбора;

2) коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя равен 3) запас деталей ПС на износ равен ;

Рисунок 1.1

2. Расчет и выбор посадок с натягом

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 -- Исходные данные

, мм

мм

, мм

,мм

, кН

Шероховатость мкм

Материал

Вид сборки

вала

втулки

Втулка

вал

170

100

190

100

12

1

5

8

сталь

сталь

Механическая

20

Рисунок 2.1 - Расчетная схема соединения

При расчёте определяются предельные ( и ) величины натяга в соединении.

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения по формулам: при одновременном совместном нагружении крутящим моментом и осевой силой

гдеf=0,4- коэффициент трения при запрессовке

Па и Па - модуль упругости материала, Па

и -коэффициент жёсткости конструкции.



Где и - коэффициенты Пуассона (табл.3)

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединяемых деталей по формуле:

Определяем величину максимально допустимого давления на контактных поверхностях

Па, для стали

б) для вала

Па

а) для отверстия

Па

мкм

Опреляем значения функциональных натягов и



Находим

Принимаем

По Гост 25347-89 подбираем стандартную посадку удолетворяюшей условиям

Наибольший и наименьший функциональные (расчетные) натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный Т_NF, конструкторский T_Nк и эксплуатационный T_Nэ допуски посадки:

Т_NF = - = 110 - 11 = 99 мкм,

Так как T_Nк=T_D+T_d, то, в первом приближении, допуск отверстия

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 7 квалитет для отверстия и подбирается посадка (ГОСТ 25347-82) из числа рекомендованных, обеспечивающая:

запас прочности деталей при сборке N_зс: N_зс = N_maxF - N_max,

запас прочности соединения при эксплуатации N_зэ: N_зэ= N_min - N_minF

и удовлетворяющая условиям: 1) N_зэ> N_зс 2) N_зэ max.

Такой является посадка Ш100 H7/u7

(ES = +35 мкм,EI = 0 мкм, es = +179, ei=+144мкм):

N_min=109мкм, N_max =179мкм.

Схему расположения полей допусков чертим в системе отверстия

Рисунок 2.2

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Исходные данные для расчета приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 -- Исходные данные

Подшипник	R, H	Остальные данные
5-407	4300	Вращается вал. Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300 %. Корпус чугунный, разъемный. Осевой нагрузки нет.

Подшипники качения

Исходные данные:

тип подшипника - 407;

класс точности - 5

R= 4,3кн - радиальная нагрузка

а) внутреннее - циркуляционное нагружение (вал вращается), наружное - местное нагружение;

Из справочной литературы выбираем параметры заданного подшипника

- внутренний диаметр подшипника d = 35 мм;

- наружный диаметр подшипника D = 100 мм;

- ширина b=25 мм

- фаска кольца r=2,5мм

Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки.

Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки проводим по формуле:

,

где P_R - интенсивность радиальной нагрузки;

R - заданная радиальная нагрузка;

В - рабочая ширина подшипника;

k_d - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки, k_d =1,8, т.к. перегрузки до 300%;

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадки при полом вале и тонкостенном корпусе, F=1, т.к. вал сплошной;

F_a - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору, F_а=1, т.к. подшипник шариковый однорядный.

кН/м.

Заданным условиям соответствует поле допуска вала 35k6

Условное обозначение соединения "внутреннее кольцо -вал" в нашем случае

Где -поле допуска внутреннего кольца подшипника 5-го класса точности

По Гост 3325-85

35.

35 - Верхнее отклонение ES=0

Нижнее отклонение EI=-8мкм

35 - Верхнее отклонение es=18 мкм

Нижнее отклонение ei=2 мкм

Посадку под кольцо, имеющего местный вид нагружения выбираем для поля допуска корпуса D = 100 мм посадку

Условное обозначение соединения "корпус - наружное кольцо подшипника " в нашем случае 100.

Где -поле допуска наружного кольца подшипника 5-го класса точности

100 - Верхнее отклонение ES=+34 мкм

Нижнее отклонение EI=+12мкм

100 - Верхнее отклонение es=0

Нижнее отклонение ei=-10мкм

Определяем зазоры и натяги в сопряжениях подшипникового узла

Сопряжение подшипник-вал:

N_max = es - EI =0.018-(-0.008)=0.026 мм,

N_min = ei - ES =0.002-0=0.002 мм.

S_max = ES - ei = 0,034-(-0,010)=0,044 мм

S_min = EI- es=0.012-0= 0.012 мм

Результаты расчётов и выбора посадок подшипника сводим в табл.3.1.

Таблица 3.2 - Поля допусков колец подшипника качения, вала и отверстия в корпусе

Внутреннее кольцо	Вал	Наружное кольцо	Отверстие в корпусе
35L5()	35k6()	100 l5()	100G6(

Строим поля допусков

Рис. 3.1 Поля допусков для подшипника

Шероховатость поверхностей.

Шероховатость посадочных поверхностей корпуса и вала выбираем:

- посадочной поверхности внутреннего кольца R_A=0,63 мм;

- посадочной поверхности внешнего кольца R_A=1,25 мм.

Допуск цилиндричности присоединяемых поверхностей не должен превышать для подшипников 5^-го класса 1/5 допуска на размер. Рассчитанное значение определяют до ближайшего значения по ГОСТ 24643-81 что соответствует: для вала 5-ей степени точности - 2 мкм; для корпуса 5-ей степени точности - 2 мкм.



Рисунок 3.2. Подшипник в сборе

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

Рассчитать и подобрать калибры для контроля деталей (отверстия и вала) гладких цилиндрических соединений. Исходными данными для задания 4 являются номинальный диаметр и посадка, которые принимаются из задания 1 или 2 после их выполнения. Порядок выполнения задания приведен 6.2.

Исходные данные посадка Ш100 H7/u7.

Расчет исполнительных размеров калибров для контроля отверстия

Исходный размер отверстия - 100Н7.

Расположение полей допусков и отклонений относительно полей границ допусков изделий указано на рисунке 4.1.



Рисунок 4.1

Рисунок 4.2- Схема расположения полей допусков калибра-пробки

H - допуск на изготовление калибра, H = 6 мкм;

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия, Z = 5 мкм;

Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия, Y = 4 мкм.

Отверстие 100Н7:

верхнее отклонение ES = +35 мкм,

нижнее отклонение EI = 0 мкм.

Предельные размеры отверстия 100Н7:

D_max = D + ES = 100 + 0,035 = 100,035 (мм),

D_min = D + EI = 100 + 0 = 100 (мм).

Вычисляем:

наибольший размер нового проходного калибра

(мм);

наименьший размер изношенного калибра

(мм);

наибольший размер непроходного нового калибра

(мм).

Исполнительные размеры для калибра-пробки 100Н7:

(мм);

(мм).

Рисунок 4.3. Эскиз калибра-пробки

Расчет исполнительных размеров калибров для контроля вала

Исходный размер вала - 100u7.

Расположение полей допусков и отклонений относительно полей границ допусков изделий указано на рисунке 4.4.

Рисунок 4.4 - Схема расположения полей допусков калибра-скобы

Определяем значения:

Z, Z1 Y, Y1 б, б1 H, H1 Hs Hp	5 4 0 6 4 2,5

H₁ - допуск на изготовление калибра скобы, H₁ = 6 мкм;

Z₁ - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия, Z₁ = 5 мкм;

Y₁ - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия, Y₁ = 4 мкм;

Н_р - допуск на изготовление контрольного калибра для скобы, Н_р = 2,5 мкм.

Вал 100u7.

верхнее отклонение es = 179 мкм,

нижнее отклонение ei = 144 мкм.

Предельные размеры вала 100u7.:

d_max = d + es = 100 + 0,179 = 100,179 (мм),

d_min = d + ei = 100 + 0,144 = 100,144 (мм).

Вычисляем:

наименьший размер нового проходного калибра

(мм);

наибольший размер изношенного калибра

(мм);

наименьший размер непроходного нового калибра

(мм).

Исполнительные размеры для калибра-скобы 100u7:

(мм);

(мм).

Стандартом приняты следующие обозначения размеров и допусков:

D - номинальный размер изделия;

D_min - наименьший предельный размер изделия;

D_max - наибольший предельный размер изделия;

Т - допуск изделия;



Рисунок 4.5. Эскиз калибра-скобы

Н - допуск на изготовление калибров (за исключением калибров со сферическими измерительными поверхностями) для отверстия;

Н_s - допуск на изготовление калибров со сферическими измерительными поверхностями для отверстия;

Н₁ - допуск на изготовление калибров для вала;

Н_р - допуск на изготовление контрольного калибра для скобы;

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия;

Z₁ - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия;

Y - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия;

Y₁ - допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия;

- величина для компенсации погрешности контроля калибрами отверстий с размерами свыше 180 мм;

₁ - величина для компенсации погрешности контроля калибрами валов с размерами свыше 180 мм.

5. Выбор посадок шпоночных соединений

По диаметру вала d = 42 и конструкции шпонки определить основные размеры шпонки и пазов и подобрать посадки шпоночного соединения в зависимости от вида последнего или ориентированного назначения посадок. Установить требования к точности расположения пазов и шероховатости поверхностей пазов и шпонки. Варианты и исходные данные к заданию 5 приведены в таблице 5.1, порядок выполнения задания - в 7. 2.

Таблица 5.1

	Ориентировочное назначение посадок	Вид соединения	Конструкция шпонки
42	-	Плотное	Призматическая

Таблица 5.2. Исходные данные для выбора посадки шпоночного соединения

Диаметр вала, мм	Форма шпонки	Вид шпоночного соединения
42	призматическая	плотное

1. По заданному диаметру вала (d = 42 мм), виду шпоночного соединения (плотное) и форме стандартной шпонки (призматическая) выбираем: Исходные данные для выбора посадки шпоночного соединения

По ГОСТ 23360 - 78, выбираем ширину шпонки - b = 12 мм; высоту шпонки - h = 8 мм; глубину паза вала - t₁ = 5 мм; глубину паза втулки - t₂ = 3,3 мм; длину шпонки ( произвольно ) - l = 80 мм.

Вычислить размеры:

d - t₁ = 42 - 5 = 37 мм;

d + t₂ = 42 + 3,3 = 45,3 мм.

В соответствии с заданием выбрать поля допусков по ширине b для деталей шпоночного соединения.

Таблица 5.3 - Поля допусков для деталей шпоночного соединения по ширине b

Вид шпоночного соединения	Поля допусков по ширине b
	шпонки	паза вала	паза втулки
нормальное	h9	Р9	Р9

Для нормального соединения поле допусков по ширине b: шпонки - h9; для паза вала - Р9; паза втулки - Р9.

Посадки: шпонка - паз вала 12Р9/h9; шпонка - паз втулки 12Р9/h9.

Для посадки вал втулка принимаем дл точного центрирования

Посадка 42 - посадка переходная

Найти предельные отклонения и определить предельные размеры, зазоры и натяги для деталей шпоночного соединения.

Для шпонки h9:

верхнее отклонение - мкм

нижнее отклонение - мкм;

Для паза вала

верхнее отклонение - мкм

нижнее отклонение - мкм;

Для паза втулки :

верхнее отклонение - мкм

нижнее отклонение - мкм;

Построим схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, нанести предельные отклонения, предельные размеры и определить зазоры (натяги).

В соединение “шпонка -“ паз вала “:

мм

мм

В соединение ” шпонка -паз втулки “:

мм

мм

мм

В соединение “шпонка -“вал втулка “:

В соединение ” шпонка -паз втулки “:

мм

мм

мм

Назначим отклонения на все остальные размеры шпонки и шпоночных пазов на валу и во втулке:

на высоту шпонки - 8h11(_-0,09); на длину шпонки - 80h14(_-0,870);

на длину паза вала - 80h15 (_-1.400);

на глубину паза вала - d - t₁37_-0.2 ;

на глубину паза втулки - d + t₂45,3^+0.2.

Вычертим эскизы шпоночного соединения в сборе и деталей, обозначить посадки, отклонения размеров, формы и шероховатость.



Рисунок 5.1 - Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения по b

Рисунок 5.2 - Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения по d

6. Выбор посадок прямобочных шлицевых соединений

По наружному диаметру вала D и серии определить размеры прямобочного шлицевого соединения. В зависимости от требований к точности центрирования деталей и твердости втулки выбрать способ центрирования. Исходя из характера соединения определить посадки шлицевого соединения. Установить требования к симметричности боковых сторон шлицев и шероховатости поверхностей вала и втулки. Варианты и исходные данные к заданию приведены в таблице 6.1, порядок выполнения - в 8. 2.

Таблица 6.1

	Серия	Точность центрирования	Твердость втулки	Характер соединения
102	Средняя	Высокая	Невысокая	Неподвижное, для передачи небольших крутящих моментов, без реверсирования

Исходные данные:

- тип соединения - неподвижное;

- способ центрирования - по D (наружному диаметру)

принимаем этот способ центрирования при передаче малых крутящих моментов

- номинальный размер наружного диаметра D = 102 мм.

Определяем основные параметры шлицевого соединения (ГОСТ 1139-80)

Таблица 6.2

z d D b, мм (z - число зубьев)	d1, мм	a, мм	с, мм	r, мм, не более
	не менее
Средняя серия
10 92 102 14	87,3	4,50	0,5	0,5

где z=10 - число зубьев;

d =92 мм - внутренний диаметр;

b =14 мм - ширина шлица.

2. В зависимости от заданного способа центрирования (по D ) назначаем посадки для центрирующих и не центрирующих поверхностей (табл. 2,):

- для внутреннего диаметра d -

- для наружного диаметра D - ;

- для ширины шлица - .

Условное обозначение шлицевого соединения

D - 109210214.

Определяем предельные размеры и допуски основных параметров шлицевого соединения.

4Определяем предельные размеры и допуски основных параметров шлицевого вала.

Условное обозначение шлицевого вала -

D - 109210214.

1) Внутренний диаметр d = 92

Предельные отклонения:

верхнее es = -380 мкм;

нижнее ei = -600 мкм.

Предельные размеры d:

Наибольший d _max = d + es = 92 - 0,380 = 91,620 (мм);

наименьший d _min = d + ei = 92 - 0,600 = 91,400 (мм).

Допуск размера

T_d= d_max - d_min = es - ei = -0,380-(-0,600)=0,220(мм).

2) Наружный диаметр D = 102.

Предельные отклонения:

верхнее es = -36 мкм;

нижнее ei = -71 мкм.

Предельные размеры D:

наибольшийD_max = D + es = 102 - 0,036 = 101,964 (мм);

наименьший D_min = D + ei = 102 - 0,071 = 101,929 (мм).

Допуск размера

T_D = D_max - D_min = es - ei = -0,036-(-0,071)= 0.035(мм).

3) Ширина зуба (шлица) b = 14.

Предельные отклонения:

верхнее es = -16 мкм;

нижнее ei = -34 мкм.

Предельные размеры b:

наибольшийb_max = b + es = 14 - 0,016 = 13,984 (мм);

наименьший b_min = b + ei = 14 - 0,034 = 13,966 (мм).

Допуск размера

T_b = b_max - b_min = es - ei =- 0,016-(-0,034)=0,018 (мм).

4Определяем предельные размеры и допуски основных параметров шлицевой втулки.

Условное обозначение шлицевой втулки - D - 109210214.

1) Внутренний диаметр d = 92 H12

Предельные размеры d:

верхнее es = +350 мкм;

нижнее ei = 0 мкм.

наибольшийd _max = d + es = 92 + 0,350 = 92,350 (мм);

наименьший d _min = d + ei = 92 - 0 = 92 (мм).

Допуск размера

T_d= d_max - d_min = es - ei = 0,350-(-0,000)=0,350 (мм).

2) Наружный диаметр D = 102H7.

Предельные отклонения:

верхнее ES = +35 мкм;

нижнее EI = 0 мкм.

Предельные размеры D:

наибольшийD_max = D + ES = 102 + 0,035 = 102,035 (мм);

наименьшийD_min = D + EI = 102 + 0 = 102 (мм).

Допуск размера

T_D = D_max - D_min = ES - EI =0,035-0= 0,035(мм).

3) Ширина зуба (шлица) b = 14F8.

Предельные отклонения:

верхнее ES = +43 мкм;

нижнее EI = +16 мкм.

Предельные размеры:

Наибольший b_max = b + ES = 14+ 0,043 = 14,043 (мм);

наименьший b_min = b + EI = 14 + 0,016 = 14,016 (мм).

Допуск размера

T_b = b_max - b_min = ES - EI =0.043-0.016=0,027 (мм).

Строим схемы взаимного расположения полей допусков центрирующего элемента и других основных параметров, а также рассчитываем характеристики этих посадок.

1) Посадка по центрирующему элементу D 102



Рисунок 6.1 - Схема расположения полей допусков

Характеристики посадки:

Максимальный зазор

S_max = ES - ei = 0,035 - (-0,071) = 0,106 (мм).

Минимальный зазор

S_min = EI - es = 0 - (-0,036) = 0,036 (мм).

Допуск посадки

T_S = S_max - S_min = 0,106 - 0,036 = 0,070 (мм),

2) Посадка по внутреннему диаметру d.

Характеристики посадки:

Максимальный зазор

S_max = ES - ei = 0,210 - (-0,480) = 0,690 (мм).

Минимальный зазор

S_min = EI - es = 0 - (-0,320) = 0,320 (мм).

Допуск посадки

T_S = S_max - S_min = 0,690 - 0,320 = 0,370 (мм),

Рисунок 6.2

3) Посадка по ширине шлица b: 14.

Характеристики посадки:

Максимальный зазор

S_max = ES - ei = 0,043 - (-0,034) = 0,077 (мм).

Минимальный зазор

S_min = EI - es = 0,016 - (-0,016) = 0,032 (мм).

Допуск посадки

T_S = S_max - S_min = 0,077 - 0,032 = 0,045 (мм),

T_S = T_d + T_D = 0,027 + 0,018 = 0,045 (мм).

Рисунок 6.3 - Схема расположения полей допусков

Определяем характеристики посадки по центрирующему элементу вероятностным методом.

Средний зазор

 (мм).

Рисунок 6.4

7. Расчет размерных цепей

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 7.1.

Таблица 7.1 -- Исходные данные

Замыкающее звено	Составляющие размеры, мм	Способ решения	Процент риска	Закон распределения
	A1	A2	A3	A4	A5	A6
	170	34	50	16	35	34	Одного квалитета	0,1	Нормальный

На рисунке 7.1 показана размерная цепь.

Рисунок 7.1 - Размерная цепь

Порядок расчета.

По составленной схеме размерной цепи определяются увеличивающие и уменьшающие звенья и номинальный размер звена по формуле

Определяем средний допуск, , (мкм), по формуле

,

где - допуск замыкающего звена, мкм;

- коэффициент риска зависящий от риска Р;

- коэффициент относительного рассеяния.

, [1. с. 28, табл. 6.4];

Корректируем и назначаем допуски на составные звенья

; ; ; ; ;

Правильность назначения допусков проверяется по условию

,

,

Назначаем предельные отклонения на составные звенья

; ; ; ; ;

Делаем проверку правильности назначения предельных отклонений

8. Расчет геометрических параметров резьбового соединения с метрической резьбой

Для данного резьбового соединения с метрической резьбой построить схему расположения полей допусков и рассчитать предельные размеры диаметров резьбового соединения. Варианты и исходные данные к заданию 8 приведены в таблице 8.1, порядок выполнения - в 10. 2.

Таблица 8.1

Обозначение резьбового соединения
М10?1,25-6G/6е

Исходные данные: Резьба метрическая .

Определение номинальных параметров резьбы

- наружный диаметр

- средний диаметр

- внутренний диаметр

Шаг резьбы

Высота исходного профиля

Рабочая высота профиля

Угол профиля .

В соответствии с полученными размерами вычерчиваем в масштабе увеличения профиль резьбы.

Профиль резьбы (25:1)



Рисунок 8.1

Определение предельных размеров резьбы

Предельные отклонения внутренней резьбы

- верхнее отклонение среднего диаметра.

- верхнее отклонение внутреннего диаметра.

Нижние отклонения и равны .

Верхние отклонения

- нижнее отклонение среднего диаметра.

- нижнее отклонение наружного диаметра.

Подсчитываем предельные размеры внутренней и наружной резьбы и заносим результаты в таблицу.

- наружный диаметр

- средний диаметр

- внутренний диаметр

Таблица 8.2

Диаметры	Резьба	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм
		Верхнее	Нижнее	Наибольший	Наименьший
d(D)=10	Внутренняя Наружная	не установлено -0,032	0 -0,268	-- 23,969	24 23,732
d2(D2)=9.188	Внутренняя Наружная	+0,2 -0,032	0 -0,182	23,226 22,994	23,026 22,844
d1(D1)=	Внутренняя Наружная	+0,3 -0,032	0 не установлено	22,676 22,344	22,376 --

По найденным предельным отклонениям резьбы строим схему полей допусков резьбы

Рисунок 8.2 - Схема полей допусков внутренней резьбы 6G и наружной резьбы 6e

9. Нормирование точности цилиндрических зубчатых колес и передач

Для цилиндрического прямозубого зубчатого колеса рассчитать длину общей нормали, составить таблицу параметров в которую занести данные для изготовления зубчатого колеса и контрольный комплекс. Варианты и исходные данные к заданию 9 приведены в таблице 9.1, порядок выполнения в - 11.2.

Таблица 9.1

Модуль m,мм	Число зубьев z	Коэффициент смещения x	Условное обозначение точности и вид сопряжения по ГОСТ 1643 - 81	Показатели для включения в контрольный комплекс суммарное пятно контакта
4	20	0	8-8-7-В

Пример условного обозначения точности передачи со степенью 8 по нормам кинематической точности, со степенью 8 по нормам плавности работы, со степенью 7 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В:

8-7-6-В ГОСТ 1758-81

Делительный иаметр зубчатого колеса

Численные значения параметров для контроля зубчатого колеса

Таблица 9.2

Зубчатое колесо гост 1643-81 d=80мм. В=18мм. m=4mm Вид сопряжения - В
Показатели по нормам кинематической точности (степень точности 8)	мкм мкм
Показатели по нормам плавности (степень точности 8)	мкм мкм мкм
Показатели по нормам контакта (степень точности 7)	Суммарное пятно контакта По высоте- 55% по длине - 80%
Показатели по нормам бокового зазора (Вид сопряжения В. степень точности по нормам контакта плавности 8) (степень точности 8)	мкм мкм мкм 20 мкм 28 мкм мкм -12 мкм

По нормам кинематической точности

радиальное биение зубчатого венца

- колебание длины общей нормали

По нормам плавности

- отклонени шага зацепления

- погрешность профиля зуба

По нормам контакта зубьев

По нормам бокового зазора - наименьшее смещение исходного контура

- допуски на смещение исходного контура

наименьшее отклонение средней длины общей нормали

- допуск на длину общей нормали

- допуск на длину общей нормали

- допуск на толщину зуба



Заключение

В результате выполнения курсовой работы мы приобрели навыки научного исследования работы, научились пользоваться справочной литературой, гостами и таблицами.

Данная курсовая работа помогла закрепить такие знания как:

- расчет и выбор посадок с зазором, рассмотренных на примере подшипников скольжения, работающих со смазкой;

- расчет и выбор посадок с натягом;

- расчет и выбор посадок подшипников качения;

- расчет и выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений;

- выбор посадок шпоночных соединений;

- расчет размерных цепей;

- расчет геометрических параметров резьбового соединения с метрической резьбой;

- нормирование точности цилиндрических зубчатых колес и передач.

подшипник шпоночный зубчатый колесо

Список использованных источников

1 Радкевич Я.М. Метрология, стандартизация и сертификация: учеб. Для вузов / Я.М. Радкевич, А.Г. Схиртладзе, Б.И. Лактинов. - М.: Высш. шк., 2012 - 767 с.

2 Белкин И.М. Допуски и посадки (Основные формы взаимозаменяемости): учеб. пособие для студ. машиностроит. спец. вузов. - М.: Машиностроение, 1992.-528 с.

3 ГОСТ Р 51771- 2001. Аппаратура радиоэлектронная бытовая. Входные и выходные параметры и типы соединений. Технические требования. - Введ. 2002-01-01. - М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 2001. - IV, 27 с.

4 Палей, М.А. Допуски и посадки: справочник: в 2 ч. М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. - 7-е изд., перераб. и доп. - Л.: Политехника, 2011. - Ч. 1. - 576 с.

5 Палей М.А. Допуски и посадки: справочник: и 2 ч. М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский, - 7-е изд., перераб. и доп. - Л.: Политехника, 1991. - Ч. 2. - 607 с.

6 Допуски и посадки: справочник: в 2 ч. / под ред. В.Д. Мягкова - 5-е изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение. Ленингр. Отд-ние, 1978. - Ч. 1. - 102 с.

7 Система стандартов безопасности труда: сборник. - М.: Изд-во стандартов, 2012, - 102 с.

8 Расчет и выбор посадок типовых соединений. Расчет размерных цепей: метод. указания по выполнению курсовой работы / Сост. Н.Н. Веснушкина. - Саранск: Изд-во Мордов. Ун-та, 2009. -112 с.

Приложение

Таблица 1 - Параметры шлицевых соединений с прямобочным профилем зубьев

z d D b, мм (z - число зубьев)	d1, мм	a, мм	с, мм	r, мм, не более
	не менее
Легкая серия
6 23 26 6	22,1	3,54	0,3	0,2
6 26 30 6	24,6	3,85	0,3	0,2
6 28 32 7	26,7	4,03	0,3	0,2
8 32 36 6	30,4	2,71	0,4	0,3
8 36 40 7	34,5	3,46	0,4	0,3
8 42 46 8	40,4	5,03	0,4	0,3
8 46 50 9	44,6	5,75	0,4	0,3
8 52 58 10	49,7	4,89	0,5	0,5
8 56 62 10	53,6	6,38	0,5	0,5
8 62 68 12	59,8	7,31	0,5	0,5
10 72 78 12	69,6	5,45	0,5	0,5
10 82 88 12	79,3	8,62	0,5	0,5
10 92 98 14	89,4	10,08	0,5	0,5
10 102 108 16	99,9	11,49	0,5	0,5

Размещено на Allbest.ru