Расчет посадок гладких цилиндрических соединений, шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

МИЧУРИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Курсовая работа

Расчет посадок гладких цилиндрических соединений, шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений

Мичуринск

2019 г.

Содержание

посадка подшипник шлицевый

Введение 3

Аннотация 4

1. Расчет и выбор посадок с зазором 5

2. Расчёт и выбор посадок с натягом 9

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения 13

4. Выбор посадок шпоночного соединения 17

5. Выбор посадок шлицевого соединения 19

6. Расчёт точностных параметров резьбового соединения 21

7. Расчёт размерных цепей 23

8. Оценка уровня качества однородной продукции 26

Заключение 29

Список источников 30



Введение

Эффективность производства обусловлена улучшением качества машин и их надежности. Дисциплина «Метрология, стандартизация и сертификация» позволяет изучать задачу улучшения качества изготовления, использования и ремонта технологического оборудования комплексно - с позиций стандартизации, обеспечения взаимозаменяемости и контроля установленных технических требований.

Целью курсовой работы выступает выработка знаний и практического навыка использования и соблюдения требований комплексной системы общетехнических стандартов, выполнения точных расчетов и метрологического обеспечения при производстве, эксплуатации и ремонте техники и оборудования.

Основными задачами курсовой работы выступают закрепление знаний, полученных во время изучения материала, развитие практических навыков в выборе допусков, посадок, средств измерения и контроля, а также в пользовании справочной литературой.



Аннотация

В работе выполнен расчет и выбор посадок гладких цилиндрических соединений, шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений, расчет и выбор посадок подшипников качения, расчет размерных цепей, оценка уровня качества однородной продукции.



1. Расчет и выбор посадок с зазором

Исходные данные сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Номинальный диаметр, м Длина цапфы, м Шероховатость поверхности отверстия, мкм Шероховатость поверхности вала, мкм Относительная частота вращения деталей, об/мин Радиальная нагрузка на подшипник, Н Марка масла Система изготовления	dn l RzD Rzd n R Т-46 СH	0,031 0,031 0,8 0,8 400 500

Требуется:

- Определить наивыгоднейший зазор в соединении, соответствующий наименьшему коэффициенту трения.

- Определить расчётный зазор.

- Выбрать стандартную посадку по таблицам предельных зазоров.

- По таблицам предельных отклонений определить поля допусков деталей соединения.

- Построить в масштабе схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием всех параметров деталей и соединения.

- Вычертить эскизы соединения в сборе и его деталей с простановкой размеров и полей допусков.

- Назначить завершающий технологический процесс обработки деталей соединения.

- Выбрать универсальные средства измерения для контроля размеров отверстия и вала.

Определение расчетного зазора

Посадки с зазором предназначены для получения подвижных соединений. Наиболее распространенным типом ответственных подвижных соединений являются подшипники скольжения, работающие со смазкой.

При выборе подвижных посадок расчетные зазоры определяют, используя гидродинамическую теорию смазки.

Известно [1], что соотношение между величинами h и S в подшипниках конечной длины выражается зависимостью:

(1.1)

где h - толщина масляного слоя в месте наибольшего сближения поверхностей вала и подшипника в рабочем состоянии, м;

S - зазор между валом и подшипником в состоянии покоя, м;

dn - номинальный диаметр соединения, м;

l - длина подшипника, м;

- угловая скорость вращения, c^-1:

- абсолютная вязкость смазочного масла при рабочей температуре, Пас.

= 0,042 Пас [3, таблица 1.1];

p - среднее удельное давление в подшипнике, Па, определяемое по формуле:

p=R/(dnl), (1.2)

где R-радиальная нагрузка на цапфу, H.

p = 500/(0,0310,031) = 0,5210⁶ Па;

По формуле (1.1) определяем значение hS:

Известно [1], что если при установившемся движении h=0,25S, то коэффициент трения получается наименьшим, следовательно, и тепловой режим работы подшипника будет наилучшим. Подставив это значение h в формулу (1.1), найдем значение наивыгоднейшего зазора, м:

(1.3)

Долговечность работы узла зависит от правильности выбора зазора. В результате приработки зазоры увеличиваться за счет снятия шероховатости сопрягаемых деталей. Поэтому целесообразно первоначальный зазор уменьшить на сумму высот шероховатостей вала и отверстия, что обеспечит больший технический ресурс сопряжения. Как показали исследования [3], в процессе приработки высота шероховатости уменьшается на 0,7 от первоначальной. Поэтому расчетный зазор, по которому следует выбирать посадку, можно определить из выражения:

S_расч=S_наив-1,4(Rz_D+Rz_d), (1.4)

где Rz_D,Rz_d- величина шероховатости, мкм, соответственно отверстия и вала.

S_расч= 58,2-1,4(0,8+0,8) = 55,96 мкм.

Выбор стандартной посадки

Условие выбора стандартной посадки можно записать так:

S_ср.стS_расч, (1.5)

где S_ср.ст- средний стандартный зазор, мкм.

Посадку выбирают в первую очередь из числа предпочтительных.

По таблицам предельных зазоров [2] или по таблице справочного материала [3, таблица 1.2] подбираем посадку в системе отверстия, удовлетворяющую условию (1.5). Такой посадкой, например, является для которой S_max.ст.= 75 мкм, S_min.ст.= 25 мкм, S_ср.ст.= 50 мкм, т.е.50<55,96

Проверка по наименьшей толщине масляного слоя

Выбранную посадку необходимо проверить, исходя из условия обеспечения наименьшего слоя смазки при наиболее неблагоприятных условиях. В этом случае:

(1.6)

Чтобы избежать сухого трения, наименьшая толщина масляного слоядолжна быть больше суммы высот шероховатостей вала и отверстия, т.е.

(1.7)

Условие (1.7) выдерживается, т.к. 10,9>0,8+0,8 следовательно, посадкавыбрана правильно.

Построение схемы расположения полей допусков

Для выбранной посадки

отклонения находим в [2] или [3, таблицы 1.3, 1.4]:

для вала верхнее предельное отклонение es=-25 мкм, нижнее ei=-50 мкм;

для отверстия ES=+25 мкм, EI=0.

Строим схему расположения полей допусков, рисунок 1.1, где указываем предельные отклонения, допуски и стандартные предельные зазоры.

Эскизы деталей и соединения в сборе выполнены на чертеже формате А4.

Рисунок 1.1. Схема расположения полей допусков посадки

Завершающий технологический процесс обработки деталей соединения

По таблице 3.3[3] назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:

вал - наружное круглое шлифование тонкое;

отверстие - хонингование.

Выбираем средства измерения.

Для отверстия погрешность измерения д = 7 мкм ([3, таблица 3.1]). Соблюдая условие

±Дlimд (1.8)



По таблице 3.2 [3] для измерения отверстия выбираем индикаторный нутромер с измерительной головкой с ценой одного деления 0,002 мм ±Дlim = 5,5 мкм).

Для вала д = 7 мкм - микрометр рычажный с ценой одного деления 0,002 мм в руках(±Дlim= 6 мкм).

Результаты выбора заносим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2. Данные по выбору средств измерения

Наименование детали, ее номинальный размер, поле допуска	Величина допуска изделия IT, мкм	Допустимая погрешность измерения ±д, мкм	Предельная погрешность измерит. средства Дlim, мкм	Наименование средства измерения
Отверстие Ш31H7	25	7	5,5	Индикаторный нутромер с измерительной головкой с ценой одного деления 0,002 мм
Вал Ш31f7	25	7	6	Микрометр рычажный с ценой одного деления 0,002 мм в руках

2. Расчёт и выбор посадок с натягом

Исходные данные сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Крутящий момент, Н*м Материал вала Длина соединения l, мм Метод сборки Осевая сила, кН Диаметр соединения, мм Внутренний диаметр вала, мм Наружный диаметр ступицы, мм Шероховатость поверхности: Вала Rzd, мкм Отверстия RzD, мкм Материал отверстия Система изготовления	Мкр l Рос dn d1 D2 Rzd RzD Бр.ОЦС5-5-5 Сh	60 Сталь 35 30 Механическая запрессовка 0,8 25 6 50 1,6 3,2

Требуется:

1. Определить наименьший натяг, способные передать указанные нагрузки

2. Определить расчётный натяг

3. Выбрать стандартную посадку по таблицам предельных натягов.

4. По таблицам предельных отклонений определить поля допусков деталей соединения.

5. Провести проверку деталей соединения на прочность.

6. Определить усилия запрессовки для механической сборки или температуру нагрева ступицы (охлаждения вала) для термической сборки соединения.

7. Построить схему расположения полей допусков с указанием всех параметров деталей и соединения.

8. Выполнить эскизы соединения и отдельных деталей с обозначением размеров и полей допусков.

9. Назначить завершающий технологический процесс обработки деталей соединения.

10. Выбрать универсальные средства измерения для контроля размеров отверстия и вала.

Решение.

Определяем значение необходимого давления поформуле

(2.1)

где р - давление, Па;

dn- номинальный диаметр, м;

l - длина сопряжения, м;

Мкр- наибольший крутящий момент, Нм;

Рос - наибольшая осевая сила, Н;

f - коэффициент трения, f = 0,08 выбрано по таблице 1.5.

Подставляя получим

Определяем наименьший натяг, способный передать даннуюнагрузку, по формуле

(2.2)

Предварительно по формулам (2.3)и (2.4)определяем коэффициенты:

(2.3)

(2.4)

Подставляя получим

где ??= 0,3 выбрано по таблице 6[6]

Тогда

где Е_D = Е_d=МПа - выбрано по таблице 1.6 [6]

Определяем расчетный натяг по формуле:

(2.5)

Подставляя получим

При выборе стандартной посадки необходимо выдержать следующее условие:

(2.4)

По [3] или таблице 1.7 находим, что условию (2.4) не удовлетворяет ни одна из предпочтительных посадок. Поэтому выбираем рекомендуемую посадку Ш25Н7/s6 для которой Nmin= 22 мкм; Nmax= 45 мкм.

Проверяем детали сопряжения на прочность. Наибольшее давление, которое может возникнуть после запрессовки при использовании выбранной посадки, по формуле:

(2.5)

Подставляя, получим

Наибольшие напряжения в материале втулки и вала по формуле

(2.6)



Подставляя, получим

и (2.7)

Предел текучести для стали 30 (таблица 1.6) = 320 МПа, т.е. условие (2.7) выдержано и посадка выбрана правильно.

Определяем усилие запрессовки при механической сборкесопряжения по формуле:

(2.8)

где - коэффициент трения при запрессовке,определяется по формуле

=(1,15ч1,2)=1,20,08= 0,096

Подставляя, получим

Схема расположения полей допусков с указанием всех параметров деталей и соединения приведена на рис.2.1

Эскизы деталей и соединения в сборе выполнены на чертеже в формате А4.



Рисунок 2.1. Схема расположения полей допусков посадки

Завершающий технологический процесс обработки деталей соединения

По таблице 3.3 [3] назначаем завершающий технологический процесс, обеспечивающий требуемую точность и шероховатость:

вал - наружное точение (токарное) тонкое (алмазное);

отверстие - растачивание на токарных станках (алмазное).

Выбор средств измерения деталей

Выбираем средства измерения.

Результаты выбора заносим в таблицу 1.2.

Таблица 2.2. Данные по выбору средств измерения

Наименование детали, ее номинальный размер, поле допуска	Величина допуска изделия IT, мкм	Допустимая погрешность измерения ±д, мкм	Предельная погрешность измерит. средства Дlim, мкм	Наименование средства измерения
Вал Ш25s6	13	4	4	Рычажная скоба с ценой одного деления 0,002 мм в стойке
Отверстие Ш25H7	21	6	1,5	Индикаторный нутромер с измерительной головкой с ценой одного деления 0,001 мм, настроенный по концевой мере

3. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Исходные данные сведем в таблицу 3.1.

Таблица 3.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
№ подшипника dотв/d Радиальная нагрузка, Н Вращающееся кольцо Вид нагрузки	R	215 0,4 10000 Внутреннее Ударная, перегрузка до 300%

Требуется:

1. Определить основные размеры подшипника и предельные отклонения диаметра отверстия внутреннего кольца и диаметра наружной поверхности наружного кольца.

2. Определить вид нагружения внутреннего и наружного колец.

3. Произвести расчёт и выбор посадок и соединений «внутреннее кольцо-вал» и «наружное кольцо-корпус».

4. Проверить наличие посадочного радиального зазора в подшипнике.

5. Построить схемы расположения полей допусков выбранных посадок.

6. Вычертить эскизы подшипникового узла (сборочный чертёж) и сопрягаемых деталей с обозначением допусков и посадок, требований к форме и шероховатости поверхностей.

Решение.

По ГОСТ 3478-79 или таблице 2.10[6]определяем основные размеры подшипника типа 215: d = 75 мм, D = 130 мм, B = 25 мм, r = 2,5 мм.

Для 0-го класса точности из ГОСТ 520-71 или по таблице 2.7[6] находим предельные отклонения диаметра отверстия внутреннего кольца - и диаметра наружной поверхности наружного кольца -

Пользуясь формулой (2.1), рассчитываем интенсивность радиальной нагрузки Pr на посадочной поверхности вращающегося циркуляционно нагруженного внутреннего кольца.

(3.1)

где R - расчетная радиальная нагрузка на опору, Н;

В - ширина кольца подшипника, м;

r - радиус монтажных фасок, м;

- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки. Выбираем по таблице 2.2[6]

- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе. Выбираем по таблице 2.3[6].

Подставляя, получим

По таблице 2.4[6](по допускаемому значению кН/м винтервале диаметров d = 18….80 мм) выбираем поле допуска вала, образующее с полем допуска отверстия наружногокольца посадку со средневероятностным натягом

Nm= em - Em= 11,5-(-7,5) = 19 мкм,

где em = 0,5(es + ei)= 11,5 и Em = 0,5(ES+EI)= -7,5 - средние отклонения соответственно вала и отверстия внутреннего кольца, мкм.

Посадочный радиальный зазор в подшипнике, м, рассчитывают по формуле

(3.2)

где Grm - средний начальный радиальный зазор, м, определяемый как

(3.3)

где Grmax, Grmin -предельные начальные зазоры;

- диаметральная деформация дорожки качения соответственно внутреннего или наружного циркуляционно-нагруженного кольца после посадки на вал или в корпус, определяемая как

(3.4)

где Nd(ND) -эффективный (действительный) посадочный натяг, соответственно в соединении внутреннего кольца с валом или наружного кольца с корпусом:

N =0,85Nmax, (3.5)

где Nmax-наибольший предельный натяг выбранной посадки, мкм;

D, d-диаметры посадочных поверхностей внутреннего и наружного колец подшипника, м;

D₁, d₁ - приведенные диаметры, соответственно внутреннего и наружного колец:



(3.6)

Предварительно по таблице 2.5[6]находим начальные радиальные зазоры Grmin=10мкм, Grmax = 30 мкм (для подшипников с диаметром d в интервале свыше 65 до 80 мм) и рассчитываем средний начальныйзазор по формуле(3.3)

Пользуясь формулой (3.2), определяем наличие посадочного радиального зазора при наибольшем натяге

Nmax = es - EI = 21-(-15)=36 мкм.

Устанавливаем значение эффективного посадочного натяга по формуле (3.5):

Nd= 0,85·36 = 30,6мкм,

приведенного наружного диаметра внутреннего кольца по формуле:

и диаметральной деформации его дорожки качения по формуле (3.4):

Тогда

Посадочный радиальный зазор в подшипнике не обеспечивается, следовательно, необходимо выбрать другую посадку.

По таблице 2.4[6]выбираем поле допуска вала, образующее с полем допуска отверстия наружного кольца посадку со средневероятностным натягом

Nm= em - Em= 0-(-7,5) = 7,5 мкм



Устанавливаем значение эффективного посадочного натяга поформуле (3.5):

Nd= 0,85·24,5 = 20,83 мкм,

Пользуясь формулой (3.2), определяем наличие посадочного радиального зазора при наибольшем натяге

Nmax = es - EI = 9,5-(-15)=24,5 мкм.

Д диаметральная деформация дорожки качения

Тогда

Следовательно, при намеченной посадке после установки подшипника на вал в нем сохраняется зазор, который и является посадочным радиальным зазором.

Для посадки не вращающегося наружного кольца подшипника, воспринимающего местное нагружение, выбираем по таблице 2.6 (для диаметров D в интервале свыше 80 до 260 мм при ударной нагрузке, перегрузка до 300%) поле допуска отверстия внеразъемном корпусе , образующее с полем допуска наружного кольца l0(-0,018) переходную посадку:

Nmax = es-EI = 9,5-(-18) = 27,5мкм

Smax = ES-ei = 20-(-9,5) = 9,5мкм

Вычерчиваем эскизы подшипникового узла и сопрягаемыхдеталей с обозначением допусков и посадок, требований к форме и шероховатости поверхности на чертеже в формате А4.

Строим схемы расположения полей допусков с указаниемпредельных размеров, отклонений, наибольших, наименьших и средневероятных натягов и зазоров - рис.3.1.



Рисунок 3.2. Схемы расположения полей допусков

4. Выбор посадок шпоночного соединения

Исходные данные сведем в таблицу 1.3.

Таблица 4.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Тип шпонки Вид соединения Условия работы Диаметр вала, мм	dn	Сегментная шпонка Плотное Точное центрирование 45

Требуется:

1. Определить основные размеры шпоночного соединения.

2. Выбрать поля допусков соединения по номинальному размеру dn “вал-втулка”.

3. Выбрать поля допусков деталей шпоночного соединения по ширине шпонки.

4. Назначить поля допусков и определить предельные отклонения остальных размеров шпоночного соединения.

5. Дать схему расположения полей допусков шпоночного соединения по размеру ширины шпонки.

6. Определить предельные зазоры и натяги в соединениях: по номинальному размеру dn, по ширине шпонки.

7. Вычертить эскизы шпоночного соединения и его деталей с указанием всех основных размеров и полей допусков, параметров шероховатости.

Решение.

По таблице 5.1[6] определяем размер деталей соединения.

При dn=45 мм:

ширина призматической шпонки b=10 мм,

высота h =13 мм,

глубина паза на валу t₁ = 10 мм,

глубина паза во втулке t₂=3,3мм,

диаметр шпонки d=32 мм.

По таблице 5.3[6]при точном центрировании втулки на валу выбираем поля допусков по размеру dn=45 мм для втулки Н6, для вала m6.

Исходя из условий задачи по таблице 5.4[6], назначаем поля допусков по ширине шпонки, а по рекомендациям стандартов - надругие размеры деталей шпоночного соединения. Полученные данные заносим в таблицу4.2.

Чертим схему полей допусков по ширине шпоночного соединения b=10мм (рисунок 4.1).



Рисунок 4.1. Схема полей допусков шпоночного соединения

Таблица 4.2. Размерные характеристики деталей шпоночного соединения

Наименование размера	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Допуск размера T, мм	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм
				верхнее ES(es)	нижнее EI(ei)	max	min
Ширина паза вала	10	P9	0,036	-0,015	-0,051	9,985	9,949
Ширина паза втулки	10	P9	0,036	-0,015	-0,051	9,985	9,949
Ширина шпонки	10	h9	0,036	0	-0,036	10,000	9,964
Глубина паза вала	10	H12	0,150	+0,150	0	10,150	10,000
Высота шпонки	13	h11	0,110	0	-0,110	13,000	12,890
Глубина паза втулки	3,3	H12	0,120	+0,120	0	3,420	3,300
Диаметр втулки	45	H6	0,016	+0,016	0	45,016	45,000
Диаметр вала	45	m6	0,016	+0,025	+0,009	45,016	45,009
Диаметр шпонки	32	h12	0,250	0	-0,250	32,000	31,750
Длина паза вала	32	Н15	1,000	+1,000	0	33,000	32,000

Предельные зазоры и натяги в соединениях «шпонка-паз вала» и «шпонка-паз втулки» определяют, как в гладких соединениях. Для рассматриваемого примера: в соединении по ширине «шпонка-паз вала» Smax=0,036 мм и Nmax =0,051 мм, «шпонка-паз втулки» Smax=0,036 мм и Nmax=0,051 мм, в соединении по диаметру «вал-втулка» Smax=0,007 мм и Nmax=0,025 мм.

Эскизы шпоночного соединения и его деталей приведен на чертеже в формате А4, где шероховатость поверхностей деталей выбрана по таблице 5.5[6].

5. Выбор посадок шлицевого соединения

Исходные данные сведем в таблицу 5.1.

Таблица 5.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Номинальные размеры, мм Ширина шлица, мм Центрируемый параметр	ZхdхD b	10х72х78 12 b

Требуется:

1. Дать схему принятого метода центрирования.

2. Назначить посадки и определить предельные отклонения деталей для центрирующего и не центрирующего элементов соединения.

3. Выполнить схемы расположения полей допусков соединения по внутреннему и наружному диаметрам и по ширине шлица.

4. Записать условное обозначение шлицевого соединения, шлицевой втулки и вала по ГОСТу.

5. Выполнить эскиз шлицевого соединения и его деталей, указав их условные обозначения.

Решение.

По таблице 6[6] определяем, что данное соединениеотносится к легкой серии.

Способ центрирования соответствует схеме в на рис. 5.5.[6].

В соответствии с рекомендациями ГОСТ 1139-80, при центрировании по боковым сторонам зубьев, выбираем следующие посадки:

по ширине зубьев b - F8/ js7;

по наружному диаметру - грубую посадку H12/a11.

для внутреннего диаметра предусмотрено только поле допуска на втулку - Н11, диаметр вала d - не менее d1.

В соответствии с выбранными посадками по таблицам предельных отклонений [3] определяем предельные отклонения деталей соединения. Данные сводим в таблицу 5.1. Схемы полей допусков прямобочного шлицевого соединения приведены в рисунке 5.1.

Таблица 5.2. Размерные характеристики деталей шлицевого соединения

Наименование размера	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Допуск размера Т, мм	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм
				верхнее ES (es)	нижнее EI (ei)	max	min
Центрирующие элементы:
Ширина впадин отверстия	12	F8	0,027	+0,043	+0,016	12,043	12,016
Толщина шлицев вала	12	js7	0,018	+0,009	-0,009	12,009	11,991
Не центрирующие элементы:
Наружный диаметр отверстия	78	H12	0,300	+0,300	0	78,300	78,000
Наружный диаметр вала	78	а11	0,190	-0,360	-0,550	77,640	77,450
Внутренний диаметр отверстия	72	Н11	0,190	+0,190	0	72,190	72,000
Внутренний диаметр вала	72	-	-	0	0	72,000	72,000



Рисунок 5.1. Схемы полей допусков прямобочного шлицевого соединения

Условное обозначение заданного соединения будет иметь вид:

b - 10х72х78Н12/a11х12F8/js7,

втулка того же соединения:

b - 10х72х78Н12х12F8,

шлицевой вал:

b - 10х72х78a11х12js7

Сборочный и детальные эскизы рассматриваемого шлицевого соединения с требуемыми обозначениями приведены на чертеже в формате А4.

6. Расчёт точностных параметров резьбового соединения

Исходные данные сведем в таблицу 6.1.

Таблица 6.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Шаг резьбы, мм Поле допуска; Резьба	Р d2 d D2 D1	1,5 4g 4g 5H 5H М30

Требуется:

1. Записать условное обозначение по ГОСТу и расшифровать основные параметры резьбового соединения, болта и гайки.

2. Определить номинальные размеры и предельные отклонения наружного, среднего и внутреннего диаметров болта и гайки.

3. Дать эскиз профиля с указанием основных параметров и полей допусков резьбового соединения.

Решение.

Условное обозначение резьбового соединения: М30х1,5-5H/4g

Из таблицы ГОСТ 24705-81 [3] для резьбы М30 смелким шагом Р=1,5 мм выписываем номинальные диаметры:

наружный- d(D)=30 мм,

средний - d₂(D₂)=29,026 мм

внутренний -d₁(D₁)=28,376 мм.

Пользуясь, ГОСТ 16093-81 [3] для резьбы с номинальным диаметром d(D)=30 мм и шагом Р=1,5 мм, находим предельные отклонения диаметров резьбы болта с полем допуска 4g4g: es=-0,032 мм(для d, d₂, d₁), ei=-0,182 мм (для d), ei=-0,122 мм (для d₂)

предельные отклонения диаметров резьбы гайки с полями допусков 5H5H: EI=0 (для D, D₂, D₁), ES=+0,160 мм (для D₂), ES=+0,236 мм (для D₁).

Предельные диаметры и допуски резьбы болта рассчитываем по формулам:

d_max=d + es=30+(-0,032)=29,968мм

d_min=d+ei=30+(-0,182)=29,818мм

Td=d_max-d_min=29,968-29,818=0,15мм

d_2max=d₂+es=29,026+(-0,032)=28,994мм

d_2min=d₂+ei=29,026+(-0,122)=28,904 мм

Td₂=d_max-d_min=28,994-28,904 =0,09мм

d_1max=d₁+es=28,376+(-0,032)=28,344мм

d_1min - не устанавливается.

Предельные размеры и допуски резьбы гайки рассчитываются по формулам:

D_max- не устанавливается

D_min=D+EI=30+0=30мм

D_2max=D₂+ES=29,026 +0,160=29,186мм

D_2min=D₂+EI=29,026+0=29,026мм

TD₂=D_2max-D_2min=29,186-29,026=0,16мм

D_1max=D₁+ES=28,376 +0,236=28,612мм

D_1min=D₁+EI=28,376 +0=28,376 мм

TD₁=D_1max- D_1min=28,612-28,376 =0,236мм

Вычерчиваем профиль резьбового соединения (рис. 6.1) собозначением номинальных и предельных диаметров и полей допусков.

Рисунок 6.1. Профиль резьбового соединения



7. Расчёт размерных цепей

Исходные данные сведем в таблицу 7.1.

Таблица 7.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Номер чертежа Замыкающее (исходное) звено Метод расчета	- - -	3 ГД Вероятностный

Требуется:

1. Выявить размерную цепь и дать ее схему.

2. Проверить правильность составления заданной размерной цепи.

3. Установить единицы допуска составляющих звеньев, допуски которых требуется определить.

4. Установить квалитет, по которому следует назначать допуски на составляющие звенья.

5. Провести проверку правильности расчета.

6. Составить таблицу допусков и предельных отклонений всех звеньев.

Решение.

По заданному чертежу составляем размерную цепь

Составляющие звенья размерной цепи.

Число всех звеньев .

Звенья , ? увеличивающие. Число увеличивающих звеньев .

Звенья , ? уменьшающие. Число уменьшающих звеньев .



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 7.1. Схема размерной цепи

Основное уравнение размерной цепи

(7.1)

По формуле (7.1) определяем номинальный размер замыкающего звена

Допуск замыкающего звена принимаем согласно заданию 0,5 мм

По формуле (6.4) определяем число единиц допуска:

(7.2)

Из таблицы 6.1[6] выписываем значения единицы допуска для интервалов, соответствующих номинальным размерам звеньев:

i₁= 1,31мкм, i₂ = 1,31мкм, i₃= 0,73мкм, i₄= 1,08мкм, i₅= 1,08мкм, i₆= 1,08мкм

Подставляя получим

Сравнивая полученное значение a с ближайшим в таблице 6.2[6] значением aD(d) = 160, устанавливаем квалитет IT12 и по ГОСТ 25346-82, назначаем допуски составляющих звеньев:

TГ₁= 0,210 мм, TГ₂=0,210 мм, TГ₃= 0,120 мм,

TГ₄= 0,180 мм, TГ₅= 0,100 мм, TГ₆= 0,100 мм.

Поскольку а не равно a_D(d), то для выполнения уравнения (7.3) допускодного ли нескольких звеньев корректируют, исходя из технико-экономических соображении.

(7.3)

Составляющее звено размерной цепи, изменением которого достигается требуемая точность исходного звена, называют компенсирующим звеном и обозначают Гк. В качестве компенсирующего звена выбираем звено .

Hа основании формулы (7.3) допуск компенсирующего звена определяется как

(7.4)

Подставляя получим

На основании ГОСТ 25346-82 по квалитету IT12 принимаем ближайшее =0,3мм.

Тогда

С учетом принятых допусков назначаем предельные отклонения Es(Гi) и Ei(Гi) составляющих звеньев так, чтобы выполнялось условие

(7.5)



Т.е. разность средних отклонений увеличивающих и уменьшающих звеньев должна быть равна среднему отклонению исходного звена:

здесь Em(ГД)=0,5[Es(ГД)+ Ei(ГД)] и Em(Гi)=0.5[Es(Гi)+ Ei(Гi)].

Предельные отклонения звеньев размерной цепи определяются зависимостями:

(7.6)

(7.7)

Назначаем предельные отклонения составляющих звеньев размерной цепи:

; ; ; ;

На основании формулы (7.5) получаем, что

Em(Г_Д) = 0,250<[0,150+0,090-0,050-0,050-(-0,105-0,105)]?0,350 мм,

И поэтому средние отклонения одного или нескольких составляющих звеньев следует уменьшить в сумме на 0,350-0,250=0,10 мм.

Выбираем для этого звено =4 мм, среднее отклонение которого уменьшаем на 0,1 мм и, таким образом, принимаем Em()=0,15-0,1=0,05

Используя формулы (7.6) и (7.7), находим предельные отклонения звена:

Записываем в окончательном виде

Составляем таблицу допусков и предельных отклонений всех звеньев (табл.7.2).

Таблица 7.2. Результаты расчетов допусков в размерной цепи

Наименование размера	Номинальный размер	Обозначение размера	Квалитет	Допуск размера	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры, мм
				значение	приме-чание	верх. ES (es)	нижн. EI (ei)	max	min
Замыкающее	4	ГУ	-	0,500	изв.	+0,500	0	4,500	4,000
Составляющие	Уменьшающие	20	Г1	12	0,210	-	0	-0,210	20,000	19,790
		26	Г2	12	0,210		0	-0,210	26,000	25,790
	Увеличивающие	4	Г3	12	0,150	-кор.	+0,125	-0,025	4,125	3,975
		18	Г4	12	0,180		+0,180	0	18,180	18,000
		14	Г5	12	0,100	изв.	0	-0,100	14,000	13,900
		14	Г6	12	0,100	изв.	0	-0,100	14,000	13,900

8. Оценка уровня качества однородной продукции

Исходные данные сведем в таблицу 8.1.

Таблица 8.1. Исходные данные

Параметр	Обозначение	Значение
Суммарный годовой полезный эффект от эксплуатации, тыс.дет. Новая модель Базовая модель Срок службы станка, лет Новая модель Базовая модель Стоимость станка, усл.ед. Новая модель Базовая модель Эксплуатационные затраты в год, усл.ед. Новая модель Базовая модель	ПУ t Зс Зэ	15 16 6 5 45 50 11 10



Требуется:

1. Определить дифференциальные показатели качества по каждому параметру.

2. Определить интегральные показатели качества.

3. Определить комплексный показатель качества новой модели.

4. На основании полученных данных сделать вывод о целесообразности использования новой модели станка.

Решение

Дифференциальные показатели качества.

При дифференциальном методе сопоставляют одноимённые показатели базового и оцениваемого изделий. При этом определяют, какие показатели достигли значений показателей базового образца, акакие существенно отличаются от базовых значений. Уровень показателя качества по установленным свойствам определяют по формулам:

gi= Pi/Pб, (8.1)

где Pi- показатель качества оцениваемой продукции;

Pб- показатель качества базового образца.

Зависимость (8.1) применяют для тех показателей, увеличение которых свидетельствует об улучшении качества изделия.

gi= Pб/Pi, (8.2)

Зависимость (8.2) применяют для тех показателей, уменьшение которых свидетельствует об улучшении качества изделия.



Таблица 8.2. Исходные показатели для расчета уровня качества станков

Наименование параметра	Новая модель	Базовая модель	Относительный показатель
Суммарный годовой полезный эффект от эксплуатации ПУ, тыс.дет.	15	16	0,94
Срок службы станка t, лет	6	5	1,20
Стоимость станка Зс, усл.ед.	45	50	1,11
Эксплуатационные затраты в год Зэ, усл.ед.	11	10	0,91

Вывод: Из анализа данных, приведенных в таблице 8.2, следует, что технический уровень нового станка по одним значениям больше, а под другим меньше единицы. В этом случае необходимо применять комплексный метод оценки качества продукции.

Интегральные показатели качества

При сроке службы продукции более одного года, если ежегодный полезный эффект и ежегодные эксплуатационные затраты остаются постоянными, срок службы составляет целое число лет, а окупаемость единовременных капитальных вложений на созданиепродукции учитывается поправочным множителем (таблица 7.3),интегральный показатель ее качества рассчитывается по формуле

(8.3)

где - поправочный множитель, определяется по табл.7.3[6]

Подставляя, получим

Новая модель

Базовая модель

Вывод: Полученные результаты свидетельствуют о том, что новая модель станка более выгодна по интегральному показателю качества.

Комплексный показатель качества.

В тех случаях, когда построение функциональной зависимости комплексного показателя от исходных показателей затруднено, можно применять комплексную оценку с помощью различных средних взвешенных, в том числе средних взвешенных относительных показателей. Значения средних взвешенных относительных показателей находят усреднением совокупности относительных показателей gi

Для среднего взвешенного геометрического показателя

(8.4)

где gi- относительный показатель сравниваемых свойств изделия.

Результат расчета приведен в табл. 8.3.

Таблица 8.3. Расчет комплексного показателя качества станков

Наименование параметра	Новая модель	Базовая модель	Относительный показатель
Суммарный годовой полезный эффект от эксплуатации ПУ, тыс.дет.	15	16	0,94
Срок службы станка t, лет	6	5	1,20
Стоимость станка Зс, усл.ед.	45	50	1,11
Эксплуатационные затраты в год Зэ, усл.ед.	11	10	0,91
Средний взвешенный геометрический показатель	1,04

Вывод: Полученный результат свидетельствует о том, что уровень качества станка новой модели на 4% выше базового.

Заключение

В рамках курсовой работы были рассчитаны и выбраны посадки с зазором и посадки с натягом. Также были рассчитаны и назначены посадки подшипника качения, выбраны посадки для шлицевого и шпоночного соединений; определены точностные параметры резьбового соединения, определена размерная цепь. Для расчета и оценки технического уровня и качества однородной продукции использовались такие методы, как: дифференциальный, комплексный, смешанный.

При выполнении работы были получены основные навыки работы с технической литературой, изучены вопросы обеспечения качества функционирования часто применяемых в машиностроении соединений и получены навыки их расчета и знания в области подготовки и оценки итогов измерений.

Всё это поможет в будущем во время решения практических задач при производстве, использовании и ремонте разнообразных машин и агрегатов.



Список источников

1. Серый И.С. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения.- М.: Агропромиздат, 1987. - 367с.

2. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Методические указания по изучению дисциплины / Н.Н. Черниговцев, Н.И. Веселовский. - М., 1991. - 90 с.

3. Допуски и посадки: Справочник / В.Д. Мягков и др. - Л.: Машиностроение, 1982. - Ч.1. - 543 с.

4. Методические указания к курсовой работе и практическим занятиям по учебной дисциплине «Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения». -Куйбышев: КПтИ, 1987. - 44 с.

5. Шишкин И.Ф. Теоретическая метрология: Учебник для вузов. - М.: Изд-во стандартов, 1991. - 492 с.

6. Манаенков К.А., Хатунцев В.В. Метрология, стандартизация и сертификация: учебное пособие, Мичуринск - Наукоград, 2008. - 97 с.

Размещено на Allbest.ru