Метрология, стандартизация и сертификация

узел 2 чертеж.cdw

узел 2.doc

НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ДЛЯ СОПРЯГАЕМЫХ РАЗМЕРОВ ДЕТАЛЕЙ УЗЛА8
РАСЧЕТ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДКИ ГЛАДКОГО ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО СОЕДИНЕНИЯ9
РАСЧЕТ ПРЕДЕЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ И ПОСТРОЕНИЕ СХЕМЫ РАСПОЛОЖЕНИЯ ДОПУСКОВ РЕЗЬБОВОГО СОЕДИНЕНИЯ12
РАСЧЕТ ДОПУСКОВ ЗВЕНЬЕВ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ15
1 РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ МЕТОДОМ МАКСИМУМА-МИНИМУМА15
2 РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ СПОСОБОМ РАВНЫХ ДОПУСКОВ16
3 РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ СПОСОБОМ РАВНОТОЧНЫХ ДОПУСКОВ (ДОПУСКОВ ОДНОГО КВАЛИТЕТА ТОЧНОСТИ)17
ВЫБОР СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЯ РАЗМЕРОВ ОТВЕРСТИЯ И ВАЛА СОПРЯЖЕНИЯ18
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДЕЛЬНЫХ ЗНАЧЕНИЙ ПОГРЕШНОСТЕЙ ИЗМЕРЕНИЯ ЗАДАННОГО ЯВЛЕНИЯ19
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОГРЕШНОСТЕЙ МНОГОКРАТНОГО ИЗМЕРЕНИЯ ЗАДАННОЙ ВЕЛИЧИНЫ21
Назначение посадок для сопрягаемых размеров деталей узла
Соединения 7-14 (вал-подшипник качения)
Подшипник 6-2210 – роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328-75). Класс точности шестой. Пусть условием задано что подшипник качения подвергается ударам и вибрации перегрузка на 150%. Вид нагружения колец: наружного – местное внетреннего – циркуляционное.
Посадочные размеры подшипника:
- наружного кольца D=90 мм;
- внутреннего кольца d=50 мм.
Посадочная ширина (ширина без учета радиусов закругления): b=20 мм
Нижние предельные отклонения колец: e EId=-0010 мм
Верхние предельные отклонения колец равны нулю.
Тогда D=90-0013 мм d=50-0010 мм.
Следовательно посадка наружного кольца в корпус: ∅90H6 посадка внутреннего кольца на вал ∅50L6k6.
Соединения 7-15 (вал-подшипник качения)
Подшипник 6-210 – шариковый радиальный однорядный (ГОСТ 8338-75). Класс точности шестой. Пусть условием задано что подшипник качения подвергается ударам и вибрации перегрузка на 150%. Вид нагружения колец: наружного – местное внетреннего – циркуляционное.
Выбираем посадку наружного кольца в корпус: ∅90H7 посадка внутреннего кольца на вал ∅50L6n6.
Соединения 6-13 (вал-втулка)
Пусть задано условие требующее высокую точность когда недопустимы значительные колебания натягов (соединение тонкостенной легко повреждаемой втулки при относительно больших длинах). Следовательно выбираем посадку повышенной точности ∅50H6р5.
Соединение 6-12 (вал-шестерня)
Применение для шпоночных соединений посадок колеса на вал с зазором недопустимо а переходных посадок – крайне нежелательно.
Рекомендуется принимать следующие посадки для цилиндрических прямозубых ∅70H7р6.
Соединения 7-16 (резьбовое соединение)
Пусть условием задано что необходимо обеспечить достаточную статическую и циклическую прочность данного соединения. Пусть резьба М12 является общего назначения и следовательно поля допусков относятся к среднему классу точности. Тогда выбираем посадку 6H6g. На чертеже обозначаем М122-6H6g.
∅25H12b12 – для применения грубообработанных или необработанных материалов малой точности для беспечения свободного вращения (сменные рычаг или рукоятка).
Расчет данной посадки рассмотрим в задании 2.
Расчет и назначение посадки гладкого цилиндрического соединения
Дано: D=58 мм; f=014; Мкр=160 Нм; =03 для стали; Е1=Е2= 202*10 11 Нм2
Материалы: для детали 3 - Сталь 30 для вала 6 - Сталь 30.
Запрессовка механическая при нормальной температуре.
Рассчитать посадку с натягом для сопряжения 3-7.
Наименьший расчетный натяг
Для сплошного вала d1=0
Для массивного корпуса
Поправки к расчетному натягу.
- учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей мкм;
- учитывает увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали мкм;
- учитывает деформации деталей от действия центробежных сил мкм;
мкм (т.к. диаметр вала до 500 мм и вращающаяся скорость до 47 мс.
- учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей мкм;
Rz1=32 Rz2=32 k1=01 k2=06
- учитывает воздействие вибраций и ударов мкм;
Наименьший функциональный натяг
По величине подбираем ближайшую посадку ( стр.154 справочник Мягкова часть 1).
Рисунок 2 – Схема полей допуска ∅58H6p5
Проверяем прочность соединяемых деталей при :
I) Давление на поверхности контакта деталей 3-7
II) Допустимое давление на поверхности детали 3
III) Допустимое давление на поверхности детали 7
Таким образом запас прочности деталей
Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактирующих деталей т.е. когда . Следовательно выбранная посадка обеспечивает необходимую прочность соединения.
Расчет предельных размеров и построение схемы расположения допусков резьбового соединения
Дано: резьбовое соединение М903 с полем допуска 6G6e
Класс точности – средний (таблицы 4.28). Для резьбы гайки поле допуска среднего диаметра (d2) 6G поле допуска внутреннего диаметра (d1) 6G. Для болта поле допуска среднего диаметра (d2) 6e поле допуска наружного диаметра (d) 6e.
Для шага и угла профиля предельные отклонения не устанавливают. Допуск по среднему диаметру Td2 (TD2) дается на приведенный диаметр то есть представляет сумму трех слагаемых: допуска собственно среднего диаметра диаметральной компенсации погрешности шага fP диаметральной компенсации погрешности угла профиля fα.
Посадка с зазором т.к. поле допуска отверстия расположено над полем допуска вала. Наибольшее распространение в машино- и приборостроении получи поля допусков данного класса точности при котором обеспечвается достаточная статическая и циклическая прочости резьбовых соединений.
Определение номинальных размеров резьбы по ГОСТ 9150-81:
d2(D2)=d-2+0051=88051 мм;
d1(D1)=d-4+0752=86752 мм
Параметры резьбового соединения занесены в таблицу 3.1
Таблица 3.1 – Параметры резьбового соединения
Рисунок 3.1 – Схема профиля резьбы
Определение предельных отклонений резьбы для посадки с зазором (ГОСТ 16093-81)
Таблица 3.2 – Предельные отклонения диаметров резьбы
Определение предельных размеров резьбы
Предельные значения диаметров наружной резьбы
d1min не нормируется
Предельные значения диаметров внутренний резьбы
Dmax= не нормируется
D1min D1+EI=86752+0048=86800 мм
Рисунок 3.2 – Схема расположения полей допусков резьбового соединения
Определение предельных зазоров в резьбовом соединении по среднему диаметру
Расчет допусков звеньев размерной цепи
1. Решение задачи методом максимума-минимума.
)номинальные размеры составляющих звеньев:
Б1= Б7=50 мм; Б2= Б6=20 мм; Б3= Б5=16 мм; Б4=30 мм;
замыкающее звено должно быть Б0=2-05
)проводим анализ размерной цепи. В данной цепи звенья Б2 Б3 Б4 Б5 Б6 –увеличивающие Б1 Б7 – уменьшающие.
)Определяем номинальный размер замыкающего звена:
где m – количество увеличивающих звеньев n – количество уменьшающих звеньев.
Б0=(20+16+30+16+20)-(50+50)=2 (мм)
)определяем предельные отклонения и допуск замыкающего звена:
а) верхнее отклонение:
ESБ0=Б0max-Б0ном=2 – 2=0
б) нижнее отклонение:
EIБ0=Б0min – Б0ном=15 – 2= - 0.5(мм)= - 500 мкм
TБ0= ESБ0 – EIБ0 = 0 – ( -05) = 05 (мм) = 500 (мкм)
1.1.Решение задачи способом равных допусков.
Способ равных допусков применяют если составляющие размеры входят в один интервал диаметров. Этот способ прост но не достаточно точен. Данный способ применяется для предварительного назначения допусков составляющих размеров:
)по ГОСТ 520-2002 определяем предельные отклонения и допуск стандартного размера Б2 и Б6
ESБ2=0 EIБ2= - 120 мкм
Тогда Б2=20-0120 мм ТБ2= 0120 мм = 120 мкм
ESБ6=0 EIБ6= - 120 мкм
Тогда Б6=20-0120 мм ТБ6= 0120 мм = 120 мкм
)определяем допуск составляющих звеньев по формуле при условии ТБ1= ТБ3= ТБ4= ТБ5= ТБ7=ТБi
Округляем величину допуска TБi до ближайшего стандартного (меньшего) значения. Принимаем TБi=46 мкм
Б1= Б7=50 +0046 мм;
Проверка при условии:
0 мкм≥46*5+120+120=470 мкм
Проверка выполняется.
Данные вычисления заносим в итоговую таблицу:
1.2. Решение задачи способом равноточных допусков (допусков одного квалитета точности).
Этот способ применяют если все составляющие цепь размеры выполнены с допуском одного квалитета точности:
)определяем среднее число единиц допуска:
)устанавливаем квалитет точности :
Значение =3935 ед соответствует 9-му квалитету точности.
)по ГОСТ 25346-89 по 9-му квалитету точности назначаем допуски составляющих размеров цепи
Б1= Б7=50 -0062 мм;
Проверка при условии
TБ0≥ =160+140+120+120+120+100+120+100+70=1050(мкм).
Данные расчетов занесем в итоговую таблицу:
Выбор средств измерения размеров отверстия и вала сопряжения
Рассчитанная посадка H6р5
А) Выбираем средство измерения для вала. Квалитет точности JT5
Рассчитаем погрешность измерения по формуле:
где r=035 при JT=5 Tp=15 мкм.
По условию выбираем средство измерения рычажная скоба с ценой деления 2 мкм с
Б) Выбираем средство измерения для отверстия. Квалитет точности JT6. При JT6 r=03; Tp=15 мкм
Рассчитаем погрешность измерения:
Определение предельных значений погрешностей измерения заданного явления
Определить давление [Па] при нагружении неподвижного соединения осевой силой
) погрешность измерения осевой силы:
) погрешность измерения длины соединения:
) погрешность измерения диаметра соотношения:
) Наибольшее значение абсолютной погрешности:
- находим частные дифференциалы функции:
- подставим в предыдущее уравнение значения получим:
)Наибольшее значение относительной погрешности:
ln =lnP-(ln +ln D+ln l+lnf)
Находим дифференциал:
Запись результата Pmin=6594±339 МПа.
Запись измерения Pmin=6594±3398 МПа
Определение погрешностей многократного измерения заданной величины
Решение: Считаем что система согласована с законом нормального распределения и исключены систематические ошибки.
- среднее арифметическое (математическое ожидание):
- среднее квадратическое отклонение:
) Проверка гипотезы о нормальности распределения:
Следовательно гипотеза нормального распределения не отвергается.
) Проверка правила трех сигм
) Исключение промахов и грубых ошибок.
Грубых ошибок и промахов нет.
) Определение доверительного интервала
Интервал при Рд=099 шире поэтому в его пределы войдут большее количество значений эксперимента. Но значения входящие в интервал при Рд=095 будут более достоверными.
) Точность и оценка истинного значения измеряемой величины.
Для того чтобы уменьшить случайную погрешность на величину 25% то есть повысить точность в 4 раза необходимо увеличить число измерений до 36.
Результаты измерений:
-систематические ошибки исключены;
-распределение величины согласовано с законом нормального распределения случайной величины.
Уфимский государственный авиационный технический университет