Расчет точностных параметров изделий и их контроль

Вставка НЕ.cdw

Неуказанные пред. откл. по ОСТ 37.001.246-82
Остальные требования по ГОСТ 2015-84
М8:НЕ по ГОСТ 2015-84
Центровые отверстия по ГОСТ 14034-74

Чертеж зубчатого колеса 12.dwg

Допуск на биение окружности
Допуск на отклонение
Допустимое торцовое биение
* Размер обеспечивается инструментом
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81

Вставка ПР.dwg

Неуказанные пред. откл. по ОСТ 37.001.246-82
Остальные требования по ГОСТ 2015-84
М8:ПР по ГОСТ 2015-84
Центровые отверстия по ГОСТ 14034-74

Чертеж детали 7.dwg

* Размер обеспечиватся инструментом
Центровое отверстие по ГОСТ 14034-74
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m

Вставка НЕ.dwg

Неуказанные пред. откл. по ОСТ 37.001.246-82
Остальные требования по ГОСТ 2015-84
М8:НЕ по ГОСТ 2015-84
Центровые отверстия по ГОСТ 14034-74

Калибр-пробка сборочный.dwg

Маркировать шрифтом 5-Пр3 по ГОСТ 26.008-85: ПР
Товарный знак предприятия изготовителя

Чертеж детали 7.cdw

* Размер обеспечиватся инструментом
Центровое отверстие по ГОСТ 14034-74
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m

Спецификация.spw

Чертеж зубчатого колеса 12.cdw

Допуск на биение окружности
Допуск на отклонение
Допустимое торцовое биение
* Размер обеспечивается инструментом
Общие допуски по ГОСТ 30893.1-m
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 1643-81

Вставка ПР.cdw

Неуказанные пред. откл. по ОСТ 37.001.246-82
Остальные требования по ГОСТ 2015-84
М8:ПР по ГОСТ 2015-84
Центровые отверстия по ГОСТ 14034-74

Калибр-пробка сборочный.cdw

Маркировать шрифтом 5-Пр3 по ГОСТ 26.008-85: ПР
Товарный знак предприятия изготовителя

Пояснительная.doc

Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«Южно-Уральский государственный университет»
Факультет «Заочный инженерно-экономический»
Кафедра «Технология машиностроения»
Расчет точностных параметров изделий и их контроль
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине «Метрология стандартизация и сертификация»
ЮУрГУ 151002.2015.432 ПЗ КР
Нормоконтролер (должность) Руководитель (должность)
студент группы ЗФ-546
Шварев Д.С. Расчет точностных
параметров изделия и их контроль.
Челябинск: ЮУрГУ 2015. – 34с.
илл. библиография литературы
- листа чертежей ф. А3
– листа чертежей ф. А4.
В курсовой работе проведен расчет посадок для заданных соединений расчет исполнительных размеров резьбовых соединений размерных цепей. Проведен выбор и расчет контрольных параметров для зубчатого колеса. Для вала разработаны схемы контроля технических требований.
В итоге выбраны посадки для всех сопрягаемых размеров узла.
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК СОПРЯГАЕМЫХ РАЗМЕРОВ УЗЛА..6
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК .7
1 Расчет и выбор посадки с натягом 7
2 Расчет и выбор переходной посадки ..15
3 Расчет посадки подшипника качения .. ..18
ПОСТРОЕНИЕ СХЕМЫ РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОЛЕЙ
ДОПУСКОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ .. .21
РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ КАЛИБРОВ ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ 3 7 ..22
1 Расчет исполнительных размеров калибров для гладкого цилиндрического соединения 3-7 22
2 Расчет исполнительных размеров калибров для резьбового соединения 7-16 24
НАЗНАЧЕНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ ДЛЯ
КОНТРОЛЯ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА 12 26
РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ 28
РАЗРАБОТКА СХЕМ КОНТРОЛЯ ТЕХНИЧЕСКИХ
ТРЕБОВАНИЙ ДЕТАЛИ ВАЛА ..30
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 34
Задачами данной курсовой работы является выбор посадок удовлетворяющих необходимой технологичности и удовлетворяющих качеству изделий. Исходя из условий работы и назначения детали или соединения деталей выбираются различные посадки и назначаются различные поля допусков для сопрягаемых размеров.
Для того чтобы определить годность изделия изготовленного по заданным размерам необходимо разработать различные методы контроля деталей. Для контроля гладких отверстий используются гладкие предельные калибры – пробки.
Для контроля допусков расположения и формы поверхности используют различные методы контроля технических требований которые осуществляются при помощи приборов.
Для контроля правильного соотношения взаимосвязанных размеров используется теория размерных цепей. Расчетом размерных цепей позволяет: определить количественную связь между размерами деталей машины; уточнить номинальные значения и допуски взаимосвязанных размеров исходя из эксплуатационных требований и экономической точности обработки деталей и сборки машины; определить наиболее рентабельный вид взаимозаменяемости; добиться наиболее правильной простановки размеров на рабочих чертежах; определить операционные допуски и перечислить конструктивные размеры на технологические.
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК СОПРЯГАЕМЫХ РАЗМЕРОВ УЗЛА
Назначим посадки для всех сопрягаемых размеров выданного узла данные занесены в таблицу 1.
Таблица 1. Назначение посадок
Обеспечивает гарантированный натяг чтобы вал 5 не прокручивался в отверстии кривошипа 3.
По аналогии с соединением 1-14.
По аналогии с соединением 7-14.
Обладает высокой степенью центрирования. Предназначена для неподвижных но разъемных соединений.
Обеспечивает гарантированный натяг.
Обеспечивает гарантированный зазор свободное вращение.
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК
1 Расчет и выбор посадки с натягом
На выданном сборочном узле (в соответствии с рисунком 1) необходимо рассчитать и подобрать посадку с натягом из имеющихся в наборе СДП для гладкого цилиндрического сопряжения 3-7 . В таблице 2 собраны все необходимые данные для расчета посадки.
Таблица 2 – Исходные данные
Наименование величины размерность
Обозначение в формулах
Диаметр соединения мм
Диаметр отверстия полого вала мм
Наружный диаметр втулки мм
Значение коэффициента трения
Модуль упругости материала вала
Модуль упругости материала отверстия
Коэффициент Пуассона материала вала
Коэффициент Пуассона материала отверстия
Предел текучести материала вала Па
Предел текучести материала отверстия Па
При расчете определяются предельные величины натягов в соединении.
Минимальный функциональный натяг определяется из условия прочности сопряжения при осевом нагружении рассчитывается по формуле [4]:
где – коэффициент трения при запрессовке;
– коэффициенты жесткости конструкции.
Коэффициенты жесткости конструкции рассчитываются по следующим формулам [4]:
где – коэффициенты Пуассона отверстия и вала соответственно.
Рассчитываем числовые значения коэффициентов жесткости конструкции и минимального функционального натяга:
по формуле 2 для отверстия
по формуле 3 для вала
Тогда определяем минимальный функциональный натяг по формуле 1:
Максимальный функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности сопрягаемых деталей рассчитывается по формуле:
где – наибольшее допускаемое давление на контактной поверхности при котором отсутствуют пластические деформации определяется по формулам:
где – предел текучести деталей при растяжении.
Рассчитываем числовое значение допускаемого давления на контактную поверхность и максимального функционального натяга с использованием минимального значения допускаемого давления:
для отверстия по формуле 5:
для вала по формуле 6:
И тогда максимальный функциональный натяг определяется по формуле 4:
Из функционального допуска посадки определяем конструкторский допуск посадки по которому устанавливаем квалитеты вала и отверстия:
где функциональный допуск посадки
где - эксплуатационный допуск посадки.
Конструкторский допуск посадки рассчитывается по следующей формуле:
где – табличный допуск отверстия; – табличный допуск вала.
Эксплуатационный допуск посадки посчитаем по формуле:
где – запас на эксплуатацию; – запас на сборку.
Согласно ГОСТ 25346 – 82 «Основные формы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Общие положения ряды допусков и отклонений» найдем допуски для dмм:
Возможно несколько вариантов значений и :
Учитывая предпочтительность посадок по ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки» примем для отверстия втулки допуск – IT8 для вала – IT7.
Для учета конкретных условий эксплуатации в расчетные предельные натяги необходимо внести поправки.
Поправка U учитывающая смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей рассчитывается по формуле:
где – среднее арифметическое отклонение профиля соответственно отверстия и вала.
Поправка учитывающая различия рабочей температуры температуры сборки и коэффициент линейного расширения; рассчитывается по формуле:
где – коэффициенты линейного расширения;
– рабочие температуры деталей;
– номинальный диаметр соединения.
так как рабочая температура деталей близка к температуре сборки.
Поправка учитывающая деформацию деталей от действия центробежных сил.
так как скорость вращения сопрягаемых деталей не велика.
Функциональные натяги с учетом поправок:
Для обеспечения работоспособности стандартной посадки необходимо выполнить условия (неравенства):
- запас на сборку учитывает перекосы при запрессовке и другие неучтенные в формулах условия сборки; чем больше запас на сборку тем меньше усилие запрессовки напряжения в материале деталей приводящее к их разрушению.
- запас на эксплуатацию учитывает возможность повторной запрессовки при ремонте наличие динамический нагрузок при работе. Чем больше запас на эксплуатацию тем выше надежность и долговечность прессового соединения.
Посадки с натягом рекомендуемые ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки». В системе отверстия. Проанализируем эти посадки (таблица 3):
Таблица 3 – Полученные посадки
Из рассмотренных посадок условиям указанным выше удовлетворяет посадка 60 (см. таблицу 3). На рисунке 2 изображена схема полей допусков рекомендуемых посадок.
Рисунок 2 – Схема расположения полей допусков рекомендуемых посадок.
Рассмотрим посадки с натягом из числа комбинированных.
Проанализируем эти посадки и сведем полученные данные в таблицу 4.
Таблица 4 – Полученные комбинированные посадки
Из рассмотренных посадок условиям 15 16 17 18 19 удовлетворяют посадки 60 60 60. На рисунке 3 изображены поля допусков комбинированных посадок.
Рисунок 3 – Схема расположения полей допусков комбинированных посадок.
Наибольший запас эксплуатации у посадки 60. Принимаем ее и проставляем на чертеж узла.
2 Расчет и выбор переходной посадки
Для сопряжения 6 – 12 подобрать стандартную переходную посадку. Шестерня 12 имеет с валом 6 неподвижное разъемное соединение 50 мм с дополнительным креплением при помощи шпонки поэтому создание большого натяга не требуется. Также переходная посадка обеспечит высокую точность центрирования и легкость сборки.
Точность центрирования определяется величиной которая в процессе эксплуатации увеличивается [4]:
где - радиальное биение которое определяется по ГОСТ 1643 –81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски».
Делительный диаметр шестерни измеряем на чертеже d=167 мм.
где m – модуль можно найти по формуле ;
h – высоту зуба замеряем на чертеже.
Затем по ГОСТ 1643 –81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» для шестерни с от 35 до 63 мм и свыше 125 мм до 400 мм по степени точности 7 определяем мкм;
- коэффициент запаса точности берется он компенсирует погрешности форм и расположения поверхностей шестерни и вала смятие неровностей а также износ деталей при повторных сборках и разборках.
Определим предельные значения зазора по формуле 20:
В системе основного отверстия из рекомендуемых стандартных полей допусков составляем посадки определяем по которому и подбираем оптимальную посадку так чтобы был равен или меньше на 20% от .
Такими посадками по ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки» будут:
Для данного соединения наиболее подходит посадка .
Средний размер отверстия:
Средний размер вала:
Так как то надо определить вероятностное предельное значение и он дожжен быть не меньше или близким к .
Легкость сборки определяется вероятностью получения натягов в посадке. Принимаем что рассеяния размеров отверстия и вала а также зазора и натяга подчиняются закону нормального рассеяния и допуск равен величине поля рассеяния :
где - среднеквадратическое отклонение случайного значения параметра от цента группирования. Тогда по формуле 22 выражаем:
Среднеквадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении:
При средних размерах отверстия и вала средний зазор равен:
Определяем вероятность зазоров от 0 до125 мкм т.е. х=125:
По справочнику находим значение интегральной функции вероятности . Вероятность получения зазора: (2535)=04938.
Кривая вероятностей натягов и зазоров посадки изображена на рисунке 4.
Рисунок 4 - Кривая вероятность натягов и зазоров посадки .
Вероятность получения зазоров в соединении:
Вероятность получения натягов в соединении:
Предельные значения натягов и зазоров:
3 Расчет посадки подшипника качения
Назначим посадку подшипника качения 14. Выбор посадки зависит от вида нагружения колец подшипника. Определим виды нагружения: по условиям работы узла внутреннее кольцо подшипника имеет циркуляционное нагружение наружное – местное. Присоединительные размеры подшипника заданы в таблице на чертеже узла. Принимаем класс точности подшипника 0 и серию 2 по которой в зависимости от диаметров
d = 55мм D = 100мм определяем ширину кольца В = 21мм и r = 25мм [1].
b –рабочая ширина посадочной поверхности кольца подшипника за вычетом фасок b = B – 2r мм; b = 21-2·25=16мм.
а — колебательное нагружение наружного кольца циркуляционное нагружение внутреннего кольца; б — колебательное нагружение внутреннего кольца циркуляционное нагружение наружного кольца;
- вращающаяся радиальная нагрузка действующая на подшипник.
Kn - динамический коэффициент посадки зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150% умеренных толчках и вибрации Кn = 1).
F- коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F=1).
FA - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двухрядных подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии на опоре осевой нагрузки А. При этом FA может иметь значения 12 2. В обычных случаях FA = 1.
По условиям задания радиальная реакция опоры R = 20100Н задана нагрузка с умеренными толчками и вибрацией. По формуле 23 вычисляем:
По величине PR и диаметру d кольца находим рекомендуемое основное отклонение. Найденным значениям PR и d соответствует основное отклонение вала k отверстия корпуса - H.
Номер квалитета зависит от класса точности подшипника. В данном случае поле допуска вала в соединении будет k6.
В данном примере основное отклонение Н для «0» класса IT7 поле допуска отверстия в соединении – Н7.
Для построения расположения полей допусков находим отклонения наружного и внутреннего колец подшипника по ГОСТ 3325 – 85 «Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки». Отклонения вала и отверстия корпуса находим из таблиц ГОСТ 25347-82 «Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендуемые посадки». Найденные отклонения наносим на схему (рисунок 5). Допуски и технические требования подшипника изображены на рисунках 6 и 7.
Рисунок 5 - Схема полей допусков подшипника.
Рисунок 6 - Допуски и технические требования подшипника в системе вала.
Рисунок 7 - Допуски и технические требования подшипника в системе отверстия.
ПОСТРОЕНИЕ СХЕМЫ РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОЛЕЙ ДОПУСКОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ
Построим схему расположения полей допусков для резьбового соединения 7-16 .
Строим схему расположения поля допуска резьбового отверстия. По ГОСТу 8724-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги» наружный диаметр D=14 мм; средний диаметр D2=12701 мм; внутренний диаметр D1=11835 мм.
По ГОСТу 16093-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором» предельные отклонения диаметров гайки:
для наружного внутреннего и среднего диаметров нижнее отклонение EI=0;
для внутреннего диаметра D1 верхнее отклонение ES=+475мкм;
для среднего диаметра D2 ES=+265 мкм.
По ГОСТу 16093-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором» предельные отклонения диаметров болта:
для наружного внутреннего и среднего диаметров верхнее отклонение es=-38 мкм; нижнее отклонение d e нижнее отклонение d2 ei=-288мкм.
Схема полей допусков резьбового соединения 7-16 изображена на рисунке 8.
Рисунок 8 - Схема полей допусков резьбового соединения 7-16.
РАСЧЕТ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ КАЛИБРОВ
1 Расчет исполнительных размеров калибров для гладкого цилиндрическо-го соединения 3-7
Контроль детали 7 по размеру в массовом и серийном производстве осуществляется с помощью предельных калибров-скоб.
Наибольший предельный размер вала мм.
Наименьший предельный размер вала мм.
По таблице 2 ГОСТ 24853-81 определяем:
мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера вала;
мкм – допуск на изготовление калибров для вала;
мкм – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия.
Схема расположения полей допусков вала ПР и НЕ калибров-скоб изображена на рисунке 9.
Рисунок 9 - Схема расположения полей допусков вала
ПР и НЕ калибров-скоб.
Наименьший предельный размер ПР стороны калибра-скобы
Наименьший предельный размер НЕ стороны калибра-скобы
Исполнительный размер ПР стороны калибра-скобы равенмм.
Исполнительный размер НЕ стороны калибра-скобы равенмм.
Контроль отверстия ø осуществляется с помощью предель-ных калибров-пробок.
Наибольший предельный размер отверстия
Наименьший предельный размер отверстия
мкм – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера отверстия;
мкм – допуск на изготовление калибров для отверстия;
мкм – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия.
Схема расположения полей допусков отверстия ПР и НЕ калибров-пробок изображена на рисунке 10.
Рисунок 10 - Схема расположения полей допусков отверстия
ПР и НЕ калибров-пробок.
Наибольший предельный размер ПР калибра-пробки
Исполнительный размер ПР калибра-пробки равен øмм.
Наибольший предельный размер НЕ калибра-пробки
Исполнительный размер НЕ калибра-пробки равен øмм.
2 Расчет исполнительных размеров калибров для резьбового
Резьбовая калибр-пробка для внутренней резьбы (гайки) .
По ГОСТ 24705-81 находим предельные отклонения диаметров резьбы и строим схему расположения полей допусков резьбовых калибров-пробок. По ГОСТ 24997-81 определяем отклонения и допуски калибров и наносим их на схему (рисунок 11).
Схема расположения полей допусков резьбового отверстия ПР и НЕ резьбовых калибров-пробок изображена на рисунке 12.
Рисунок 11 - Схема расположения полей допусков резьбовых калибров-пробок.
Рисунок 12 - Схема расположения полей допусков резьбового отверстия
ПР и НЕ резьбовых калибров-пробок.
Для ПР резьбового калибра-пробки:
наибольший предельный наружный диаметр
наибольший предельный средний диаметр
наибольший предельный внутренний диаметр
Допуски наружного диаметра ПР резьбового калибра-пробки () и среднего диаметра ():
Исполнительные размеры ПР резьбового калибра-пробки:
-внутренний диаметр max по канавке или радиусу.
Размер изношенного резьбового калибра-пробки по среднему диаметру:
Для НЕ резьбового калибра-пробки:
Наибольший предельный наружный диаметр
Наибольший предельный средний диаметр
Наибольший предельный внутренний диаметр
Допуски наружного диаметра НЕ резьбового калибра-пробки () и среднего диаметра ():
Исполнительные размеры НЕ резьбового калибра-пробки:
Размер изношенного НЕ резьбового калибра-пробки по среднему диаметру:
НАЗНАЧЕНИЕ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ ДЛЯ КОНТРОЛЯ
Модуль m назначается в соответствии с действующим стандартом. Находим модуль из формулы:
где h – высота зуба зубчатого колеса (измеряется на чертеже).
По формуле 40 находим
Количество зубьев z найдем из формулы:
где диаметр делительной окружности число зубьев.
По формуле 41 определяем .
Так как то это зубчатое колесо без смещения (x=0) при α=20 и коэффициенте делительной головки зуба ha=1.
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» определяем точность зубчатого колеса принимаем степень точности 7-А.
Номинальный размер длины общей нормали определяется по формуле
Wm = (1476(2n+1)+z·001387)m = 64322мм; (42)
где n = 011z+05 = 011·28+05 = 3 число зубьев захватываемых губками нормалемера (целое число).
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски». Наименьшее отклонение средней длины общей нормали (первое слагаемое) ЕWms=200 мкм наименьшее отклонение средней длины общей нормали (второе слагаемое) ЕWms=14 мкм. Таким образом ЕWms=200+14=214 мкм.
По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» допуск на среднюю длину общей нормали ТWm=110мкм. Наибольшее отклонение средней длины общей нормали ЕWms+ ТWm=214+110=324мкм.
Показатель бокового зазора
Допуск на биение окружности вершин зубьев принимается равным 01m=01·6=06. Величина допустимого торцового биения базового торца заготовки определяется по формуле
где ширина зубчатого венца b=40мм. По ГОСТ 1643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» допуск на отклонение направления зуба F=0009 мм.
Все данные наносятся на чертеж зубчатого колеса выполненного в соответствии с ГОСТ 2.403-75.
РАСЧЕТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ
Определим допуск и отклонение одного размера исходя из требований конструкции и технологии.
Данная задача прямая поскольку по допуску и отклонениям замыкающего звена определяют допуск и отклонения составляющего звена. Расчет размерной цепи начинаем с установления уравнения размерной цепи и метода достижения точности. Для этого выявляем все звенья входящие в данную цепь путем обхода контуров взаимосвязанных звеньев начиная от одной из поверхностей (осей) ограничивающих исходное (замыкающее) звено и доходят до второй поверхности (оси) ограничивающей исходное (замыкающее) звено.
Составляем графическое изображение размерной цепи (рисунок 13).
Рисунок 13 - Размерная цепь.
Запишем уравнение размерной цепи:
Для предварительной оценки допуска звена А4 по способу равных допусков определим средний допуск составляющих звеньев:
где - известные допуски составных звеньев;
m – число всех звеньев в том числе и замыкающего;
k – число составляющих звеньев допуск которых известен;
- допуск замыкающего звена. мм.
По величине выбираем метод достижения точности замыкающего звена.
где - число единиц допуска;
i – единица допуска. i=156.
Точность звена мм будет между IT14 и IT15 это экономически приемлемо поэтому применим метод обеспечивающий полную взаимозаменяемость.
РАЗРАБОТКА СХЕМ КОНТРОЛЯ ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ ДЕТАЛИ ВАЛА
Отклонения и допуски форм поверхностей
Отклонение округлости .Схема контроля отклонения округлости вала изображена на рисунке 14.
Рисунок 14 - Схема контроля отклонения округлости вала.
Отклонение от профиля продольного сечения . Схема контроля отклонения от профиля продольного сечения вала изображена на рисунке 15.
Рисунок 15 - Схема контроля отклонения от профиля продольного сечения вала.
Отклонения и допуски расположения
Отклонение от параллельности .
Отклонение от симметричности .
Схема контроля отклонения от параллельности и симметричности шпоночного паза изображена на рисунке 16.
Рисунок 16 - Схема контроля отклонения от параллельности и симметричности шпоночного паза.
Суммарные допуски формы
Схема контроля радиального биения вала изображена на рисунке 17.
Рисунок 17 - Схема контроля радиального биения вала.
Схема контроля торцевого биения вала изображена на рисунке 18.
Рисунок 18 - Схема контроля торцевого биения вала.
В данной курсовой работе были назначены посадки для всех сопряжений и обозначены на выданном узле в соответствии с условиями сборки и критериями работоспособности данного узла. Также были произведены расчеты посадки с натягом переходной посадки и выбраны из удовлетворяющих условиям работоспособности узла. Были рассчитаны и назначены посадки подшипника качения построены поля допусков всех посадок и выполнены чертежи необходимых деталей.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т В.И. Анурьев. М.: Машиностроение 2001. Т.2. 864 с.
Палей М.А. Допуски и посадки: Спр авочник: в 2-х ч. М.А. Палей А.Б. Романов В.А. Брагинский. СПб.: Политехника 2001. Ч.1. 607 с.
Белкин И.М. Допуски и посадки: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей высших учебных заведений. И.М. Белкин. М.: Машиностроение 1992. 529 с.
ГОСТ 3325-85 (СТ СЭВ 773-77) Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки. введен взамен ГОСТ 3325-55 (СТ СЭВ 773-77). М.: Госстандарт 1985 105 с.
Столярова Т.В. Метрология взаимозаменяемость и стандартизация: Учебное пособие по выполнению курсовой работы Т.В. Столярова В.А. Кувшинова О.В. Ковалерова Т.А. Поляева; Под ред. к.т.н. В.Н. Выбойщика. Челябинск: Изд-во ЮУрГУ 2005. 110 с.